/
Text
HANDBOOK
OF INDUSTRIAL
NOISE
CONTROL
Edited by L. L. FAULKNER, Ph D.
Associate Professor, Department of Mechanical Engineering
The Ohio State University
INDUSTRIAL PRESS INC
it
СПРАВОЧНИК
ПО КОНТРОЛЮ
ПРОМЫШЛЕННЫХ
ШУМОВ
Перевод с английского
Л. Б. ОКАРИНОЙ и Н. И. ШАБАНОВОЙ
под редакцией
д-ра техн, наук проф. В. В. КЛЮЕВА
МОСКВА * МАШИНОСТРОЕНИЕ * 1979
ББК 304 н
С74
УДК 628.517.2-038.2 (031)
Справочник по контролю промышленных шумов: Пер.
С74 с англ./Пер. Л. Б. С к арина, Н. И. Шабанова; Под
ред. д-ра техн, наук проф. В. В. Клюева.— М.: Машино-
строение, 1979. — 447 с., ил.
В пер.: 2 р. 30 к.
В справочнике описаны методы измерения звука и вибрации, применяе-
мые для эффективного контроля промышленных шумов, а также практиче-
ские приемы снижения шума с помощью соответствующего проектирования
элементов машин, гидравлических и пневматических систем; даны конкретные
рекомендации по измерению шумов на практике и примеры с подробными рас-
четами.
Справочник предназначен для инженерно-технических работников маши-
ностроительных предприятий, научно-исследовательских и проектных органи-
заций. Он также будет полезен техническим и общественным инспекторам
по охране труда.
ББК 304н
604
Copyright © 1976 by Industrial Press Inc.
© Перевод на русский язык, «Машиностроение», 1979 г.
Составители справочника
*
I. Е. Е. Аллен. Компания Фишер Контролз, Маршал-
лтаун, Айова.
2. Мая кол м Дж. Крокер, профессор прикладной механики. Лабо-
ратории Геррика, Школа прикладной
механики, Университет Пэрдью, Вест
Лафайет, Индиана.
3. Л. Л. Фолкнер, главный редактор. Отдел прикладной меха-
ники, Университет штата Огайо, Ко-
лумбус, штат Огайо, 43017.
4. Дж. Барри Грехен, директор по исследованиям. Компания Буф-
фало Фордж, Буффало, Нью-Йорк.
5. Джеймс Ф. Гамильтон, профессор прикладной механики. Лабо-
ратории Геррика, Школа прикладной
механики, Университет Пэрдью, Вест
Лафайет, Индиана.
6 Дэвид и Дж. Джонс, доктор философии, инженер по исследо-
ванию материалов. Лаборатория по
материалам Военно-воздушных сил,
Райт-Паттерсон АФБ, Огайо, 45433.
7 Джорж Кемпермен. Кемпермен и К°. Даунер Гров, Иллинойс.
Я. Е. М. Марко, бывший председатель отдела прикладной меха-
ники. Университет штата Огайо, Огайо,
43017.
9 Эббот А. Ратмен, инженер по исследованиям. Лаборатории
Колумбуса, 505 Кннч Эвеню, Колум-
бус, Огайо.
|о Чарлз У. Родмев, ведущий инженер. Секция прикладной ди-
намики и акустики, Лабо] нории Ко-
лумбуса, Колумбус, Огайс
II Джеймс Е. Шахан, старший консультант. Кемг ср мен и К°.
Даунер Гров, Иллинойс.
12. Уиллиам Сайкмен. Техническое управление, Хи к..: сон, Вискон-
син.
13. Дж. У. Салливен, редактор. Лаборатории Геррика, Школа
прикладной механики. Университет
Пэрдью, Вест Лафайет, Индиана.
Содержание
Предисловие ............................................ 7
1. Основы звука и вибрации.............................. 9
2. Измерение шумов и контрольно-измерительная аппара-
тура ................................................. 56
3. Стандарты, используемые при контроле шумов . . . . 80
4. Критерии шума машин........................... 92
5. Звукопоглощающие и звукоизолирующие материалы 116
6. Демпфирующие материалы, используемые для звуко- 168
и виброизоляции .................................
7. Применение виброизоляции для ослабления шума . . . 208
8. Шум деталей машин ................................. 261
9. Шум от вентиляторных установок и воздуховодов . . . 300
10. Шум при процессах горения ........................ 343
11. Шум, создаваемый в трубопроводах гидравлических
систем................................................ 369
12. Контроль промышленных шумов........................ 395
Литература .......................................... 433
Предисловие
♦
Справочник предназначен для инженеров с доста-
точной технической и математической подготовкой,
занимающихся контролем промышленных шумов.
Авторы рассмотрели физические основы контроля
шумов существующих или вновь создаваемых кон-
струкций.
Область инженерной акустики и контроля шумов
объединяет данные многих дисциплин. Приведенный
материал показывает, как можно достичь снижения
уровня шумов, используя определенные методы про-
ектирования, т. е. рассмотреть элементы машин, кото-
рые производят шум, или промышленные системы
(такие как гидравлические или для подачи воздуха),
а также производственные помещения, в которых
находится источник шума.
Справочник может быть полезен инженерам, не
обладающим достаточным запасом знаний в области
контроля шумов, так как многочисленные примеры
приводятся на основе последовательных расчетов. Та-
кой подход особенно полезен при переходе от теории
и науки о контроле шумов к их техническому примене-
нию. Авторы использовали допущения и приближения
при решении практических проблем контроля шумов,
•нобы помочь читателю овладеть текстовым матери-
алом.
Глава 1 посвящена физическим принципам контроля
промышленных шумов. Основные положения этой главы
необходимы для понимания материала следующих глав.
Ли юры дают аналитические и физические обоснования
природы распространения звука и принципов вибра-
ции. Читателям, которые не знакомы с проблемами
8
ПРЕДИСЛОВИЕ
контроля шумов, необходимо познакомиться с первой
главой прежде, чем приступить к чтению последующих.
В главе2 рассмотрены основные проблемы измерения
звука, необходимые для эффективного контроля шумов.
Ограниченный объем справочника не позволяет дать
подробный обзор имеющейся в настоящее время кон-
трольно-измерительной аппаратуры для анализа звуко-
вых и вибрационных процессов. В этой главе изложены
основы анализа и измерения звука, а не перечислены
все контрольно-измерительные приборы.
В главе 3 перечислены стандарты и практические
рекомендации, используемые при измерении шумов.
В главах 4—И освещены специальные вопросы
контроля промышленных шумов. В каждой главе
основные положения проиллюстрированы примерами.
В главе 12 рассмотрены примеры, которые показывают,
как материал предыдущих глав можно использовать
в инженерной практике.
Выражаю признательность Грэхэму Гаррету (Indu-
strial Press Inc.) за оказанную помощь во время работы
над справочником и также благодарю Карла Ханса
Молтречета (редактора Industrial Press Inc.) за полез-
ную критику и внесенные предложения. Особого при-
знания заслуживает Джозеф К. Саливан (Purdue Uni-
versity) за просмотр рукописи, сделанные замечания
и тот неоценимый вклад, который он внес, работая над
главами 1 и 5.
Благодарю всех авторов, которые принимали уча-
стие в работе над справочником и без помощи которых
книга не была бы написана.
Линн Л. Фолкнеру редактор издания.
Государственный Университет штата
Огайо, факультет машиностроения
1
Основы звука и вибрации
ДЖОЗЕФ В. САЛЛИВАН,
Л.Л.ФОЛКНЕР
Введение
Контроль шумов является довольно сложной проблемой. С одной стороны,
трудность состоит в систематизации природы шумов, связанной с такими науч-
ными направлениями, как математика, динамика, вибрацця, механика жидкостей
и газов, термодинамика, электроника, психоакустика, материаловедение и,
конечно, инженерная акустика. С другой стороны, необходимо преодолеть труд-
ности, связанные с терминологией. При контроле шумов используют множество
терминов, которые необходимо усвоить прежде, чем приступить к изучению
предмета. Невыясненная природа возникновения и распространения звука часто
становится непреодолимой преградой при решении проблемы уменьшения уровня
шума, к которой чаще всего подходят интуитивно или базируясь на опыте других
областей техники. Такие решения иногда бывают очень трудоемкими, а иногда
приводят к катастрофическим затратам. Рост материальных затрат требует иск-
лючить длительные эксперименты. Понимание основ возникновения и распро-
странения звука является важным моментом для инженера, отвечающего за вы-
полнение программы контроля шумов. В этой главе рассмотрены основы звука.
При этом используется в основном качественный подход, так как физическое
понимание предмета является более важным на данной стадии, чем матема-
тический подход. Глава содержит две части. Первая посвящена проблемам
ио шикновения звука, распространения звуковых волн в воздушной среде,
отражению звука от поверхности раздела, реакции человеческого уха на звук,
л также влиянию, которое оказывает звук на человека, и, наконец, основам кон-
троля нежелательных звуков или шумов. Во второй части освещены’вопросы,
касающиеся механической вибрации основных элементов, рассматриваются
причины колебательных движений и проблемы уменьшения колебаний, связан-
ные с контролем шумов.
физические единицы
К сожалению, в этом справочнике невозможно использовать единую систему
фи шческих единиц измерения. Акустика и контроль шумов нашли широкое при-
менение в различных лабораториях и технических учреждениях. Небольшой,
но весьма важный вклад внесли отдельные специалисты, использующие специ-
альные единицы измерения. Серия важных данных и инженерных концепций
л 1Н1стоя1цее время существует на основе использования отличающихся друг от
Ару гл единиц измерения. Фактически единой системы физических единиц в аку-
» цис не существует. И поскольку данная книга ставит перед собой задачу осве-
IIIи. современное состояние в области акустики, необходимо было использовать
1г единицы, которые имелись в литературе. В противном случае было бы затруд-
10
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
пено усвоение информации настоящей книги. В случае необходимости можно
перевести используемые единицы в другую систему единиц измерения. В прило-
жение включены таблицы с коэффициентами перевода из одной системы в другую.
ОСНОВЫ ЗВУКА
Звук возникает в результате изменений давления в воздухе. С помощью процес-
сов, которые будут описаны ниже, человеческое ухо преобразует эти изменения
давления в электрические сигналы, которые затем воспринимаются мозгом как
звук. Изменения давления в воздухе незначительны. Например, интенсивный
звук от пневматического зубила соответствует изменению давления только на
=±=0,00007 кгс/см2. Для восприятия нормальной человеческой речи достаточно
изменения давления на =±=0,0000007 кгс/см2.
К основам звука (при контроле шумов) относятся возбуждение звука источ-
ником, а также распространение звука от источника до приемника. Вся техника
контроля шумов базируется на изменении механизма возбуждения звука, или
на изменении звукового давления, когда звук распространяется в атмосфере от
источника до приемника.
Распространение звуковых волн
Для того чтобы звук достиг человеческого уха, он должен преодолеть некоторое
расстояние или, другими словами, распространяться по воздуху от точки воз-
никновения. Поскольку воздух обладает массой и упругостью, процесс распро-
странения лучше всего представить через количество движения и упругую восста-
навливающую силу. = ’* ’
Представим, что воздушная среда разделена на очень тонкие слои частиц.
Каждый из этих слоев имеет толщину, соизмеримую со средним межмолекуляр-
ным расстоянием. Таким образом, каждая частица содержит огромное количество
молекул, которые находятся в беспорядочном движении, так что в среднем ско-
рость всех частиц равна нулю, что соответствует состоянию воздушной среды
без приложенного возмущения. Рассмотрим жесткую механическую пластину,
которая перемещается влево и вправо (вибрирует) от положения статического
равновесия (рис. 1). Когда пластина перемещается вправо, частицы воздуха,
расположенные рядом, должны также сдвигаться вправо. С того момента, когда
частицы приобретают скорость, они обладают количеством движения и способны
передать силу или давление соседним (расположенным справа) частицам. В резуль-
тате приводятся в движение соседние частицы, которые, в свою очередь, передают
движение частицам, расположенным рядом и т. д. Это и есть возмущение или
волна, которая перемещается вправо и которую можно назвать волной «положи-
тельного давления», или, более правильно, волной сжатия. Пока волна распро-
страняется, вибрирующая пластина максимально перемещается вправо и начинает
двигаться влево. Частицы воздуха, расположенные рядом с пластиной и контак-
тирующие с ней, будут двигаться влево синхронно с пластиной. Количество
движения передается соседним частицам. Этот процесс повторится, каждая
частица будет перемещаться влево, пока существует возмущение. Это явление
можно назвать волной «отрицательного давления» или, более строго, волной раз-
режения. Отметим, что волна разрежения перемещается в том же направлении,
что и волна сжатия, т. е. от источника возмущения, или вправо, как это показано
на рис. 1.
Необходимо различать движения частицы и волны.
При рассмотрении движения частицы следует учесть, что она движется влево
и вправо относительно положения равновесия, т. е. колеблется при передаче
количества движения. Движение волны (волновое движение) характеризуется
скоростью, с которой происходит передача количества движения через частицы.
Следует отметить, что это есть скорость, с которой возмущение (передача коли-
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
11
Рис. 1. Диаграмма движения частиц под воз-
действием вибрирующего источника, создаю-
щего звуковую волну:
1 — жесткая вибрирующая пластина; р — дав-
ление относительно давления окружающей
среды; X — длина волны; S — расстояние
поверхности воды или направлению рac-
чества движения от частицы к ча-
стице) распространяется в окру-
жающей среде. Само же вещество
или масса не перемещаются для
осуществления передачи энергии и
результирующих колебаний давле-
ния, связанных со звуком. Хотя не
существует передачи массы в чистом
виде, звуковая волна обладает энер-
гией благодаря колебаниям давле-
ния. Скорость, при которой проис-
ходит передача количества движе-
гия, известна как скорость звука
(звуковая скорость). Скорость
звука есть функция плотности и
упругости среды, а для газообраз-
ной среды — и температуры. Ско-
рость звука в воздухе (в м/с) мож-
но определить по формуле
с = 20,04 /273+ ТС , (1)
где Тс — температура окружающей
среды, °C. При температуре 21° С
скорость звука в воздухе 344 м/с;
в воде —1433 м/с; в древесине
3962 м/с; в стали 5029 м/с.
Слова «волна» и «вода» вызы-
вают в воображении картину ряби
на поверхности воды, когда ча-
стицы перемещаются перпендику-
лярно (или почти перпендикулярно)
п ростр а нения волн, как подтверждает опыт с раскачивающейся на воде проб-
кой. В акустических волнах движение частиц всегда параллельно перемеще-
нию волн. Первое явление известно как поперечное движение волны, а вто-
рое — как продольное.
Возвращаясь к примеру о вибрирующей пластине, примем, что обе волны
сжатия и разрежения движутся с одинаковой скоростью, т. е. со скоростью звука.
Эго справедливо для величии флуктуаций звукового давления. Если движение
воли остановить в какой-то момент времени, то флуктуацию давления можно
представить как функцию расстояния (см. рис. 1). Каждая положительная флук-
туация давления является волной сжатия, а каждая отрицательная флуктуа-
ция — волной разрежения. Расстояние между двумя подобными, расположен-
ными друг за другом, точками волны, так же как расстояние между последу-
ющими максимумами давления, называют длиной волны и обозначают буквой Л.
Если рассмотреть прохождение волны через узкую щель, то число последовательно
расположенных подобных точек волны, которые пройдут через эту щель за 1 с,
называют частотой звуковой волны. Например, если 100 максимумов звуковой
волны проходят через щель за 1 с, то частота будет равняться 100 циклам в се-
кунду. Зависимость между частотой, длиной волны и скоростью звука можно
представить в виде
/ = (2)
me [ часто га, Гц ♦; с — скорость звука; X — длина волны, м.
• (. I чан г. на практике для определения количества циклов в секунду используется
гдннннл и «меренlist частоты Гц.
12
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Это соотношение необходимо запомнить, так как оно часто используется при
контроле шумов, особенно в виде Л = c/f. Например, при частоте 1000 Гц длина
волны в воздухе при комнатной температуре
344
1000
0,3 м.
(3)
Таким образом, при^бОО Гц длина волны—0,6 м; при 250 Гц — 1,2 м; при
2000 Гц ~ 0,15 м; при 4000 Гц — 0,07 м и т. д. Диапазон звуковых частот нахо-
дится в интервале 20—20 000 Гц. Частота выше 10 000 Гц редко встречается в про-
мышленных условиях. Однако применяют ультразвуковое оборудование высокой
частоты. На нижнем диапазоне шкалы нас может заинтересовать звук (инфра-
звук) частотой ниже 20 Гц (характер распространения звуковых волн зависит от
отношения между размером источника и длиной волны). На рис. 1 показана пла-
стина с большими по сравнению с длиной волны размерами, в этом случае идет
формирование плоской волны, т. е. в любой момент давление звука на пластину
(направление которой перпендикулярно направлению распространения волны)
постоянно. Если пластина имеет небольшие размеры по сравнению с длиной
волны, то распространение волны будет идти во всех направлениях (сферическая
волна). Поскольку длина волны изменяется обратно пропорционально частоте,
характер распространения волны, плоской или сферической, также является
функцией частоты и размеров источника. Таким образом, для выбранного размера
пластины преобладает сферическое распространение волн или распространение
по всем направлениям. Это происходит при низких частотах и большой длине
волны; при высоких частотах и коротких длинах волн распространение волн
плоское или направленное.
На практике плоские волны обычно возникают вблизи источника больших
размеров. По мере увеличения расстояния от источника волна становится сфери-
ческой независимо от размера источника. Плоские волны часто встречаются в тру-
бах или соединительных каналах, в которых длина намного превышает диаметр
трубы или размеры поперечного сече-
ния соединительного канала. Это поло-
жение, доказанное экспериментально,
можно выразить следующим образом:
для плоских волн, встречающихся
в трубах или каналах, — 6, где
% — длина звуковой волны [см. (2)];
d — диаметр трубы или канала.
Основные функции
контроля шумов
Выше был рассмотрен механизм ге-
нерирования акустической волны при
перемещении жесткой пластины. Для
того чтобы понять различные типы
звуковых волн, которые могут быть
созданы таким образом, необходимо
Рис. 2. Графики обычных временных функ-
ций, встречающихся при контроле шумов:
а — синусоидальной; б — периодической;
в — переходной; г — случайной; А — ам-
плитуда; t — время; Т — период
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
13
знать основные математические функции, которые характеризуют возможные
способы движения. Не приводя подробно математические выкладки, остано-
вимся на физическом понимании используемых функций при контроле шумов.
Наиболее часто встречаются периодические, переходные или случайные
функции (рис. 2). Синусоидальный сигнал (или движение) является особым слу-
чаем периодической функции, который может быть выражен простой синусо-
идальной функцией A sin (2л//), где А — амплитуда; f — частота, Гц; t — время
с. Периодическая функция — это такая функция, которая повторяется через
определенные интервалы. Переходные функции имеют четко определенные на-
чальные и конечные значения. Серия переходных функций может быть создана
однофазовыми событиями, такими, как удары, воздушные взрывы и т.д. Случай-
ные сигналы не имеют ни определенной частоты, ни определенной амплитуды.
Тема данного исследования ограничивается описанием периодических функ-
ций, которые составляют основу большинства шумов в применяемых механизмах.
Наиболее часто используемым инженерным методом является метод частотного
анализа периодического сигнала. Этот анализ может быть выполнен с помощью
прибора — анализатора спектра. Прибор автоматически анализирует электри-
ческие сигналы, получаемые от преобразователя. Анализ, выполняемый анализа-
тором спектра, основан на методе Фурье, согласно которому любая периодическая
функция может быть сформирована из серии простых синусоидальных функций:
оо оо
У (О = </ср + У; An cos (2wift) + У Вп sin (2mift) (4)
п=1 п=1
или в более общем виде
у (/) = //ср + A COS (2л//) + Л2 cos (4л//) + • • • + В± sin (2л//) +
+ В2 sin (4л//) + • • •, (5)
где // — ордината или амплитуда периодических функций *; / — время, с; у (/) —
ордината у в зависимости от времени; /= 1/Т — частота периодической функ-
ции, Гц (Т — период, с); п — целые
числа 1, 2, 3; Ап, Вп — коэффици-
енты перед синусом и косинусом
и ряде Фурье.
Поскольку частота периодиче-
ской функции /= 1/Т, то во всех
нижеуказанных формулах / можно
лимонить па 1/Т.
Принцип (доказательство кото-
рого опустим) заключается в том,
чго любая периодическая функция
(например, сила, перемещение,
скорость, акустическое давление
м I. д.) может быть представлена
По icopini Дж. Г). Фурье (1768—
I я К»)
Сиг. .1< С.уммироианис синусоидальных
и «п< инусондилы!их функций, создаю-
шиш периодическую функцию:
л нерппн синусоидальная функция:
п перили косинусоидальная функ-
ции*. л пк»рли синусоидальная функ-
/ iprii.M синусоидальная функ-
h**, и периодическая функция: А —
моимуд!, / прем я; 7 период
14
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
в виде бесконечного ряда синусоидальных и косинусоидальных величин (рис. 3).
В уравнении (5) частоты последовательных членов являются целыми кратными
частями первой или основной частоты f.
Этот принцип положен в основу анализа Фурье (иногда его называют гармо-
ническим анализом). Он является преобладающим при анализе шумов и связы-
вает так называемые высшие гармоники с определенными периодическими явле-
ниями в машинах.
На практике действительные значения синусоидальных и косинусоидальных
функций не всегда можно получить, однако принцип кратных частот или гармоник
используется для того, чтобы установить связь между специфическими частотами.
Простые и сложные звуковые волны
Простейшая форма звуковой волны, которая может быть создана, состоит только
из одной частоты, изменяющейся синусоидально во времени (см. рис. 2, а). При
контроле шумов такая форма называется чистым тоном. Примерами устройств,
которые создают чистый тон, являются камертоны и органные трубки. В про-
мышленности редко встречается один чистый тон, хотя в некоторых случаях чи-
стый тон доминирует, например в печах (при сгорании), различных электродвига-
телях, генераторах, трансформаторах или вентиляторах. Акустические или
механические резонансы могут также привести к чистым тонам. Чистый тон
может создать жесткая вибрирующая пластина, перемещающаяся влево и вправо
от положения равновесия по закону тригонометрической формулы
g = A sin , (6)
где £ — перемещение от положения равновесия, м; А — максимальное перемеще-
ние от положения равновесия, м; f — частота простого тона, Гц; t — время, с.
Один из способов создания такого синусоидального движения с максималь-
ным перемещением А показан на рис. 4, где точка вращается по окружности ра-
диуса А с постоянной частотой вращения /, об/с.
Точка начинает свое движение от нижней точки окружности и вращается
против часовой стрелки. После определенного времени t проекция пути, пройден-
ного точкой на горизонтальную ось, равна A sin (2nft), Если перемещение точки
представить в виде графической зависимости от времени, то получим синусо-
идальную кривую, показанную на рис. 2. Таким образом, проекция перемещения
точки на горизонтальную ось будет синусоидальной (чистый тон). Механически
синусоидальное движение получают с помощью кривошипно-шатунного меха-
низма, а электрически — с помощью электромагнита, магнитное поле которого
изменяется во времени по синусоидальному закону. Другими словами, синусо-
идальное движение можно назвать простым гармоническим движением.
Предположим, что вместо строго вертикального ползуна в кривошипно-
шатунном механизме используют наклонные ползуны (см. рис. 4). Движение по-
прежнему будет периодическим, однако не будет иметь синусоидальный характер
и выразится более сложной тригонометрической функцией. Результирующее
движение можно выразить следующей формулой (основанной на анализе Фурье):
g = Ах sin (2л/0 + А2 sin (4л//) + А3 sin (6л//) + • • • + Ап sin (2wift). (7)
Из сравнения данного уравнения с уравнением (6) следует, что первое сла-
гаемое или основная частота в уравнении (7) совпадает с первым слагаемым в урав-
нении (6). Но в уравнении (7) присутствуют более высокие гармоники, каждая из
которых кратна основной частоте 2nf. Таким образом, п-я гармоника периоди-
ческого движения имеет частоту, равную п (2л/). Амплитуды более высоких
гармоник А2, А3, ..., Ап относительно амплитуды основной частоты или 1-й гар-
моники Аг будут зависеть от Например, если профиль кривошипно-шатунного
механизма имеет небольшое отклонение от вертикального положения, то его
движение можно описать с помощью нескольких первых гармоник. Если будет
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
15
Рис. 4. Создание периодических
функций:
а — график синусоидального
движения кривошипно-шатун-
ного механизма с перпендику-
лярной прорезью; б — криво-
шипно-шатунный механизм
с перпендикулярной прорезью;
в — кривошипно-шатунный ме-
ханизм с наклонной прорезью,
который создает периодическое,
несинусоидальное движение
резкое изменение профиля, потребуется гораздо больше гармоник для описания
этого движения. В первом случае получим звук, очень похожий на чистый тон.
Во втором случае звук будет совершенно другим. Чем резче или кратковременнее
перемещение, вызывающее звук, тем большее число гармоник звуковой волны
получается и тем больше их частотный диапазон. Например, в дизельных двига-
телях чрезмерно быстро повышается давление в камере сгорания, и звук, получа-
емый от них, содержит сотни измеряемых гармоник в диапазоне выше звуковых
частот.
Случайный звук
Волна, образующаяся из группы синусоидальных волн различных частот, гармо-
нически не связанных между собой и имеющих разные амплитуды, представляет
собой случайный процесс (см. рис. 2). Такой звук не имеет заметной периодич-
ности, и его амплитуда давления определяется по усредненному во времени
значению. Если среднее значение во времени амплитуды случайного звука при-
близительно постоянно в широком диапазоне частот, то в результате получается
так называемый белый шум *. Белый шум встречается часто в природе. Примером
может служить падающая вода или шуршание листьев. Он получается при работе
некоторых механизмов и в ряде производственных процессов (шум вырывающегося
пара или воздуха, шум текстильных фабрик). Случайные звуки обычно сопро-
вождают работу всех механизмов и производственные процессы.
Энергия звуковых волн
Поскольку звук распространяется с передачей количества движения, в процессе
должна участвовать энергия. Доказательством этого служат разрушения, вы-
знанные ударными волнами при взрывах и акустических резонансах. Энергия от
вибрирующей поверхности (или другого источника) передается в распространя-
ющейся волне со скоростью звука. В любой точке распространения акустическая
энергия состоит из суммы потенциальных и кинетических энергий движущейся
частицы. Потенциальная энергия характеризуется упругостью сжатия среды,
л кинетическая энергия — скоростью движения частиц.
Средняя энергия при прохождении волны через данную поверхность, рас-
положенную перпендикулярно направлению распространения, эквивалентна
• Так называется по аналогии с белым светом, который состоит из гаммы различ-
ных цветов. Белый шум содержит все частоты.
16
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
средней работе. Так как работа определяется произведением силы на расстояние
или произведением давления на площадь и расстояние и так как энергия опре-
деляется временем, за которое совершается работа, то акустическая мощность
(в Вт)
Г = а (ри)Ср, (8)
где а — площадь, м2; р — акустическое давление, Н/м2; и — акустическая ско-
рость частицы, м/с.
Если давление р и скорость частицы и постоянны на всей интересующей нас
площади, то
т
(ри)ср = lim j pudt, (9)
—т
или, поскольку трудно получить данные для отрицательного периода времени, то
т
(pu)cp = lim J pudt. (10)
Т -> оо •* J
о
В особых случаях, когда р и и являются синусоидальными функциями, сред-
нее значение во времени
(11)
или
(Р«)ср--^. (12)
При измерении звука часто используют интенсивность звука I (в Вт/м2),
равную количеству акустической мощности, проходящей через единицу поверх-
ности:
/ = (рн)Ср. (13)
Выражение (13) неудобно для вычислений, так как трудно измерить скорость
частиц из-за чрезвычайно малой их величины. Выражение для определения силы
звука, более удобное для инженерных вычислений, приведено ниже.
Отражение звуковых волн
Если звуковая волна ударяется о ётенку или плоскую поверхность, то проис-
ходит частичное отражение ее энергии. Такие термины, как эхо и реверберация,
обычно используются при описании этого явления.
Так как звук может распространяться в воздухе, то возникает вопрос, по-
чему происходит его отражение. В связи с тем, что необходимы сложные матема-
тические исследования для количественного описания этого процесса, достаточно
использовать механический аналог, чтобы понять суть процесса.
Сначала'рассмотрим пример с подвесными жесткими маятниками одинаковой
массы и размера (рис. 5). Если переместить маятник Л, как это показано на рис. 5,
а затем отпустить, то произойдет столкновение маятника А с маятником В с опре-
деленным количеством движения.
Поскольку массы маятников одинаковы, то из закона сохранения количе-
ства движения следует, что количество движения маятника А будет передано
маятнику В, и маятник А остановится. Но процесс соударения продолжается,
маятник В сталкивается с маятником С и, в свою очередь, тоже останавливается,
затем маятник С сталкивается с маятником D и т. д. После того как маятник F
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
17
А в С В £ £
Рис. 6. Маятники, иллюстрирующие
отражение звука между двумя различ-
ными средами
Рис. 5. Маятники, иллюстрирующие
отсутствие отражения звука в одно-
родной среде
займет крайнее положение, как это показано на рис. 5, и задержится в этом
положении, чтобы снова вернуться в исходное положение равновесия, столкнове-
ние с маятником Е даст отраженные импульсы.
На этом примере мы не можем наблюдать отраженных импульсов, так как
рассматриваем распространение волны в однородной среде, когда источником
возмущения является одиночный импульс. Теперь рассмотрим б^лее сложный
случай, когда маятники имеют различную массу (рис. 6). Если маятник А сме-
стить влево и затем освободить, то это вызовет его столкновение с маятником В
и последующую его остановку. Процесс будет продолжаться до тех пор, пока
маятник С не столкнется с более тяжелым маятником D. Вместо того, чтобы оста-
новиться, маятник С отскакивает, передавая отраженные импульсы маятникам
с меньшей массой, которые в конечном итоге приводят маятник А в крайнее поло-
жение. Маятник D смещается вправо, поглощая при этом часть количества дви-
жения маятника С. Так как маятники otD до F имеют одинаковую массу, процесс
соударения происходит плавно, пока маятник F не придет в крайнее положение,
обозначенное штриховой линией. Если маятники А и F задержать, то последу-
ющего движения не произойдет. Следует обратить внимание на один отраженный
импульс на границе раздела маятников с разными массами.
Что произойдет, если движение начнется справа, когда маятник F переме-
стится в крайнее правое положение и затем освободится. Процесс соударения
будет происходить плавно до тех пор, пока маятник D не столкнется с маятни-
ком С. Вместо того, чтобы остановиться, маятникD (обладающий массой большей,
чем маятник С) немного переместится влево, затем начнет обратное движение
и ударит маятник £, вызывая тем самым ответный импульс, который в конечном
результате приведет маятник в первоначальное положение. Импульс от маят-
ника С будет передаваться влево до тех пор, пока маятник А не займет свое край-
нее положение. Снова следует обратить внимание на отражение, которое проис-
ходит на границе раздела различных по размеру маятников. Процесс отражения
звука в открытых трубах и соединительных каналах можно объяснить с помощью
Падающая волна Проходящая волна
Отраженная волна ----------------»-
^Открытый коней,
===========^======= канала
Рис. 7. Схема отражения звука в открытом канале
18
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
схемы на рис. 7. Этот процесс подобен процессу движения маятников различной
массы, когда количество движения волн, распространяющихся внутри канала,
не может быть передано волнам, распространяющимся на наружной поверхности
канала. В результате получается отраженное количество движения волны в на-
чале канала. Необходимо использовать математический аппарат для объяснения
трех типов волн, действующих в открытых каналах. Однако это выходит за рамки
данной книги.
Импеданс
Обсуждая процесс отражения, нельзя не использовать понятие импеданса. Им-
педанс — это сопротивление движению от приложенной силы или давления.
Механический импеданс
2m =4’ (>4)
где F — сила; v — скорость.
При сравнении движения тяжелого и легкого маятников можно установить,
что тяжелый маятник обладает меньшей скоростью движения при такой же при-
ложенной силе, чем более легкий маятник, и, таким образом, величина его меха-
нического импеданса будет больше. Процессы отражения являются результатом
несогласованного импеданса.
Процесс распространения волн зависит от удельного акустического импе-
данса (в точке):
<15)
Для распространяющейся плоской волны или для сферической волны, нахо-
дящейся на значительном расстоянии от источника, удельный акустический импе-
данс среды равен рс. Это означает, что сопротивление среды (твердой, жидкой,
газообразной) распространению звуковой волны равняется произведению плот-
ности среды р на скорость звука в этой среде с. Другими словами, это есть харак-
теристический импеданс среды. Значения характеристического импеданса для
воздуха и^других сред указаны в табл. 1.
1. Значения акустического импеданса для наиболее распространенных сред
Среда рс, кг/(м2«с) (X 10е)
Сталь Древесина (сосна) Вода Резина (мягкая) Воздух (20° С) 47,0 1,57 1,48 1,0 0,000415
Импеданс рс в процессе распространения волн играет ту же роль, что и масса
маятника в механическом аналоге отражения.
Коэффициент отражения и передачи
Понятие «механический процесс отражения» можно распространить и на реаль-
ную акустическую среду.
Рассмотрим две акустические среды с характеристическими импедансами
Pi<?i и рас2; плоская (падающая) волна распространяется слева перпендикулярно
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
19
Р/С;
7
9?С?
Рис. 8. Схема отражения звуковой
волны от плоской поверхности раз*
дела 1 двух акустических сред
Падающая Волна
Проходящая волна
Отраженная волна
поверхности граничного слоя (рис. 8). Если р2с2 отличается от р^, то вся энергия
падающей волны не может быть передана через плоскую поверхность раздела;
оставшаяся энергия должна перейти в отраженную волну (см. рис. 8). С учетом
законов сохранения энергии и количества движения на границе раздела можно
записать
Ло = Ап или ло = «о^п (16)
XPl^l -Г Р2С2 /
II
Лпр~ (pili+Xi)2 Ап или Лпр~апрЛп’
(17)
где Ап, Апр, Ао — амплитуда соответственно падающей, проходящей и отражен-
ной волн; ао, апр — коэффициенты акустического отражения и прохождения.
Из уравнений (16), (17) следует, что если р^ = р2с2, то Апр = 1, До = О,
т. е. когда характеристический импеданс среды не изменяется, распространение
волн происходит непрерывно. Если р2с2 > р^, то Ло имеет тот же знак, что и Лп.
Это означает, что отраженная волна находится в той же фазе, что и падающая.
Однако если р2с2<$ piCx, то знаки амплитуд противоположны, что означает фазо-
вый сдвиг волн на 180°. В обоих случаях отраженная волна возникает на границе
раздела сред.
В инженерной практике редко встречаются такие простые случаи. Когда
в окружающей среде распространяются падающие и отраженные акустические
волны, используют термин «акустический импеданс». Акустический импедансZa
определяют как общее акустическое давление, состоящее из суммы давлений
падающих и отраженных волн, деленное на общую скорость частиц падающей
и отраженной волн в определенной точке. Разница между Zs и Za заключается
в том, что удельный акустический импеданс имеет смысл только для волны, рас-
пространяющейся в одном направлении, а акустический импеданс рассчитан для
волн, движущихся в противоположных направлениях. Волны, движущиеся в про-
тивоположных направлениях, рассогласованы по фазе, так же как и скорости
частиц. Акустический импеданс Z^ как комплексную величину можно представить
в виде
ZA = r + jx, (18)
где г - действительная часть акустического импеданса: х — мнимая часть; / озна-
чает, что величина х сдвинута по фазе на 90° относительно г. Формула (18) —
(|и»рма акустического импеданса на поверхности звукопоглощающего материала.
Для звуковой волны, падающей на звукопоглощающий материал, акустический
импеданс которого /Z^, амплитуду отраженной волны можно определить с по-
мощью уравнения (16). Но р2с2 следует заменить на комплексный акустический
импеданс материала Za и считать, что обозначает характеристику импеданса
20
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
акустической среды; обычно этой средой является воздух в контакте с выбранным
материалом, т. е.
А,-Л f4 ,р1/' У Л„.
\ Р1с1 + % А I
(19)
Уравнение (19) характеризует отношение амплитуды и фазового угла отра-
женной и падающей волн; Za обычно есть функция частоты падающей волны.
Коэффициент поглощения
При контроле шумов точные значения амплитуды и фазы отраженной волны от
звукопоглощающего материала не представляют обычно интерес. Основное вни-
мание уделяют разделению акустической волны на части, которые либо погло-
щаются, либо рассеиваются материалом. Коэффициент акустического поглоще-
ния а характеризует отношение поглощенной акустической энергии к рассеянной
от звукопоглощающего материала:
_ I 4ptCxZ^ I
I (P1C1 + Z4)2 I
или
се = 1 — I гл~Р1„С1 Г.
I Pi^i + Za I
(20)
(21)
На практике уравнением (21) пользоваться нельзя, так как величина Za
является функцией частоты и неизвестна. Метод ее измерения описан в гл. 5
(см. рис. 3).
Стоячие волны
Отражение звуковой волны от стен или среза трубы может привести к образова-
нию стоячей волны. Она возникает в
Рк
результате отражения звуковой волны
чистого тона от двух плоскостей (стен
или срезов в трубе), если интервал
кратен длине звуковой волны чистого
тона.
Стоячие волны могут образовать-
ся в производственных помещениях,
имеющих поверхности отражения,
внутри механических отделений, в си-
стемах каналов и труб.
Прежде чем перейти к описанию
стоячей волны, необходимо рассмо-
треть природу распространения чи-
стой синусоидальной звуковой волны.
На рис. 9 изображена распростра-
няющаяся синусоидальная волна
в трех положениях в различные
моменты времени t. Очевидно, что
волна является функцией времени и
расстояния.
Рис. 9. Схема распространения звуковой
волны;
р — давление; S — расстояние; t — время
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
21
Рис. 10. Схема стоячей волны:
р — давление; S — расстояние
Уравнение, которое определяет распространение положительной синусо-
идальной волны давления, можно представить в виде
р (х, i) A sin (bift — kx), (22)
где р (х, t) — акустическое давление; А — амплитуда колебания давления,
2л/
Н/м2; / — частота, Гц; t — время, с; k = —-----волновое число, 1 м; с — ско-
рость звука, м/с; х — расстояние от выбранного начала отсчета, мЛ
При распространении волны в отрицательном направлении х
р(х, /) В sin (2л//-| kx). (23)
Волна, распространяющаяся в отрицательном направлении, — результат
отражения. Сумма правых и левых передающихся волн
р (х, t) = A sin (2л// — kx) — A sin (bift + kx), (24)
если амплитуды отраженной и падающей волн равны по величине, но противо-
положны по знаку (Д — —В). Эту зависимость можно записать также в виде
р(х, /) =- 2Л sin (2л//) sin (kx). (25)
Это и есть уравнение стоячей волны, показанной на рис. 10. Так как в уравне-
нии (25) присутствуют и пространственная sin (kx) и временная функции sin (2л//),
то в результате получается зависимость распределения синусоидального акусти-
ческого давления в пространстве и времени. Узловые точки, как это показано
па рис. 10, остаются постоянными в пространстве, и в них в данном простом
случае давление равно нулю по сравнению с давлением окружающей среды.
Давление изменяется во времени от максимального значения до минимального
относительно давления окружающей среды. Для идеализированного случая,
показанного на рис. 10, шумомер, помещенный в узловую точку, будет в любое
время показывать 0 дБ, а в местах пучности — максимальный уровень звукового
давления. На практике отраженная волна неточно совпадает с падающей, и узло-
вые точки стоячей волны не имеют точного месторасположения, однако при этом
будет минимальное изменение картины давления. На практике звуковое давление
может изменяться примерно на 20 дБ от узловой точки до пучности. Устранение
г гончей волны происходит в результате акустического поглощения материалом
скч1 или материалом, расположенным вдоль направления распространения
ВОЛНЫ.
Шкала децибел
Шкала децибел подобна логарифмической шкале. Децибелами измеряют уровень
шиспсивности или энергетический уровень физической величины. В акустике
децибелы используют для измерения электрической мощности, а в некоторых
случаях -для измерения механической мощности. Децибел — это десяти-
22
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
кратный десятичный логарифм отношения мощности или силы к выбранному
стандартному значению, т. е.
LE = Ю 1g (-А-) , (26)
где Le — уровень мощности или силы, дБ; £ — измеряемая мощность или сила,
Вт; £ст — принятая стандартная величина мощности или силы, Вт.
Энергия и мощность могут описываться различными способами (через ско-
рость, ускорение, давление, напряжение и т. д.).
В акустике шкалу децибелов используют для определения уровней акусти-
ческой мощности Lyiz, акустической интенсивности Lj и акустического давле-
ния Lp.
101g(-^-); (28)
Lp= 10 1g= 101g (29)
Pct V Pct '
В уравнении (29) энергия пропорциональна квадрату давления, следова-
тельно, давление следует возвести в квадрат, так как децибел определяется отно-
шением мощности.
Уровень звукового давления (L„)
Звуковое давление измеряют по логарифмической (или децибеловой) шкале.
По двум причинам переходят от линейной к логарифмической шкале. Во-первых,
диапазон изменения звукового давления чрезвычайно широк, нормальное челове-
ческое ухо способно воспринимать изменение звукового давления в 1 000 000 раз.
Во-вторых, как это показывает эксперимент, реакция уха человека на различную
громкость звука имеет логарифмический характер.
Уровень звукового давления (в дБ) можно определять по уравнению
(D2 \
10lg (v5-) ,
р;_ / \ Рст /
“СТ /
(30)
где Рек — среднеквадратичное значение флуктуационного звукового давления,
Н/м2; рст — стандартное значение, с которым сравниваются все прочие значения
давления.
Уровень звукового давления пропорциопален^десятичному логарифму отно-
сительного давления. Давление рст называют стандартным звуковым давлением,
которое равно 0,00002 дин/см2, или 0,00002 мкбар. Давление р — это звуковое
давление, которое нужно определить. Термин «уровень» употребляется для того,
чтобы выделить значение Lp, которое выше порогового. Сформулированное выше
определение для Lp не дает ответа на вопрос, является ли р пиковым значением
амплитуды или ее эффективным значением, либо это среднеквадратичное значение
амплитуды звуковой волны. Однако все измерительные приборы калибруют
в единицах среднеквадратичного давления, поэтому в дальнейшем предполагаем,
что Lp является среднеквадратичной величиной. Среднеквадратичное звуковое
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
23
давление используют для того, чтобы определить «эффективное» постоянное давле-
ние, превышающее уровень “атмосферного давления. Среднеквадратичное давление
эквивалентно статическому^давлению, превышающему уровень давления окру-
жающей среды, которое имеет такую же акустическую энергию, как и флукту-
ационное давление. Математически среднеквадратичное значение является сред-
ним (но не среднеарифметическим значением), которое определяется по формуле
У 1/'Уа + У2в + У2с+ •••+4
Гс‘<=- |/ N
Иллюстрация численного метода расчета среднеквадратичного значения
функции показана на рис. 11. Точность увеличивается по мере возрастания числа
точек.
Последовательные этапы определения среднеквадратичного давления рск
приведены на рис. 12.
Синусоидальный или «чистый тон» звукового давления как функция времени
показан на рис. 12, а. Этот график соответствует звуку свистка илй*пронзитель-
ному крику. Для того чтобы получить среднеквадратичное значение давления
во времени, необходимо возвести его в квадрат (рис. 12, б), затем найти среднюю
величину от давления в квадрате и, наконец, извлечь квадратный корень из
среднего значения в квадрате.
Среднеквадратичное давление (рис. 12, в) представляет собой эквивалентную
постоянную величину, которая характеризуется такой же энергией, как и пере-
менное во времени давление.
Для синусоидальной функции
среднеквадратичное значение
равняется величине функции,
деленной на К2 или умножен-
ной на 0,707.
Это аналогично эффектив-
ному напряжению сети пере-
менного тока. Если пиковое
амплитуде,
е.
значение электрического напря-
жения (7ПИК = 163sin (2л60/) В
при частоте напряжения
60 Гц, то среднеквадратичное
его значение равно
деленной на /*2, т.
163 _
К
115 В.
Среднеквадратичное значе-
ние синусоидального напряже-
нии эквивалентно постоянному
его значению с такой же по
игл нч и не электрической мощ-
ностью. Акустическое давление
характеризуется аналогично.
Л
Рек -
Пример. Пиковое звуковое да-
илгинг р, = 0,03 дин/см2. Рас-
«чишп. уровень звукового давле-
нии. Из уравнения (30)
• А® Лс)< - 0,707рпик — среднеквад-
1»«тичиос давление.
в)
Рис. 12. К определению среднеквадратичного си-
нусоидального давления
24
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Lp,Ob
(отн. 0,0002мквар) р, мк вар
Пневматическое 120 ----- 200
100-----20
80-----2
зудило (з= 1,5м)
Грузовик(з=15м)
Разговорная речь
(з = 0,9 м)
60------0,2
40 - - 0,02
20 ----- 0,002
О -— 0,0002
Рис. 13. Сравнительная таблица уровней звукового
давления (1 мкбар = 1,03-10~° кгс/см2=1 дин/см2)
Следовательно,
Lp = Ю 1g
= Ю 1g
/ 0,707-0,03
0,00002
= 60,5 дБ.
Этот результат получен при уровне стандарт-
ного звукового давления 0,00002 дин/см2. Это стан-
дартное значение можно выбрать произвольно,
но чаще оно является самым слабым звуковым
давлением, при котором человек с нормальным
слухом способен услышать чистый тон в 1000
( °>w1IHK у
Таким образом, стандартное давление выбирают так, чтобы все уровни звукового давле-
ния сравнивались с порогом слышимости (0 дБ для звука с частотой 1000 Гц). На рис. 13
указаны значения р в микробарах и Lp относительно 0,00002 мкбар для ряда источ-
ников звука.
Уровень акустической мощности (Lw)
Акустическую мощность непосредственно измерить невозможно, но при опре-
деленных условиях ее можно определить, используя найденные средние значения
по пространству звукового давления. И наоборот, если известна акустическая
мощность источника звука, при определенных условиях можно определить звуко-
вое давление в точке, находящейся на некотором расстоянии от источника. Свя-
зывающим звеном между акустической мощностью и звуковым давлением является
интенсивность звука.
Соотношение (13) позволяет определить интенсивность звука как среднее
от произведения давления на акустическую скорость частицы. По формуле (15)
для свободно распространяющейся волны в положительном направлении
откуда р ~ реи или и = .
Тогда интенсивность звука (в Вт/м2)
<32>
Формула (32) очень удобна, так как давление можно измерить с помощью
микрофона; приведенные выше формулы не нашли широкого применения из-за
трудности определения величины и.
Звуковая мощность (в Вт)
W=/a, (33)
где / — интенсивность звука; а — площадь. Уровень акустической мощности
(в дБ) определяют по уравнению (27) *.
В некоторых работах за стандартную пороговую мощность принимали мощ-
ность 10“13 Вт. Особенно важно указывать пороговый уровень при определении
акустической мощности. Например: L\y — 112 дБ относительно 10"12 Вт.
* Символы и PWL используют для обозначения уровня звуковой ^мощности
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
25
Акустическая мощность обычной машины^меньше, чем се^механическая
мощность. Для иллюстрации рассмотрим пример с дизельным двигателем мощ-
ностью 200 л. с., уровень акустической мощности которого = 141 дБ отно-
сительно 10"12 Вт. Фактическую создаваемую акустическую мощность можно
получить из уравнения (27):
Lw = 101g или 141 = 101g ,
откуда
W = 125,9 Вт = 17 л. с.
Таким образом, 17 л. с. есть акустическая мощность машины с общей меха-
нической мощностью 200 л. с. Такое малое количество мощности нельзя обнару-
жить динамометрическим прибором. Создание более эффективной машины не
может гарантировать значительного понижения уровня акустической мощности.
Для этого необходимо снизить в значительной степени уровень акустической
мощности, при этом понижение акустической мощности в отношении 100 : 1 даст
снижение в 20 дБ. Замена одной машины не даст такого результата. Для того
чтобы снизить уровень шума, нужно в основном изменить конструкцию машины.
Выражения (32) и (33) применяют в случае распространения звуковой волны
от источника при условии, что положительное расстояние измеряется от источ-
ника. Если происходит отражение звуковой волны и распространение в противо-
положном направлении, то используют формулу
zs = = -PC. (34)
Тогда
и
(35а)
Таким образом, если происходит распространение падающих и отраженных звуко-
вых воли, то общую интенсивность звука можно представить в виде
-/п +/о - (-g-) -(4) , дач
\ рс /ср \ рс /ср
где /п, /0 — соответственно падающая и отраженная интенсивности.
В помещении, где распространяются падающие и отраженные звуковые
волны, интенсивность звука (в Вт/м2) в реверберирующем звуковом поле (на рас-
стоянии больше одной длины волны от источника звука) определяется через
акустическую мощность источника:
+ т
где W — акустическая мощность, Вт; /?' = Sracp/O — аср) — постоянная поме-
щения, м2; St — площадь поверхности, м2; аср — коэффициент среднего акусти-
ческого поглощения;
i=N
аср = -g- azSz;
4 = 1
|дсс|. az- — коэффициент поглощения z-й поверхности; S, — площадь t-й поверх-
МОСП1, м2.
26
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
f-- Когда микрофон находится в звуковом поле, общее давление складывается
из давлений падающей и отраженной волн, поэтому невозможно отделить энергию
падающей волны от энергии отраженной. Интенсивность падающей волны из-
учают в акустической камере, в которой нет отраженных звуковых волн и которая
называется безэховой камерой. Вычисленная акустическая мощность по дан-
ным, полученным в такой камере, равна акустической мощности машины. Изме-
нение интенсивности звука в определенном направлении называют направлен-
ностью источника звука.
Сложение величин в децибелах
Децибелы — это логарифмические величины, поэтому обычным способом их
сложить нельзя. Прежде всего нужно найти антилогарифмы, их сложить, затем
найти логарифм суммы антилогарифмов и, таким образом, получить сумму лога-
рифмов. Хотя этот процесс кажется достаточно простым, все-таки следует обра-
тить внимание на сложение децибелов, так как величина звукового давления (р)
берется в квадрате. Сложение среднеквадратичных величин (например, средне-
квадратичных звуковых давлений) равняется сумме их квадратов. Для того чтобы
понять смысл сложения децибелов, необходимо основное уравнение привести
к виду, удобному для преобразования. Прежде всего возьмем уравнение с двумя
различными уровнями звукового давления LP1 и £Р2, которые нужно сложить:
Их сумма
Следует отметить, что уровни звукового давления равняются сумме отношений
давлений, возведенных в квадрат, а не квадрату суммы отношений давлений.
Это уравнение можно преобразовать еще к более удобному виду для определения
уровня звукового давления:
Lp= (X = lg¥);
\ Рст /
(r-10-h
тогда
LP, + LP> = 10 ,g (loLp‘/10 + iow°).
Таким образом, основные формулы для вычисления давления или мощности
можно представить в виде
Lp = 101g (10^° + 10^° + • • . + 10ip«/10); (37)
L^= 10 1g (lO^10 + 10^° + • .. + ю^Л. (38)
Решение данного уравнения без особых трудностей производится современным
счетно-решающим устройством.
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
27
Для примера сложим уровни звукового давления в 90 и 94 дБ, т. е.
Lp = 90 дБ + 94 дБ = 101g (1О90'10 + 1094/1°) = 10 1g (109 + Ю9’4) -
= 10 lg [109 + (ю0’4-109)] = 10 lg (1 -109 Н-2,51 + 109) =
= 101g (3,51 • 10е) = 10 (1g 3,51 + 1g 10е) = 10 (0,5453 + 9) = 95,5 дБ.
При использовании вычислительных устройств нет необходимости выпол-
нять промежуточные действия, приведенные выше. Можно также пользоваться
графиком на рис. 14, при этом сначала необходимо получить числовую разницу
двух величин в децибелах. Эту разницу следует отложить по оси абсцисс, а по оси
ординат определить число децибелов, которое нужно добавить к наибольшему
слагаемому, чтобы получить искомую сумму. Если нужно сложить больше двух
величин в децибелах (с помощью графика на рис. 14), необходимо сложить две
величины, а к результату прибавить следующую и т. д. Например, сложим 90
и 94 дБ, как и в предыдущем случае, только с помощью графика на рис. 14; сна-
чала вычислим разницу, которая равна 4 дБ. На рис. 14 значению 4 дБ на оси
абсцисс соответствует 1,5 дБ на оси ординат. Следовательно, чтобы сложить 90
и 94 дБ, нужно к наибольшему значению, т. е. к 94 дБ, прибавить 1,5 дБ, т. е.
получаем 95,5 дБ.
Камера расширения глушителей
III анализа процессов отражения звуковых волн в точках разрыва непрерывности
н определения уровня звукового давления можно выяснить принцип действия
расширяющейся камеры (камеры расширения) глушителя. На рис. 15 показана та-
кай камера в системе трубопровода (такая камера может быть в системах откачки,
подачи воздуха или каналах откачки для компрессора и т. д.).Из принципа отра-
жении звуковой волны при внезапном изменении поперечного сечения трубопро-
вода следует, что количество движения в падающей волне не может быть пол-
*ичью передано через разрыв непрерывности.
Явление отражения возникает при расширении или сжатии поперечного
• 4ЧГИИН (см. рис. 15). Как при расширении, так и при сжатии будет происходить
-раженно волны, что можно объяснить с помощью теории количества движения.
11«>1сри при распространении в расширяющейся камере определяются раз-
1м»m-п между уровнем звукового давления падающей звуковой волны в сечении А
•• > ровном проходящего звукового давления в сечении В (см. рис. 15):
ALp = Ьрд Lp&.. (39)
Рашину (в дБ) вычисляют по следующей формуле:
ЛЛ„ 10|ф+0,25(А-£)\ш.(-^)], (40)
28
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
AoooQQOOOoAoo
Проходящая
волна
где SK — площадь поперечного сечения расширяющейся камеры, м2; SB — пло-
щадь поперечного сечения входного отверстия расширяющейся камеры, м2;
LK — длина расширяющейся камеры, м; % — длина звуковой волны, м; 2л£к/Х—
угол, рад.'
Уравнение (40) можно применять и не для круглых поперечных сечений камер
глушителей. Его использование ограничено условием: наибольший размер сто-
роны поперечного сечения камеры не должен превышать 3/4 длины измеряемой
звуковой волны. Длину звуковой волны вычисляют из формулы (2):
где с = 25,05 V273 + Т, м/с — скорость звука; f — частота звука, Гц; Т — тем-
пература, °C.
Уравнение (40) применимо также и для поперечных сечений, размер сторон
которых меньше длины волны исследуемой частоты звука. Формулу можно при-
менять в тех случаях, когда поперечное сечение и не круглое. Потери устано-
вившегося потока, проходящего через камеру со скоростью менее 30 м/с, значи-
тельно не изменяются. Поток, движущийся с высокой скоростью, в результате
турбулентности и его отрыва создает шум.
2л£
Надо иметь в виду, что когда отношение —в уравнении (40) равно нулю,
Л
все выражение в скобках равно единице и Д£р будет равно нулю. Это происходит
при такой частоте звука, когда длина камеры равна X/2, X, ЗХ/2 и т. д. Для соот-
ветствующих частот звука потери при распространении в глушителе будут рав-
няться нулю (рис. 16).
При разработке расширяющейся камеры нужно руководствоваться следу-
ющими основными правилами:
1) чем больше отношение площадей двух поперечных сечений, тем выше
потери при распространении;
2) повышение средней скорости потока до 30 м/с приведет к увеличению
потерь;
3) потери в 40 дБ или выше невозможны в конструкциях из листового ме-
талла из-за звукопроницаемости стенок глушителя; этот верхний предел выше
для конструкций из чугуна или других тяжелых металлов;
&Lp.06
0,5 м
ДЬр,д6
00-
30 -
О 100 200 300 000 500 600Г,Гц
ДЬр, Об
О 100 200 300 000 500 500 f, Гц
ДЬр,дб
Рис. 16. Изменения уровней звукового давления в глушителях при разных значениях отношения площадей двух
поперечных сечений SR/SB = е и длины [16] *
е = 1б
ДЬр ,06
О ЮО 200 300 000 500 600 f,Гц
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
30
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
4) большие и плоские стеПки глушителей приводят к увеличению вибрации
и излучению звука;
5) протяженность камеры глушителя влияет на частоту, при которой проис-
ходит максимальное затухание»
Прохождение звука через пластины
Сталкиваясь с плоской пластиной, часть звука проходит через пластину, а дру-
гая его часть отражается к источнику. Потери звука (в дБ) во время прохождения
через пластину можно выразить следующими формулами:
,4|>
Д6, ю ie + ("^гг <«>
где 1р п. ск — падающее средНекваДРатичное звУковое давление; /рпр.ск —ПР0'
ходящее среднеквадратичное звуковое давление; М — масса на единицу пло-
щади, кг/м2; К — жесткость пластины, Н/м; R — коэффициент затухания;
2С — характеристический импеданс, для воздуха Zc = 424,8 кг/(м2»с); со — круго-
вая частота падающего anvKa рад/с.
Графически это соотношение показано на рис. 17 как функция частоты (о
падающей звуковой волны По графику можно выделить четыре зоны: 1 зона
ниже первой собственной частоты, в которой затухание зависит от жесткости
пластины; 2 — резонансная зона вблизи основной частоты пластины, где затуха-
ние слабое; 3 — зона за областью резонанса пластины, где затухание изменяется
в зависимости от массы на единицу площади пластины; 4 —зона, где длина волны
звука в воздухе совпадает с длиной волны, возбужденной на поверхности пла-
стины. В первой зоне масса и затухание пластины не являются важными пара-
метрами, а только жесткость пластины влияет на затухание акустической энергии.
Потери при распростпанении волны в 6 дБ на одну октаву возникают при
возрастании частоты до пеового резонанса. Повышение затухания на о дЬ в этой
зоне эквивалентно удвоению жесткости. В практических целях невозможно сде-
лать пластину достаточно жесткой, чтобы довести затухание до требуемых зна-
чений. Для пластины большого размера первая собственная частота будет низкой
и в большинстве случаев частота возбуждения будет больше этой величины.
Пластины бывают двух видо0: незакрепленные и закрепленные. Самое низкое
значение резонансной частоты (в Гц) для незакрепленной пластины
Z 0,454ftcJ-V + -H, <43)
\ Lx Ly J
где h — толщина, м; L L размеры пластины, м; — скорость звука в ма-
териале пластины, CL м/с для стали, алюминия, стекла и большинства
металлов;
для закрепленной пластины
f 0,454-^, (44)
где
л-- (1.506). [1 + (-£-)'] +2 [ 1.2® 4^-] ' '®>
Lx — длина пластины м' Lu — ширина’пластины, м; h — толщина, м; Ct=
= 5180 м/с. ’ ’ 9
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
31
отсутствует
Рис. 17. График потерь при прохождении акустической энергии через пластину:
f — частота падающей волны, Гц; — резонансные частоты пластины; L — частота
совпадения *
Во второй зоне демпфирование пластины несколько увеличит затухание,
однако интенсивное демпфирование никогда в этой зоне не приведет к сильному
затуханию.
Переход из второй зоны в третью происходит, когда перестают доминировать
резонансные частоты. Это обычно бывает, когда частота возбуждения в 3—4 раза
больше основной частоты и т. д. В третьей зоне затухание изменяется в зависи-
мости от произведения массы на единицу площади и частоты по формуле
" <о2Л42 ~
4^с
ALP= 101g
(46)
Из этого уравнения следует, что чем тяжелее пластина, тем интенсивнее будет
происходить затухание при условии, что частота падающей звуковой волны
та же. Если мы увеличим массу вдвое, то затухание возрастет на 6 дБ независимо
от жесткости и демпфирования. При более высоких частотах снова возрастет
влияние демпфирования и жесткости и затем заметно понизится значение коэф-
фициента потерь при распространении звуковой волны (в этом месте и можно
провести границу между третьей и четвертой зонами). Критическая частота
(в Гц), при которой происходит максимальное понижение, называется частотой
совпадения, она выражается формулой
с2
= 1,8йС£ ’ (47)
где с — скорость звука, м/с; h — толщина пластины, м; С^= 5180 м/с для боль-
шинства металлов.
Для стали, алюминия, чугуна и стекла
t 12,7
Zc~ h
(48)
где h в м.
Вблизи этой частоты потери при распространении могут быть больше за счет
уменьшения толщины пластины, когда /с больше, чем частота падающего звука.
При демпфировании это понижение не является доминирующим, и им можно
пренебречь. Обычно стремятся создать пластину, у которой частота звука прибли-
жлется к частоте совпадения. Используя пластину большой массы, можно полу-
чить наилучшие результаты. Большие трудности встречают при конструирова-
32
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
нии тонких пластин, возбуждаемых с достаточно высокой частотой. Для пластины
0,0006 м частота совпадения будет равна 16 000 Гц, что обычно выше интересу-
ющего частотного диапазона.
В общем необходимо соблюдать осторожность при доведении пластины до
определенной жесткости, так как при этом резонансная частота будет повышаться
а затухание уменьшаться. Для получения хороших результатов необходимо,
чтобы зона резонансной частоты пластины находилась ниже зоны частоты воз-
буждения. Иногда при добавлении элемента жесткости увеличивается эффектив-
ность излучения звука от пластины. Больший уровень звука, создаваемый пла-
стиной, вибрирующей с частотой ниже частоты совпадения, образуется в местах,
прилегающих к краям.
В этом случае, если элементы жесткости образуют две пластины с увеличен-
ной краевой площадью, то создается больший уровень звука. Когда пластина
вибрирует с частотой ниже частоты совпадения, элементы жесткости следует рас-
полагать по диагонали из одного угла в другой в форме X. Если же пластина
вибрирует с частотой выше частоты совпадения, то звук образуется равномерно
на всей площади пластины. Для того чтобы изменить процесс образования звука,
элементы жесткости можно добавить произвольно. Однако элемент жесткости
снижает скорость вибрации пластины. Необходимо с особой тщательностью
следить, чтобы не произошло значительного уменьшения частоты совпадения.
Характеристика источника шума
Как показано в предыдущих разделах, типичный источник шума характери-
зуется способностью передавать механическую энергию акустической среде.
Акустические источники, которые излучают энергию непосредственно в акусти-
ческую среду, можно классифицировать таким образом, чтобы было удобнее рас-
сматривать основные механизмы создания звука. Выше мы уже коснулись про-
блемы образования плоской волны с помощью вибрирующей пластины. Боль-
шинство акустических источников объемные и излучают энергию в трехмерных
помещениях (комнатах) или трехмерных пространствах (например, дворах).
Обычно звук распространяется от источника по всем направлениям.
Уравнения распространения звука можно получить в сферических коорди-
натах. Звуковое давление
P = y-f(r — Ct), (49)
где f — функция аргумента (г — с/), которая отображает процесс сферического
распространения волны от источника; г — радиальное расстояние от центра
источника; с — скорость звука.
Отметим, что, во-первых, формулу применять нельзя при г = 0. Но все
источники имеют определенные размеры, поэтому г > 0. Во-вторых, при увели-
чении расстояния от источника значение р уменьшается обратно пропорционально
расстоянию. Этого не происходит при плоских волнах.
Если расстояние для некоторого наблюдателя увеличивается, то разница
в уровнях звукового давления Lp, соответствующих plt и р2, г2, будет
Если r2 = 2fi, то ALP = 101g (2)2 = 10 (0,6) = 6 дБ. Следовательно, при уве-
личении расстояния от сферического источника значение Lp понижается на 6 дБ.
Общая акустическая мощность излучаемая источником,
«7 = pcV^pSo, (50)
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
33
где р — плотность акустической среды (обычно этой средой является воздух);
с — скорость звука в акустической среде; — среднее значение квадрата ско-
рости на поверхности источника; S — общая площадь источника; о — коэффи-
циент излучения (показывает степень взаимодействия источника со средой).
Так как рис — характеристики акустической среды (этой средой является
воздух), то воздействовать на них нельзя.
Следует отметить, что при снижении амплитуды вибрации поверхности излу-
чаемая акустическая мощность также снижается. В жидких источниках это экви-
валентно понижению средней скорости потока или плотности флуктуаций. Умень-
шая площадь поверхности источника, можно добиться уменьшения шума. Так
как почти невозможно изменить площадь поверхности, не влияя на ее скорость
перемещения, то эти две величины следует рассматривать одновременно. Коэф-
фициент интенсивности излучения а зависит от типа источника и способа его вза-
имодействия с воздухом.
РЕАКЦИЯ УХА ЧЕЛОВЕКА НА ЗВУК
При контроле шумов для удобства систематизации считают, что акустический
процесс протекает по схеме: источник — передающий тракт — приемник. На-
пример, источником может быть вибрирующая пластина, а передающим трактом
воздушная среда. В данном разделе речь пойдет о приемнике, которым является
ухо человека.
Структура уха человека
Ухо человека состоит из наружного уха, среднего и внутреннего. Импульсы
давления в воздухе воспринимаются наружным ухом, в среднем ухе происходит
трансформация этих импульсов в механическое движение, которое затем пре-
образуется в электрические сигналы во внутреннем ухе.
Наружное ухо состоит из ушной раковины и наружного слухового прохода
или слухового канала (рис. 18). Слуховой проход заканчивается барабанной пере-
понкой. Ушная раковина взрослого человека представляет собой орган, который
при высоких частотах выполняет функцию усилителя звука. Большее количество
звуковой энергии проходит по слуховому^проходу. Слуховой проход, имеющий
длину около 0,03 м, передает звуковые волны барабанной перепонке, которая
представляет собой жесткую конической формы диафрагму с подвижными соеди-
нительными косточками. Барабанная перепонка начинает колебаться под дей-
ствием звуковых волн синхронно с звуковыми волнами.
Среднее ухо. Механические колебания барабанной перепонке передаются
во внутреннем ухе с помощью слуховых косточек, которые называются молото-
чек, наковальня и стремя. Полость среднего уха наполнена воздухом и соединена
с носоглоткой Евстахиевой трубой. Она обычно находится в закрытом состоянии,
при глотании труба открывается, и через нее проходит воздух в полость среднего
уха, поддерживая в ней атмосферное давление. Молоточек, непосредственно
прикрепленный к барабанной перепонке, передает колебания наковальне, с кото-
рой он в нормальном состоянии соединен; стремя, в свою очередь, тоже при-
крепляется к наковальне. Стремя поднято и плотно прилегает к окружности
овального окна. С другой стороны овального окна находится полость внутреннего
уха, заполненная жидкостью. Канал внутреннего уха с жидкостью заканчивается
круглым окном. Стремя функционирует как гидравлический поршень, преобразуя
механические движения в движения жидкости. Три маленькие косточки стре-
мени соединены таким образом, что различие в площади между барабанной пере-
понкой и овальным окном обеспечивает эффективную передачу давления или
согласование импеданса между воздухом в наружном ухе и жидкостью во вну-
треннем.
2 Под ред. Л. Л. Фолкнера
34
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Рис. 18. Поперечное сече-
ние человеческого уха [91:
1 — ушная раковина; 2 —
внутренний слуховой канал;
3 — барабанная перепонка;
4 — молоточек; 5 — нако-
вальня; 6 — стремя: 7 —
полукружные каналы; 8 —
овальное окно; 9 — улитка
уха; 10 — улитка
Внутреннее ухо. По сравнению со средним ухом устройство внутреннего
уха чрезвычайно сложно и еще Недостаточно изучено. Основной частью среднего
уха является улитка, которая представляет собой спиралевидный костный фут-
ляр, образующий 23/4 завитка вокруг центрального полого прохода, содержащего
нервные окончания, соединяющиеся с мозгом. Лабиринт улитки заполнен жидко-
стью и разделен посередине раковиной и перепонкой, которая называется ба-
зальной. По середине лабиринта, на базальной перепонке, расположен самый
важный кортиев орган, который состоит из тысяч волосяных клеток, сгиба-
ющихся при движении жидкости. Эти движения волосков вызывают нервные
импульсы, которые поступают а мозг. После продолжительного напряжения,
вызванного чрезвычайно высокими уровнями звука, волосяные клетки стареют
и отмирают. Очень интересным является тот факт, что жидкость, находящаяся
во внутреннем ухе, может приводиться в движение вследствие вибрации черепных
костей. Вибрации черепа возникают за счет прямой передачи звука от источника
или за счет высокого уровня звука. При таких условиях внешняя защита уха
неэффективна и приносит мало Пользы.
Характеристика уха
При рассмотрении работы человеческого уха обращает на себя внимание то об-
стоятельство, что ухо неодинаково реагирует на звук на всех частотах, и ответная
реакция уха нелинейна при изменении интенсивности звука. У ребенка диапазон
слуховых частот колеблется от 16 до 20 000 Гц. Чувствительность уха увеличи-
вается при частотах от 16 до 100Q Гц, остается относительно постоянной при ча-
стотах от 1000 до 4000 Гц и падает, если частота более 4000 Гц. Таким образом,
наиболее чувствительный диапазон человеческого уха находится между 1000
и 4000 Гц.
Г ромкость
На рис. 19 приведены кривые, Показывающие чувствительность уха к чистому
тону по шкале уровней звукового давления. Эти кривые известны как диаграммы
равной громкости. Они явились результатом целого ряда акустических экспери-
ментов.
Во время этих экспериментов слушателю задают вопрос, имеет ли тон ту же
интенсивность или обладает тем же уровнем громкости, что и тон при частоте
1000 Гц, уровень звукового давления которого известен. Например, на рис. 19
показан тон в 100 Гц при 60 дВ, который по громкости соответствует тону
в 1000 Гц при 40 дБ. Единицей уровня громкости звука является фон. По опре-
делению фон численно равен уровню звукового давления на частоте 1000 Гц.
Таким образом, в нашем призере диаграмма равной громкости, которая
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
35
пересекает уровень в 40 дБ на
частоте 1000 Гц, называется кри-
вой в 40 фон, а уровень громкости
в 40 фон на частоте 100 Гц имеет
чистый тон около 60 дБ.
Следует отметить (см. рис. 19),
что так как уровень звука чистого
тона при 1000 Гц повышается,
диаграммы громкости выглядят
более плоскими. Когда уровни
звукового давления достигают
100—120 дБ, то воспринимаемый
звук становится неприятным для
слушателя; когда уровни прибли-
жаются к отметке 130 дБ, слуша-
тель испытывает звон в ушах, а при
отметке свыше 130 дБ слушатель
испытывает настоящую'физическую
боль. При таких уровнях болевой
порог только в слабой степени за-
висит от частоты, и слушатель ис-
пытывает одинаковые ощущения
Рис. 19. Диаграммы громкости чистых тонов
в свободном поле (кривые Флетчер —Мансона)
(Стандарт США 24,2—1942];
f — частота; Lp — уровни интенсивности зву-
ка или уровни звукового давления
как при высоких, так и при низких
частотах.
Реакция человеческого уха на
звук аппроксимируется А-харак-
теристикой на обычных усилите-
лях уровня звука. Анализатор (из-
меритель) с А-характеристикой
даст единственное значение в децибелах, которое представляет собой усреднен-
ный уровень звукового давления во всем диапазоне звуковой частоты. Этот
анализатор аппроксимирует диаграмму в 40 фон. В гл. 2 в табл. 3 приведены
Л-характеристики для различных частот, а в гл. 12 дан пример расчета для того,
чтобы показать, как можно рассчитать A-характеристики по заранее известной
спектральной частоте звукового поля (см. примеры 3 и 4). В законе по охране
здоровья в 1970 г. (OSHA) была принята A-характеристика, в дальнейшем она
использовалась для уточнения слуховых измерений, проводимых при экспозиции
шума. Применяют также В-характеристику и С-характеристику, но их не исполь-
зуют при слуховых измерениях.
Старческая глухота
С возрастом теряется чувствительность слуха. Человек начинает терять слух
п 20-летнем возрасте (рис. 20). Такой процесс, называемый старческой глухотой,
иокнзывает, что в основном потеря слуха у человека происходит при частотах
РИС. 20. Уровни слышимости
• ••внсимости от возраста
(в нсзвукоизолированном
явммщемнн) [9]
36
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
свыше 3000 Гц на протяжении всей трудовой деятельности. Следует отметить,
что эти кривые являются усредненным результатом экспериментальных данных,
полученных от пациентов в звукоизолированных помещениях.
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
При исследовании шумов рассматривают систему, состоящую из источника, пере-
дающего тракта и приемника. Схема такой системы приведена на рис. 21. Источ-
ник представляет собой точку или точки пространства, где возникает шум, а пере-
Рис. 21. Система шума:
1 — источник; 2 —> передающий тракт; 3 — приемник
Рис. 22. Схема распространения шума и передачи движения
дающий тракт — это направления, по которым распространяется звук к прием-
нику или уху. Более сложный случай, когда существует несколько источников,
передающих трактов и приемников. Акустические источники ранее были опи-
саны как флуктуационные силы, действующие в жидкой среде. Флуктуационные
силы возникают также в результате поверхностного движения твердых тел или
в результате флуктуаций жидкости при турбулентном потоке. Диаграмма, пока-
зывающая зависимость механического движения от распространения звука,
приведена на рис. 22. Энергия, зависящая от изменения силы во времени, рас-
пространяется в разных направлениях. Для снижения шума, поступающего
в приемник, необходимо внести изменения в конструкцию источника, в пере-
дающий тракт, либо во все три звена этой системы.
Задача конструктора состоит в определении конструкции системы с ограни-
ченными уровнями шума. Для осуществления этой задачи необходимо произвести
расчеты и измерения в интересующих точках системы и определить амплитуду
и частоту, переменные во времени.
Контроль источника
Для того чтобы разрешить проблему снижения шумов, необходимо внести изме-
нения в конструкцию источника шума. Вся шумовая энергия сосредоточена
в источнике шума, и если причина возникновения шума будет сведена к минимуму
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
37
или устранена полностью, то отпадает надобность в более сложных и дорогосто-
ящих путях борьбы с ним при распространении и приеме. Однако существует
множество примеров, когда внесение изменений в источник не только не практи-
куется, но и невозможно. Этот факт будет более понятен, когда читатель позна-
комится с соответствующими главами в данном справочнике и столкнется с этим
при контроле шумов на практике.
В приведенном примере (см. рис. 22) контроль источника может быть достиг-
нут путем уменьшения площади пластины или амплитуды колебания. В первом
случае пластина становится эффективным излучателем звука, когда ее размеры
приближаются к размерам длины волны в воздухе. Таким образом, если наимень-
шая длина волны (наивысшая частота) шума больше наименьшего допустимого
размера пластины, то наблюдается снижение шума.
Уменьшение амплитуды колебания всегда полезно (см. последний раздел
этой главы).
Контроль шума передающего тракта
*
Для уменьшения шума можно поставить перегородку из непроницаемого мате-
риала. Когда шум распространяется по обходному пути, следует использовать
звукопоглощающие материалы.
В этом разделе не слишком подробно описаны основные различия этих двух
методов и используемых материалов; эти вопросы будут детально рассмотрены
в следующих главах, в основном в гл. 5. При контроле вибраций существует
дополнительное различие, касающееся этих двух методов и материалов, которые
используются в виброизоляции и в затухании колебаний для снижения шумов;
об этом также более подробно пойдет речь в гл. 6 и 7.
Для снижения шума в передающем тракте используют следующие методы;
1) сооружают помещения;
2) ставят глушители;
3) вводят виброизоляцию;
4) разрывают механические тракты;
5) удлиняют пути распространения;
6) строят специальные акустические каналы для поглощения акустической
энергии и воздухонепроницаемые помещения.
В некоторых случаях можно использовать несколько методов. Например,
в случае эксплуатации оборудования, создающего большой шум, необходимо при-
менять все указанные способы снижения шумов.
Контроль шума в приемнике
Обычным приемником звука является ухо человека. Если уровень шума доста-
точно высок, то одним из способов его уменьшения является удаление человека
из зоны шумов и использование дистанционного управления.
Другой способ — использование операторской кабины со смотровым окном.
Операторская кабина представляет собой трех- или четырехсторонний барьер,
в котором оператор находится только в случае, когда создается необходимость
управления механизмами. Это сокращает время действия шума на оператора без
использования специальных защитных приспособлений. В большинстве промыш-
ленных предприятий снижение шума с помощью наушников является наиболее
эффективной мерой. Такой способ снижения шума был принят законодательными
органами как временно использующийся или как единственный при невозмож-
ности применения других способов борьбы с шумом. Причины, по которым при-
способления, предохраняющие уши от шума, не рекомендуется использовать,
следующие: 1) возможность пропуска предупредительного сигнала; 2) гигиени-
ческие условия; 3) трудности, связанные с вынужденным их использованием.
38
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Когда возникает необходимость в ушных защитных приспособлениях, орга-
низуют курс обучения по правильному их использованию.
Для того чтобы подвести итоги по данному разделу, необходимо рассмотреть
схему на рис. 23, которая знакомит с природой акустических проблем, а также
Механика жидкостей Механика твердых тел
I I
Аэродинамические источники вибрирующие поверхности
{вентиляторы,нагреватели, струи) {вибрация конструкций)
Рис. 23. Схема основных
методов контроля шумов
показывает взаимодействие источников с акустической средой, трактом рас-
пространения звука и приемником. Для каждого элемента этой цепи существуют
общие методы контроля шума.
ОСНОВЫ ВИБРАЦИИ
При контроле шумов в промышленности постоянно приходится встречаться с явле-
ниями механической вибрации, которая играет важную роль в процессе возник-
новения шума и в процессе его распространения. Для примера рассмотрим пер-
фораторный пресс, основным акустическим излучателем которого является штамп,
начинающий вибрировать в процессе перфорации. В гидравлических и пневмати-
ческих системах передатчиками и излучателями шума являются кожухи вибри-
рующего насоса, крепежные конструкции, металлические корпуса и системы
труб;
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
39
В этом разделе будут описаны и объяснены основные элементы вибрацион-
ного движения и природа различных сил, которая порождает и поддерживает
эти движения. Детальное описание борьбы с вибрациями с помощью демпфирова-
ния и изоляции можно найти в гл. 6 и 7, а вибрация деталей машин подробным
образом рассмотрена в гл. 8.
ФИЗИКА ВИБРАЦИОННОГО ДВИЖЕНИЯ
Незатухающие колебания
Механическая вибрация представляет собой движение тела относительно поло-
жения равновесия в пространстве. Тело может либо двигаться, либо находиться
в положении статического равновесия. Это положение уже неоднократно упоми-
налось и иллюстрировалось примерами в предыдущих разделах (см. рис. 1).
Необходимо рассмотреть механизм колебательных процессе^, в результате
которых вибрации значительно увеличиваются по амплитудам, во много раз
превышающим их начальную величину. Механизм таких процессов легче всего
показать на примере ребенка, раскачивающегося на качелях. Если качели слегка
подталкивать в определенные моменты времени каждого цикла, то с каждым
толчком амплитуда качания будет все больше и больше. Компонентами такой
вибрационной системы являются масса и восстанавливающая сила. Из-за массы,
в данном случае ребенка на качелях, восстанавливающая сила является соста-
вляющей силы тяжести, направленной перпендикулярно подвесам, поддержива-
ющим качели.
Качели или маятник представляют собой простейшую вибрационную систему
с одной степенью свободы (рис. 24). При поступательном движении возбуждающая
колебания сила F воздействует на массу ту которая удерживается пружиной. При
Рис. 24. Простые вибрационные системы
вращательном движении возбуждающий колебания момент вращения Т передает
массе момент инерции /, масса удерживается торцовой пружиной. Следует отме-
тить, что в этом случае сила или момент вращения также может привести систему
в колебательное движение.
Энергия свободного колебания
Если систему, изображенную на рис. 24, рассматривать без воздействия внешних
сил, то под действием начального возмущения она будет колебаться с определен-
ной частотой, называемой собственной частотой. В этом случае кинетическая
энергия массы всегда находится в противофазе с потенциальной энергией пру-
жины.
Однако сумма обеих величин остается постоянной на протяжении каждого
цикла колебания, как это показано на рис. 25.
40
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Рис. 25. График энергии для про-
стой консервативной колебательной
системы:
1 — потенциальная энергия в эле-
менте пружины; 2 — кинетическая
энергия элемента массы; х — пере-
мещение относительно статического
положения равновесия
Собственная частота
Собственная частота для системы с одной степенью свободы может быть вычис-
лена путем приравнивания максимальной потенциальной энергии и максималь-
ной кинетической, т. е.
(51)
где X и V — соответственно амплитуда перемещения и скорость синусоидального
колебания;
х = X sin (2л//); (52)
dx
v = -ц- = X (2л/) cos 2л// = V cos 2л//. (53)
Таким образом, подставляя V = 2л/х в уравнение (51), получим
М-4я*рХ*, (54)
откуда частота (в Гц)
'-tst/t- <5S>
Для вращающейся системы
4 К№ = 4 (56)
Тогда
<57>
В обоих случаях собственная частота может быть повышена или понижена
путем увеличения или уменьшения отношения жесткости пружины к массе.
Уравнение движения
Уравнение движения для системы с одной степенью свободы может быть полу-
чено исходя из диаграмм, изображенных на рис. 26. На рис. 26, а показана
пружина в свободном состоянии без массы. На рис. 26, б показано статическое
отклонение пружины с массой, расположенной на этой пружине.
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
41
Рис. 26. Вибрационные системы с подпружиненной массой:
— длина пружины в свободном состоянии; Аст — статическое перемещение; х — пере-
мещение относительно положения равновесия; сила действия пружины Кх на рис. г
показана стрелкой
Статическое отклонение (в м) можно определить через коэффициент упру-
гости пружины /С: *
д Mg
°стат —
(58)
где g= 9,80 м/с2 — ускорение свободного падения; М — масса, кг; К — коэф-
фициент упругости, Н/м.
Общее перемещение от положения статического равновесия показано на
рис. 26, в, где х — перемещение, измеренное от положения статического равно-
весия. На рис. 26, г приведена схема, показывающая действие на массу силы Дх.
Согласно второму закону Ньютона для массы имеем
В системе, изображенной на рис. 24, масса М — величина постоянная, сле-
довательно,
//2у
M^ = TiF- (6°)
Поскольку единственной приложенной силой к массе в этой системе является
сила пружины получаем
Л, <РХ гг
М dt2 ~
или
d%x
7И-У- + Лх = 0. (61)
Это уравнение движения для свободных колебаний, решение которого
х (О = X sin (V"K/M 0, (62)
где X — амплитуда колебания; \^К/М — частота колебания, рад/с.
Колебание, описанное уравнением (62), называется простым гармоническим
колебанием. Следует обратить внимание на то, что в случае свободного колебания
амплитуда колебания X зависит от начального перемещения системы.
Вынужденные незатухающие колебания
Когда процесс вибрации возбуждается и поддерживается ударами или импуль-
сами, которые следуют с большими временными интервалами по сравнению
с периодом колебаний (обратная величина собственной частоты), то вибрация
42
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
в основном происходит на одной собственной частоте или на нескольких собствен-
ных частотах. Звон колокола, к примеру, демонстрирует процесс вибрации на
собственной частоте. Если приложена возбуждающая сила, то вибрация будет
протекать на частоте возбуждающей силы. Например, если возбуждение яв-
ляется синусоидальной силой, то вибрация возникает на частоте возбуждения.
Если возбуждающая сила имеет несколько частот, то процесс вибрации будет
протекать на этих гармонических частотах [см. уравнение (5)]. Наконец, если сила
имеет случайный характер, то вибрация будет протекать на различных частотах.
Во-первых, амплитуда будет пропорциональна силе на этой частоте, во-вторых,
амплитуда будет зависеть от отклика вибрационной системы на этой частоте.
Для системы с одной степенью свободы, возбуждаемой синусоидальной силой,
уравнение движения может быть выражено следующей формулой:
d^x
М + КХ "" F Sin (2л^7)’ (63)
где f[ — частота возбуждения. Амплитуда вынужденного колебания
х =
F/K
_h_
fn
(64)
где fi — частота возбуждения; fn — собственная частота системы.
Сила, переданная основанию, называется силой пружины и зависит от коэффи-
циента упругости и отклонения массы.
Из уравнения (55) собственная частота (в Гц) может быть определена через
величины статического отклонения, т. е.
fn = -А— Кк/л».
Из уравнения (58) К = Mg/&стат. Следовательно,
f = — 1/ = — 1/ 8
п 2 л V М Астат 2 л г Астат
Собственная частота, таким образом, может быть отнесена к статическому
отклонению массы (машины) на амортизаторах (пружине). Обычно этим методом
пользуются при разработке амортизаторов для получения статического отклоне-
ния пружины.
Если Астат выражено в м, то
F пер — Ах —
(66)
Сила, переданная основанию через пружину, равна перемещению массы во
времени, умноженному на коэффициент упругости, т. е.
Г
1 — А
fn
Отношение амплитуды переданной силы к амплитуде приложенной силы
называется проницаемостью и выражается формулой
1
1—А
/п
АГ
(67)
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
43
Вынужденные затухающие колебания
Если параллельно с упругим элементом установлен элемент затухания и при-
ложена к массе синусоидальная сила, то справедливо следующее уравнение.
м -4- R + Kx = Р sin (2лЛ/),
где R — коэффициент затухания.
В зоне устойчивости амплитуда перемещения колебания массы
F/K
х —.. — . — — — -- — — — — — — —,
ичнг+т’
Переданная сила — это совокупность силы упругости и силы
С учетом процесса затухания проницаемость
(68)
демпфера:
(69)
(70)
\F =
Для системы с затуханием колебания происходят на затухающей собственной
частоте (в Гц)
(71)
/</ М У 1 4^- •
Следует отметить, что зату-
хание в системе понижает соб-
ственную частоту системы.
На рис. 27 показан граф>ик
проницаемости для постоянной
величины приложенной силы
в laiiiiciiMocTH от изменения ее
•iiiciorij. Когда частота прило-
женной силы меньше собствен-
ной часюгы, сила, переданная
<•< нонинню, равна или больше
приложенной силы. Когда ЧЭ-
< »«и.| прило/кснной силы равна
(и in блинт) собе।псиной часто-
гг. ini,|.i сила, перед.। н ни я ocilO-
II MiiiHi. очень iir.lHk.i .Ч|о явле-
ние 11.1 1ЫЦ.Н' И II пилением мс.ка-
h<>i i/i i.kiui.1 пи i6\жденИЯ
AF = Fnep/F, где Fnep — переданная и прило-
женная силы; f- — частота возбуждения; f —
собственная частота
л in к.hi ка
.• мп.1 и । уды
>п.1 |ц|Г»|»0-
44
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
изоляции для вынужденного вибрационного процесса. Следует отметить (см.
рис. 27), что когда частота вынуждающей силы превышает собственную частоту
больше чем в 1,4 раза, дополнительное затухание ведет к увеличению силы, пере-
даваемой основанию. Таким образом, можно сделать вывод, что для виброизоли-
рующих систем в зоне виброизоляции нежелательно введение дополнительного
затухания.
Если частота вынуждающей силы меньше собственной частоты в 1,4 раза,
введение дополнительного затухания снижает передаваемую силу. В этой зоне
в виброизолирующую систему желательно вводить дополнительное зату-
хание.
Борьба с вибрацией основывается на создании такой системы, в которой
отношение частоты возбуждающей силы к собственной частоте лежит в зоне
виброизоляции. Это условие требует,
чтобы собственная частота fn =
= —V К/M была ниже частоты
приложенной силы. Этого можно до-
биться двумя способами: уменьшением
значения /< или увеличением массы
основания машины. Более подробно
вибрационный контроль описан в гл. 7.
Эквивалентные пружины
Параллельное соединение
kf> - к; + к 2
Последовательное соединение
к -ltl
с к, к,
Часто вибрационную систему можно
упростить и рассматривать как си-
стему с одной степенью свободы. На-
пример, рассмотрим массу, размещен-
ную в центре свободнолежащей на
опорах балки, как это показано на
рис. 28. Из курса «Сопротивление ма-
териалов» известно, что отклонение
балки, обусловленное нагружением
массы,
Р13
48Е7 ’
Рис. 28. К определению эквивалент-
ного коэффициента упругости балки с опо-
рой
Рис. 29. Эквивалентный коэффициент уп-
ругости для обычных систем:
1 — момент инерции площади поперечного
сечения; L — общая длина; А — площадь
поперечного сечения; п — число витков;
./ —постоянная при кручении поперечного
сечения.
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
45
где Е — модуль Юнга, Н/м2; I — момент инерции поперечного сечения балки, м4;
I — длина балки, м; F = Mg, здесь М — масса, кг; g — ускорение свободного
падения, м/с2.
Эквивалентный коэффициент упругости пружины равен силе, деленной на
величину отклонения, т. е.
_ F _ 48Е7
«е~ X ~ I3
(73)
Пружины могут быть соединены различными способами: параллельно, по-
следовательно или параллельно-последовательно (комбинированное). Значения
эквивалентного коэффициента упругости для различных комбинаций пружин
можно определить по рис. 29.
Эффективная масса
Сложную систему часто упрощают или аппроксимируют так называемой эффек-
тивной массой. Рассмотрим, к примеру, качающийся рычаг (рис. 30).
Рис. 30. Эффективная масса вращающейся системы
Эффективную массу системы можно легко определить, вычисляя кинетиче-
скую энергию:
т=л*+4 м (^)2=4 (4-+(а&)2=4 Mev2' (74)
где J — полярный момент инерции рычага; М — масса, прикрепленная к ры-
чагу; а — расстояние от центра вращения до места крепления пружины; 6 —
максимальная скорость вращения; Ме — эффективная масса; v — скорость
в месте крепления пружины. Следовательно, эффективная масса
Ме = ±- + М.
(75)
ПРИЧИНЫ ВИБРАЦИИ
Механические вибрации возникают в результате действия сил, изменяющихся
во времени. По закону движения Ньютона переменная во времени сила создает
переменное во времени изменение количества движения или скорости массы,
к которой эта сила приложена.
Эти силы рассматриваются далее как возбуждающие силы механической
системы. Существует много причин, приводящих к возникновению переменных
во времени£сил в процессе работы механизма. Эти силы можно подразделить
на категории.
Силы, возникающие при вращении и перемещении при разбалансе. Разбаланс
возникает при вращении тела, когда ось вращения не совпадает с одной из основ-
46
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
пых осей инерции вращающегося тела. Разбалансирующая сила в основном сину-
соидальна во времени, но может также содержать гармоники более высокого
порядка. Основная частота f = п/60, где п — частота вращения, об/мин.
Силы при разбалансе могут возникнуть в тех случаях, когда изменяется
число оборотов или направление вращения детали машины. Поскольку величина
и направление действия таких сил зависят от изменения скорости или ускорения
отдельного элемента конструкции, то результирующая вибрация будет слож-
ной, но периодической. Например, в ползуне кривошипного механизма вторая
гармоника частоты вращения является основной составляющей силой, в то время
как в треугольном шатуне механизма основное влияние оказывает первая гармо-
ника. В последнем случае ползун движется синусоидально, а в первом — не-
синусоидально из-за скоса соединительного рычага.
Силы передаются в корпус машины через опорные поверхности. Если силы
не уравновешиваются внешней балансировкой или тормозными элементами, то
корпус машины должен двигаться в противоположную сторону от этих сил так,
чтобы центр тяжести машины оставался стационарным. Именно таким образом
внутренние неуравновешенные силы вызывают внешнее движение машины.
Силы, возникающие при вращении и скольжении
При работе таких деталей машин, как подшипниковые опоры, шестерни, фрик-
ционные тормоза и сцепления, возникают вибрационные силы. Вращение шарика
в обойме подшипника или контактирование двух зубчатых шестерней вызывает
упругую деформацию и волны напряжения, которые возникают периодически
каждый раз при прохождении шарика через определенную точку или при сцепле-
нии зубьев шестерни. Обоймы ^подшипников и зубчатых шестерней, испытыва-
ющие деформацию, относятся к другим типам механизмов.
Существуют два случая возникновения вибрационных сил вследствие фрик-
ционных процессов. В первом случае образуется случайная сдвигающая сила
между поверхностями сцепления при изменении числа оборотов. Второй случай,
известный как процесс скачкообразного скольжения, является более сложным.
Этот процесс зависит от формы, степени обработки и фрикционных свойств двух
поверхностей сцепления.
Электрические, гидравлические
и аэродинамические силы
Вибрационные силы в электрической машине с вращающимся ротором возни-
кают в воздушном зазоре между статором и ротором. Магнитные силы пропорци-
ональны квадрату магнитного потока. Следовательно, возникающие вибрацион-
ные силы пропорциональны не частоте, а квадрату частоты. Периодическую
силу в воздушном зазоре можно разложить на тангенциальную и радиальную
составляющие.
Сила, действующая в тангенциальном направлении, является результатом
периодического изменения крутящего момента двигателя, а сила, действующая
в радиальном направлении, возникает в результате периодического биения вала
ротора относительно корпуса статора.
В гидравлических системах такая вибрация возникает в процессе цикличе-
ского сжатия с последующим освобождением потока жидкости. В поршневых
и крыльчатых насосах жидкость поступает в камеру, затем сжимается и выходит
через выпускное отверстие. В результате периодического сжатия с последующим
освобождением жидкости образуются силы на гармониках основной частоты.
Эти силы могут быть особенно велики, если разница между давлением сжатия
и давлением выхода из отверстия в момент, когда отверстие открыто, значительна.
При таких условиях волна сжатия большой амплитуды распространяется в вы-
пускной трубе.
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
47
Индукционные аэродинамические источники механической вибрации в основ-
ном появляются при взаимодействии турбулентного потока со стенкой трубы или
канала, по которому проходит этот поток. Чаще всего это бывает, когда поток,
движущийся с большой скоростью, проходит по каналу, который в разных местах
имеет разную форму, например, отверстия, клапаны и т. д.
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПРИ КОНТРОЛЕ
ВИБРАЦИИ
Как отмечалось выше, контроль источника является наиболее важным. В данном
разделе слово «источник» означает возбудитель или излучатель шума. В боль-
шинстве случаев этим источником может быть вибрирующая пластина, корпус
или другие конструктивные или вспомогательные детали машины, которые
чувствительны к возбуждению вибрации и соединены с источником вибрации
в самой машине.
Простейшая вибрационная система состоит из источника колебаний, вибра-
ционного тракта и излучающей поверхности с возможной обратной связью (как
это показано на рис. 22), если возникает самовозбуждение колебаний. Примером
этому может служить скрип тормозов или гул работающих инструментов. Более
сложные системы состоят из множества источников, трактов и излучающих
поверхностей.
В простейших системах источник излучения настолько тесно связан с источ-
ником колебаний, что по сути это одно и то же. В некоторых случаях тракт рас-
пространения вибрации может быть очень длинным и иметь изогнутую форму.
Тогда определить, где излучатель, а где источник колебаний, бывает очень трудно.
Например, вибрации, распространяющиеся по трубам, каналам и конструкциям
в здании, могут передаваться на значительные расстояния, прежде, чем эти коле-
бания достигают эффективного излучателя, такого, например, как стена в ком-
нате. Следовательно, методы вибрационного контроля зависят от модификаций
источника колебаний, вибрационного тракта и излучающей поверхности.
Контроль источника вибрации
Известны многочисленные модификации источников вибраций. Разбаланс при
вращении может быть скорректирован динамической балансировкой, а неуравно-
вешенные силы в передающих элементах могут быть уменьшены путем снижения
пикового ускорения, а также сокращением изменений числа оборотов. Улучшение
качества обработки поверхностей роликов и поверхностей трения скользящего
тела уменьшает вибрационные силы.
Жесткость конструкции
Для придания жесткости конструкции необходимо добавить дополнительное
количество угловых соединений и ребер жесткости для того, чтобы сделать диапа-
зон собственной частоты выше диапазона частоты возбуждения. На практике
сделать это часто бывает трудно, так как элементы жесткости увеличивают массу
конструкции, что приводит к обратному результату. Необходимо помнить, что
собственная частота пропорциональна отношению жесткости к массе.
Подавление резонанса и нарушение связи
Подавление резонанса заключается в том, что в детали конструкции вносят изме-
нения для устранения совпадения частоты с резонансной частотой. Этого можно
достичь увеличением либо жесткости, либо массы, а также за счет дополнитель-
48
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
ных приспособлений и т. д. Нарушение связи предусматривает внесение в кон-
струкцию более жестких деталей для снижения числа степеней свободы и, следо-
вательно, количества резонансных частот.
Виброизоляция и поглощение
Использование упругих опор между машиной и ее основанием или между какими-
нибудь деталями этой машины для снижения коэффициента пропускания назы-
вается виброизоляцией.
Задача процесса изоляции заключается в выборе такого коэффициента упру-
гости опоры, чтобы собственная частота машины с ее опорой была намного ниже
частоты возбуждения.
Из рис. 27 видно, что если частота возбуждения fi постоянная, то прохожде-
ние вибраций снижается с уменьшением собственной частоты. Обычный способ
уменьшения собственной частоты состоит в снижении коэффициента упругости,
что увеличивает статическое отклонение. Статическое отклонение и устойчивость
машины обычно определяют эластичность крепления, обеспечивающего вибро-
изоляцию.
Процесс поглощения вибраций — это процесс, обратный расчленению кон-
струкции, который предусматривает присоединение дополнительных масс и уве-
личение упругости для преобразования системы с одной степенью свободы в си-
стему с двумя степенями свободы. Этот метод успешно используется, когда машина
работает на частоте, близкой к резонансной. При добавлении второй подпружи-
ненной массы собственная частота сдвигается в сторону от резонансной частоты.
Термин «поглощение» не отражает физической сути процесса, так как колебания
не поглощаются и преобразования энергии не происходит.
Демпфирование вибраций
Затухание колебания представляет собой процесс поглощения, при котором энер-
гия колебаний преобразуется в тепловую энергию. Наиболее часто применимым
методом внесения затухания в механическую систему является метод наложения
на поверхность вибрирующей детали слоя упруговязкого материала для сни-
жения амплитуды вибрации при резонансе. Этот метод является наиболее эффек-
тивным для тонких пластин больших размеров. Такие пластины обычно являются
первичными излучателями шума. В некоторых случаях материал, который ис-
пользуется в конструкции машины, значительно снижает резонанс колебания,
например, серый чугун используется для изготовления корпуса установки, так
как он обладает демпфирующими свойствами. Новые композиционные материалы
иногда можно использовать в качестве структурных элементов для снижения
вибрации. При наличии сильной вибрации необходимо провести тщательное
исследование материалов, использующихся в (Конструкции. Использование
звукопоглощающих материалов при вибрационном контроле рассмотрено в гл. 6.
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ МЕТОДЫ КОНТРОЛЯ
ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Методы контроля шумов ранее были описаны в общих чертах без указания обла-
стей применения. Наиболее широко используют переконструирование механи-
ческих элементов источника или изменение площади поверхности излучения
звука. Излучение шума основных деталей машин описано в гл. 8, в которой также
приведены основные данные о путях снижения шума. В табл. 2 перечислены реко-
мендуемые методы контроля шумов. Все эти методы более детально описаны в по-
следующих главах. В гл. 5 дано описание использования звукопоглощающих
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
49
2. Рекомендуемые методы контроля шумов
Оборудование Звуко- поглощение Звуковой барьер Вибрационное демпфиро- вание Вибро- изоляторы
Винтонарезной станок X X
Перфоратор X X X X
Фасонный валок холодной прокатки X X
Качающая опора X X
Шлифовальный станок X X X
Расточной станок X X
Токарный станок X
Протяжной станок X
Червячная фреза X
Сварочная машина X X X
Пробивающая отверстия X X
машина X
Клепальная машина X X X X
Продольно-расточной ста- X X
нок
Пила X X X
Рубанок X X
Строгальный станок X X
Шлифовальный станок X X X
Фреза для обработки фа- сонных поверхностей X X
Лотки, бункеры, прием- ные желоба и конвейеры X X
Вибрирующий питатель X X
Трубопровод (высокое дав- X X
ление и погрузка материа-
Трубопровод (низкое дав- ление) X X
Вентиляторы и воздухо- дувки X X
Насосы X X
Клапаны, трубопроводы X X
Прецизионное оборудование X
Компрессор X X
Трансформаторы X
Генераторы X X
Печатная машина X X X
Расточное оборудование X X X
материалов и звуковых барьеров при контроле шумов. О вибрационном контроле,
предусматривающем снижение шума с помощью звукопоглощающих материалов,
речь пойдет в гл. 6. Об использовании виброизоляторов с целью снижения шумов
см. гл. 7. Контроль вибраций для уменьшения шумов и применения ряда методов
снижения шумов описан в гл. 12.
ТЕРМИНЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ
Термины по акустике
Акустическое сопротивление — вещественная часть акустического импеданса.
Аудиометр — прибор для определения слуха.
Белый шум — шум, спектральная плотность которого не зависит от частоты
определенного диапазона (белый шум — не обязательно случайный).
Биения — периодические колебания звукового давления, которые возникают
в результате объединения двух синусоидальных волн разной частоты и /2-
Если, например, два звуковых источника излучают чистые тона на частотах 250
и 245 Гц, то частота биений будет равна f± — f2 = 250 — 245 = 5 Гц.
50
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Внешний шум — шум, характеризующийся интенсивностью и продолжи-
тельностью звуков различных источников.
Вносимые потери — разница уровней звукового давления в точке до и после
произведенных преобразований либо в источнике, либо в передающем тракте
между точкой и источником; выражается в децибелах (дБ). Поскольку в связи
с различными преобразованиями звуковое давление может возрастать, вносимые
потери могут быть отрицательными.
Высота звука — термин, используемый для описания характера частоты
звука; звук низкой частоты обладает небольшой высотой звука. Хотя высота
звука в основном зависит от частоты, на нее также влияет звуковое давление.
Глухота— 100%-ная потеря слуха (если уровень порога слышимости пре-
вышает 92 дБ при частотах 500; 1000 и 2000 Гц).
Давление акустического излучения — давление, действующее на поверх-
ность, открытую для звуковой волны.
Децибел — десятичный логарифм отношения двух значений одной и той же
физической величины, умноженной на 10.
Диффузионное поле — поле с однородным звуковым давлением, получаемое за
счет множества отражений от поверхностей раздела. При наличии твердых поверх-
ностей раздела в помещении можно получить диффузионное поле.
Длина волны — расстояние между двумя ближайшими точками волны,
сдвинутыми по фазе на один полный период.
Затухание — уменьшение акустической мощности по мере распространения
звука в канале или в помещении; затухание выражается в децибелах и опре-
деляется отношением акустической мощности более удаленной точки к акусти-
ческой мощности более близкой. Затухание в трубах выражается в дБ/м.
Звук: 1) колебание давления, силы, перемещения частиц, их скорости и т. д.
или суперпозиция распространяющихся колебаний в среде; 2) слуховое ощущение.
Звуковое давление — давление в данный момент времени в точке при нали-
чии звуковой волны за исключением статического давления в этой точке.
Звуковое поле — зона, содержащая звуковые волны.
Звуковой анализатор — прибор для измерения уровня давления в полосе
или для анализа спектра звука.
Звуковой диапазон (частоты)—диапазон частот [от 16 до 20 000 Гц (20 кГц)].
Звуковой уровень — выбранный уровень звукового давления, полученный
путем использования измерительных характеристик и корректирующих харак-
теристик А, В или С, определенных стандартами (стандарты для шумомеров
4—1971 американского национального института стандартов).
Звукопоглощение — преобразование звуковой энергии в тепловую при про-
хождении звуковой волны в пространстве или через граничную поверхность.
Измеритель звукового уровня — прибор для измерения уровней шума и звука.
Импульсный шум (импульсивный шум) — шум, характеризующийся корот-
кой длительностью (обычно <1 с), очень высокой интенсивностью, резкостью
возникновения, быстротой затухания и быстрым изменением своего спектрального
состава. Импульсный шум возникает при взрывах, ударах, выстрелах огнестрель-
ного оружия, полетах сверхзвукового самолета (звуковой барьер) и т. д.
Инфразвук — звук с частоюй ниже частотного диапазона слышимости чело-
века (обычно ниже 16 Гц).
Инфразвуковая частота — частота ниже звуковой.
Колебание — изменение во времени величины по отношению к определенному
выбранному ее значению.
Микрофон — электроакустический преобразователь, который реагирует на
звуковые волны и вырабатывает эквивалентные электрические сигналы.
Мкбар — единица измерения давления; 1 мкбар = 1 дин/см2.
Непрерывный спектр — спектр волн, частотные составляющие которых
распределены непрерывно в диапазоне частот.
Непрерывный шум — шум, интенсивность которого остается без изменений
неопределенный период времени или заданный период времени.
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
51
Октава — термин, обозначающий удвоение частоты.
Октавная полоса — диапазон частот, при котором наивысшая частота вдвое
больше самой низкой частоты.
Переменный шум — флуктуационный шум, уровень которого изменяется
в несколько раз во время испытаний.
Период — наименьшее приращение независимой переменной, при которой
повторяются значения периодической функции.
Периодическая величина — переменная величина, значения которой повто-
ряются при определенных приращениях независимой переменной.
Пиковое звуковое давление — абсолютное максимальное мгновенное звуко-
вое давление, возникающее в определенный период времени.
Пиковый уровень — максимальный, возникающий в данный момент уро-
вень.
Пистонфон — небольшая камера с перемещающимся возвратно-поступательно
поршнем, который позволяет установить определенное звуковое давление в ка-
мере.
Плоская звуковая волна — поперечная волна, в которой перемещения точки
упругой среды происходят в плоскости, параллельной направлению распростра-
нения.
Порог слышимости — минимальный эффективный уровень звукового давле-
ния, звукового сигнала, возбуждающий слуховое ощущение в заданных усло-
виях прослушивания.
Потери при поглощении — частичные потери при распространении вслед-
ствие рассеяния в окружающей среде, либо в акустическом материале или пре-
образования звуковой энергии в другие формы энергии (например, в те-
пловую) .
Потери при распространении — уменьшение акустической мощности на пре-
граде или стене; потери при распространении измеряют в децибелах и предста-
вляют как отношение акустической мощности, падающей на преграду, к акусти-
ческой мощности, проходящей через нее.
Потеря слуха — ослабление слуховой чувствительности, повышение уровня
порога слышимости.
Реверберация — непрерывный звук в помещении или между двумя любыми
отражающими поверхностями после выключения источника звука.
Розовый шум — шум, который обладает постоянной энергией в октавной
полосе, т. е. каждая октавная полоса содержит такое количество звуковой энер-
гии, которое обратно пропорционально частоте.
Свободное поле — звуковое поле, не имеющее границ для отражения звуко-
вых волн. На практике — это звуковое поле, в котором пренебрегают влияниями
граничных поверхностей. Создать свободное поле возможно, если стены, пол и
потолок помещения покрыть звукопоглощающим материалом.
Скорость частицы — скорость заданной бесконечно малой частицы среды
по отношению к среде в целом.
Случайный шум — колебание, амплитуда которого или частота в данный
момент не определены.
Спектр — разложение функции на составляющие, каждая из которых обла-
дает различной частотой и (обычно) различными амплитудой и фазой.
Средняя частота октавной полосы — частота, применяемая для характери-
стики данной октавной полосы.
Статическое давление — давление, которое существует в точке при отсутствии
звуковых волн. ,
Стоячая волна — волна, возникающая при отражении от преград, когда
расстояние между ними (или между полом и потолком помещения) кратно поло-
вине длины волны звука. Устойчивость звуковой волны зависит от жесткости
отражающей поверхности; звуковое давление может изменяться на 20 дБ между
узлом (минимальная амплитуда стоячей волны).
Сферическая волна — волна, фронт которой представляет собой сферу.
52
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Ультразвук — звук с частотой выше предела слышимости человека
(> 20 000 Гц).
Уровень — логарифм отношения величины к се значению, выбранному за
уровень сравнения.
Уровень давления в полосе — уровень давления звука в ограниченной полосе
частот. Диапазон частот определяется верхним и нижним пределами критической
частоты или среднегеометрической частотой и шириной полосы. Ширину полосы
частот характеризуют уровнями октавной полосы (звуковое давление), 112 октав-
ной полосы, 1/3 октавной полосы, полосы частот на 50 Гц и т. д.
Уровень звукового давления — десятичный логарифм отношения давления
звука к выбранному уровню сравнения, умноженный на 20 (уровень сравнения
давления обычно равен 2 X 105 Н/м2). Звуковое давление следует понимать как
эффективное среднеквадратичное звуковое давление.
Уровень мощности — десятичный логарифм отношения данной мощности
к выбранному уровню сравнения, умноженный на 10; единица измере-
ния — дБ.
Уровень порога слышимости — порог слышимости уха, превышающий стан-
дартную аудиометрическую отметку ноль. Единица измерения — дБ.
Уровень слышимости — разница в уровне звукового давления между поро-
говым звуком для одного человека (промежуточное или среднее значение для
группы людей) и уровнем стандартного звукового давления, определяющая
норму аудиометрического порога слышимости. Этот термин используют для опре-
деления уровня порога слишимости (qv). Единица измерения — децибел.
Уровень шума — характеристика уровня звукового давления.
Уровень экспозиции звука — уровень звука в определенном интервале вре-
мени или в течение одной экспозиции, соответствует интегрированному по вре-
мени, среднеквадратичному уровню звука с корректирующей характеристи-
кой А для определенных интервалов времени или экспозиции 1 с.
Цикл — последовательность значений периодической величины за период.
Частота — частотой функции, периодической во времени, называют величину,
обратную периоду. Единица измерения — Гц.
Широкополосный шум — шум, энергия которого распределяется в широком
диапазоне частот (более одной октавы).
Шум — любой нежелательный звук или более точно любой нежелательный
раздражающий фактор в пределах частотной полосы (беспорядочный, прерыви-
стый, возникающий случайно).
Шум окружающей среды — комбинация звуков от множества источников
окружающей среды.
Эквивалентный звуковой уровень — уровень постоянного звука, который
в данной ситуации и в данный период времени обладает той же энергией, что
и переменный во времени звук. Это уровень среднеквадратичного звукового
давления с корректирующей характеристикой А.
Экспозиция шума — звуковое раздражение, воздействующее на человече-
ское ухо или человека в течение определенного периода времени (например, за
смену, день, трудовую жизнь).
Опасный шум — акустическое воздействие на ухо, в результате которого
у некоторой части населения возникает изменение порога слышимости.
Эффективное звуковое давление (среднеквадратичное звуковое давление) —
среднеквадратичное значение мгновенных звуковых давлений в рассматриваемой
точке за интервал времени. В случае периодического звукового давления интер-
вал рассматривают как сумму периодов или время, более длительное, чем
период.
Эффективность — отношение полезной выходной мощности прибора к общей
входной.
Эхо — отраженная с задержкой во времени волна.
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
53
Термины по вибрации
Автоколебания — колебания механической системы, которые образуются и под-
держиваются движением другой системы.
Амортизатор — устройство, используемое для увеличения жесткости упру-
гой системы, когда перемещение становится больше, чем было задано.
Антирезонанс — увеличение реакции в точке при любом изменении частоты
возбуждения, каким бы малым оно ни было.
Вибрационная изоляция — изоляция для гашения колебаний; для уменьше-
ния собственной частоты используют опоры из материалов с высокой степенью
вязкости.
Виброизолятор — опора, изолирующая систему от возбуждения.
Виброметр — прибор для измерения перемещения, скорости или ускорения
колеблющегося тела.
Возбуждение — внешняя сила (или другой источник), приложенная к системе
и вызывающая соответствующую ответную реакцию. #
Время нарастания импульса — период времени, необходимый для нарастания
переднего фронта импульса до максимального значения.
Вынужденное колебание (вынужденная вибрация) — колебание, вызванное
возбуждением; если возбуждение периодическое и продолжительное, то колеба-
ния устойчивые.
Вязкое демпфирование — рассеяние энергии в вибрационной системе.
Гармоника (гармоническая частота) — синусоидальная величина, имеющая
частоту, кратную частоте периодической величины, к которой она относится.
Демпфированная собственная частота — частота свободного колебания демп-
фированной линейной системы.
Динамический вибропоглотитель (настроенный амортизатор) — прибор для
понижения вибрации первичной системы путем передачи энергии дополнитель-
ной резонансной системе, которая настроена на частоту вибрации; сила допол-
нительной системы противоположна по фазе силе, действующей на первичную
систему.
Добротность Q — степень остроты резонанса или частотная избирательность
резонансной системы, имеющей одну степень свободы.
Жесткость — отношение изменения силы (момента кручения) к соответству-
ющему изменению в поступательном (вращательном) перемещении упругого
элемента.
Изоляция — понижение мощности системы для получения ответной реакции
на возбуждение с помощью вязкой опоры.
Импульс — произведение силы на время, в течение которого эта сила при-
лагается.
Комплексное возбуждение — возбуждение, характеризующееся комплексной
функцией, действительные и мнимые части которой равны по амплитуде и частоте,
но сдвинуты по фазе на V4 периода.
Комплексный отклик — устойчивый отклик в линейной системе на комплекс-
ное возбуждение.
Коэффициент затухания — отношение фактического коэффициента затуха-
ния к критическому коэффициенту затухания.
Критическое затухание — минимальное затухание, позволяющее смещенной
системе вернуться в первоначальное положение без колебаний.
Критическая скорость вращающегося вала — собственная частота вала;
когда скорость вращения равняется критической скорости, возникает резонанс
(система вала имеет множество критических скоростей).
Кулоновское затухание (сухое фрикционное затухание) — рассеяние энергии,
возникающее, когда частица в вибрационной системе оказывает сопротивление
с силой, величина которой постоянна, не зависит от перемещений и скорости и
противоположна по направлению скорости частицы.
54
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ
Механический импеданс — отношение силы к скорости в течение простого
гармонического движения.
Механический удар — удар, возникающий в относительно короткий проме-
жуток времени, характеризуется внезапностью и большими перемещениями,
в результате чего в системе развиваются значительные внутренние силы.
Нелинейное затухание — затухание в результате действия силы затухания,
которая не пропорциональна скорости.
Непрерывная система (распределенная система) — система, которая имеет
бесконечное множество возможных независимых перемещений; форма этой си-
стемы характеризуется функцией непрерывной пространственной переменной
или несколькими переменными (в отличие от дискретной системы с сосредото-
ченными параметрами, с конечным числом координат для определения ее формы).
Отклик — движение (или другая реакция) при возбуждении.
Перемещение — векторная величина, которая определяет изменение положе-
ния тела или частицы; эту величину можно представить в виде вектора враще-
ния, вектора перемещения или суммы этих векторов.
Переходные колебания — непериодические колебания, которые в течение
короткого промежутка времени не затухают; такие колебания возникают в ре-
зультате действия ударных сил.
Приложенный удар — любое возбуждение, приложенное к системе и произ-
водящее механическое сотрясение (возбуждение — это либо сила, приложенная
к системе, либо движние ее опоры).
Проницаемость — отношение амплитуды реакции к амплитуде возбуждения
на данной частоте; амплитуда может характеризовать перемещение, скорость,
ускорение или силу.
Простая гармоническая величина — периодическая величина, которая пред-
ставляет собой синусоидальную функцию независимой переменной; математи-
чески эту величину можно представить в виде у A sin + ф).
Простое гармоническое движение — движение, при котором перемещение
является синусоидальной функцией времени.
Резкость — векторная величина, определяющая скорость изменения уско-
рения; резкость — это третья производная перемещения во времени.
Резонанс — явление, возникающее, когда частота возбуждающей силы соот-
ветствует собственной частоте механизма или конструкции.
Резонансная частота — частота, при которой возникает резонанс.
Свободное колебание — колебание, которое возникает в системе при отсут-
ствии приложенной силы, или же колебание, которое может возникнуть после
того, как внешние силы в системе устранены.
Система с одной степенью свободы — система, для которой требуется только
одна координата для определения ее положения в любой момент.
Система со многими степенями свободы — система, имеющая колебательные
движения более, чем в одной плоскости, или более чем одну ось. Система имеет
столько собственных частот, сколько и степеней свободы. Механические системы,
в которых колебательные движения протекают в одной плоскости или относи-
тельно одной оси, называют системами с одной степенью свободы.
Скорость — векторная величина, определяющая скорость перемещения отно-
сительной системы отсчета.
Собственная частота — частота свободного колебания системы.
Субгармонический отклик — периодический отклик механической системы,
имеющей резонанс на частоте, кратной частоте периодического возбуждения.
Угловая частота (круговая частота) — частота циклов в секунду, умножен-
ная на 2л; угловую частоту обозначают через а и измеряют в радианах на еди-
ницу времени.
Удар — импульсное соударение двух движущихся масс или движущейся
массы и массы, находящейся в состоянии покоя.
Ударный изолятор (ударный тормоз) — вязкая опора, которая способствует
изоляции системы от приложенного ударного возбуждения.
ОСНОВЫ ЗВУКА И ВИБРАЦИИ 55
Ударный импульс — возмущение, характеризующееся увеличением и умень-
шением ускорения в короткий промежуток времени.
Ударный поглотитель — устройство для рассеяния энергии, изменяющее
реакцию механической системы на приложенное возбуждение.
Ударный спектр — спектр, характеризующий изменение максимального
ускорения от собственной частоты под действием приложенного удара.
Ускорение — векторная величина, обозначающая изменение скорости во.
времени.
Ускорение g — ускорение свободного падения, зависит от географической
широты места и высоты его над уровнем моря; g = 9,80655 м/с2.
Установившаяся вибрация — вибрация, при которой амплитуда отклика
поддерживается периодически.
Частота незатухающих собственных колебаний — частота свободных коле-
баний, которые образуются в результате действия упругих и инерционных сил
системы.
Эквивалентная система — система, которой можно заменить исследуемую
(например, эквивалентная пружина или эквивалентная масса).
2
Измерение шумов и контрольно-
измерительная аппаратура
ЛИН Л. ФОЛКНЕР
Введение
При контроле шумов необходимо прежде всего их измерить. Контрольно-измери-
тельная аппаратура разнообразна; она включает и ручные шумомеры и сложные
лабораторные системы для их анализа и обработки. Ниже рассмотрена наиболее
часто используемая аппаратура для измерения шума в производственных усло-
виях и приведены результаты, полученные на основании измерений этими при-
борами. Знание применяемых методов и оборудования является основным фак-
тором, позволяющим оценить шумы, производимые механизмами в производ-
ственных условиях. В этой главе обсуждаются методы и результаты измерений
шумов в производственных условиях.
Цель измерений шума
Основной целью измерений шума, производимого механизмами, является опре-
деление уровня шума, который может привести к потере слуха у отдельных
лиц. Измерению уровня шума стали придавать большое значение после принятия
постановления (Walsh Healey Act) в 1969 г. и утверждения Закона об охране здо-
ровья в США * от 1970 г. Когда уровень шума недостаточно высок, чтобы быть
причиной слуховых повреждений он может быть причиной неприятных ощуще-
ний и искажений речи (см. гл. 4).
Исследование шума необходимо производить для того, чтобы определить,
изменяются ли условия воздействия акустических нагрузок вследствие измене-
ния работы различной аппаратуры, оборудования и т. д. В большинстве слу-
чаев недостаточно определить уровень звукового давления нового оборудова-
ния, потому что общий уровень звука ряда механизмов будет превышать до-
пустимый уровень. Поэтому измерения производят для определения акустиче-
ской мощности каждой отдельной детали оборудования.
Измерения необходимы для того, чтобы дать оценку источнику и харак-
теру шума машины в целом. Программа измерений является неотъемлемой
частью любой программы контроля шумов; при правильной расшифровке полу-
ченных данных можно принять оптимальные решения. Акустическое измеритель-
ное оборудование является основой при выполнении программы контроля шума.
После проведения измерений полученные данные следует анализировать. Для
того чтобы получить правильные результаты измерения, необходимо иметь
представление о типе измерительного оборудования, о том, какие измерения
можно осуществлять с его помощью, а также знать его недостатки.
* Закон об охране здоровья от 1970 г., федеральный регистр, т. 36, № 105, 25 мая
1971 г., см. гл. 4.
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
57
Измеряемые величины
Флуктуация давления, которое распространяется в атмосфере в виде звуковой
волны, — один из измеряемых физических параметров. Звуковое давление —
это слабая флуктуация выше или ниже давления окружающей среды, в которой
распространяется звуковая волна. Флуктуация давления примерно равна 14,35 X
X 10“9 кгс/м2 для человека с нормальным слухом. Звуковое давление измеряют
в кгс/м2 или в Н/м2; уровень звукового давления был определен в гл. 1 [см. фор-
мулу (30)].
Измерение звукового давления, изменяющегося во времени, представляет
определенную трудность. Человеческое ухо не воспринимает как звук медленно
изменяющееся статическое давление. Рассмотрим изменение статического дав-
ления при подъеме лифта; при подъеме на 60, 96 м оно составляет 0,007 кгс/см2
(6,9 X 103 Н/м2). Если это медленно изменяющееся давление преобразовать
к уровню звукового давления по формуле (30) гл. 1, то Lp = 170 дБ. Это значение
значительно больше общепринятых уровней звукового давления, однако ухо
не воспринимает его как звук вследствие очень медленного изменен^ во времени.
Флуктуация давления должна находиться в частотном диапазоне от 20 до
20 000 Гц, тогда его можно классифицировать как звук, воспринимаемый чело-
веческим ухом. Диапазон динамического давления, представляющий интерес
при контроле шума, составляет от 14,35 X 10~9 кгс/м2 (2 X 10“5 Н/м2), что при-
близительно равно пороговому уровню слуха человеческого уха для звука ча-
стотой 1000 Гц, до 143,53 кгс/м2 (2 X 105 Н/м2), что соответствует звуковому дав-
лению больших ракетных двигателей. Таким образом, приходится измерять
динамическое давление, которое может изменяться в очень широком диапазоне.
По этой причине используют децибельную шкалу измерения для «сжатия» диа-
пазона величин (см. с. 21, 22).
Значение стандартного давления рСт выбирают произвольно, обычно =
= 14,35 X 10"9 кгс/м2 (2 X 10"5 Н/м2), тогда 0 дБ соответствует порогу слыши-
мости для звука тоном 1000 Гц, т. е. lg 1 -- 0 *. Уровни звукового давления
приведены в табл. I.
Линейная шкала частот (100, 200, 300 Гц и т. д.) часто непригодна для зву-
ковых частот в диапазоне от 20 до 20 000 Гц. Следует использовать обычный ме-
тод разделения этого диапазона на десять неравных интервалов, называемых
«октавными полосами». В сущности октава соответствует удвоению частоты, на-
пример, 63, 125, 250 Гц и т. д. Для удобства при лабораторном измерении звука
некоторые средние частоты располагают в пределах диапазона слышимого звука
от низкого до высокого и разделяют их по октавному принципу.
Средние частоты расположены в пределах полосы или диапазона частот
таким образом, что октава определяется средней частотой. Для каждой октавной
полосы частота верхней границы в 2 раза выше частоты нижней, как показано
в табл. 2.
Кроме того, средние частоты октавных полос стандартизованы для лабора-
торных измерений. Таким образом, каждая последующая средняя частота будет
в 2 раза выше частоты предыдущей полосы (табл. 2). Имеются портативные шумо-
меры, которые могут измерять уровни звукового давления в различных частот-
ных диапазонах каждой октавной полосы или каждой 1/3-октавной полосы. По-
казание прибора представляет собой среднеквадратичное значение результирую-
щих давлений всех частотных составляющих в пределах определенной октавной
полосы, которое можно преобразовать к уровню звукового давления (в дБ) по
формуле (30) гл. 1.
Каждую октавную полосу иногда делят на три диапазона, называемых
«^з-октавными полосами», которые также стандартизованы (табл. 2). Иногда
1/3-октавные полосы используют при исследовании частотного спектра более широ-
* Выражается в единицах СГС, 1 мкбар = 1 дин/см2 = 7,078х 10“5 кгс/м2. Поэтому
Р = 0,0002 мкбар, что составляет 2Х1О“6 Н/м2 или 2Х10“б Па.
58
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
1. Уровни звукового давления
Резуль- тат дей- ствия шума * -Л Звуковое давление (средне- квадратичное) Шум или условия его возникновения
Н/м2 ат кгс/м2
Физическое повреждение 200 180 160 140 2Х 10Б 2Х104 2Х 102 2Х 102 2,03 2.03Х10"1 2,03Х 10"2 2,03Х 10"3 143,53 14,35 14,35Х 10"1 14.35Х 10“2 В 183 м от ракеты при запуске Вызывающий мгновенную глу- хоту Соответствующий порогу физи- ческого повреждения ткани Запуск реактивного самолета, болевой порог
Повреждение слуха, болевые ощущения 120 100 80 60 2Х 10 2 2Х 10’1 2Х 10“2 2,03 X 10“ 4 2,03Х 10" 6 2,03Х 10“3 2,03Х 10“ 7 14,35Х 10“3 14,35Х 10“4 14.35Х 10“ 6 14.35Х Ю"3 Гром, пушечный выстрел Завод со станками большой мощности Завод со станками средней мощ- ности Завод со станками малой мощ- ности
1 Раздражение 40 20 0 2Х 10“3 2Х 10“ 4 2Х 10“Б 2,03Х 10-8 2,03Х 10“° 2,03Х IO"40 14,35Х IO"7 14.35Х 10“8 14.35Х 10“9 Разговор в доме средней плот- ности заселения Шепот, шуршащие листья Соответствующий порогу слы- шимости
где рст = 2Х Ю“Б Н/м2 — стандартное давление; р — среднеквадратичное давле- ние окружающей среды.
кой октавной полосы. Например, частота полосы пропускания шарикоподшип-
ника, вращающегося с постоянной скоростью, будет дискретной, и ее легко
можно определить с помощью ^з-октавной полосы, потому что она имеет более
узкий диапазон частот. Таким образом, частоту ^-октавной полосы иногда ис-
пользуют при определении источников звука в механизмах.
В некоторых случаях следует измерять уровень звукового давления в более
узких диапазонах частот, чем те, которые предусмотрены пределами 1/3-октавной
полосы. Существуют приборы, которые обеспечивают измерения уровней зву-
кового давления для полос пропускания в 1 Гц и меньше. Приборы для измере-
ния уровней звукового давления для различных полос пропускания частот рас-
смотрены ниже в разделе «Электронная измерительная аппаратура».
Акустическая мощность характеризуется полной звуковой энергией, кото-
рую источник излучает в окружающую среду (см. гл. 1, с. 24). Существующее
звуковое давление является результатом излучения энергии. Уровень акусти-
ческой мощности (в дБ) *
101g (-^7),
Иногда уровень акустической мощности обозначают PWL.
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
59
2. Пределы частот для октавных и 4/з-октавных полос, Гц
Октавные полосы */з-октавные полосы
Нижний предел полосы Средняя частота Верхни"! предел полосы Нижний предел полосы Средняя частота Верхниi предел полосы
11 16 22 14,1 16 17,8
17,8 20 22,4
22,4 25 28,2
22 31,5 44 28,2 31,5 35,5
35,5 40 44,7
44,7 50 56,2
44 63 88 56,2 63 70,8
70,8 80 89,1
89,1 100 * 112
88 125 177 112 125 141
141 160 178
178 200 224
177 250 355 224 250 282
282 315 355
355 400 477
355 500 710 447 500 562
562 630 708
708 800 891
710 1 000 1 420 891 1 000 1 122
1 122 1 250 1 413
1 413 1 600 1 778
1 420 2 000 2 840 1 778 2 000 2 239
2 239 2 500 2 818
2 818 3 150 3 548
2 840 4 000 5 680 3 548 4 000 4 467
4 467 5 000 5 623
5 623 6 300 7 079
5 680 8 000 И 360 7 079 8 000 8 913
8 913 10 000 11 220
11 220 12 500 14 130
11 360 16 000 22 720 14 130 16 000 17 780
17 780 20 000 22 390
где W — излучаемая мощность, Вт; 1ГСТ — стандартная мощность, 10"12 Вт (в не-
которых более ранних статьях в качестве единицы измерения U/CT использовали
10"13 Вт, пока всеми странами не была принята единица 10"12 Вт). В любом случае
для акустической мощности следует указывать стандартный уровень, например,
Luz — 120 дБ относительно 10"12 Вт, для того, чтобы точно показать, что исполь-
зуемая стандартная величина составляет 10"12 Вт.
Для акустического источника в неотражающей окружающей среде (см. раз-
дел «Среда измерений») существует простая зависимость между уровнем акусти-
ческой мощности и уровнем звукового давления при соблюдении определенных
условий. Следует использовать такой источник, от которого звук распростра-
няется равномерно во всех направлениях, т. е. сферический или полусфериче-
60
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
ский, если он расположен на отражающей поверхности, например на полу. В этом
случае уровень акустической мощности (в дБ)
Lw = Lp + 20 log (г) -|- 0,5 (г в футах); (1а)
Lw = Lp + 20 log (г) + 8 (г в м), (16)
где Lp — уровень звукового давления, дБ; стандартное значение Lp = 2х
X 10’5 Н/м2; стандартное значение Lw = 10"12 Вт.
Корректировочные графики Lw приведены на рис. 1. По уравнениям (1)
можно оценить приближенно шумы от машин в производственных условиях.
Рис. 1. Корректировочные графики для преобразования уровня мощности (L^r — мощ-
ность относительно 10-12 Вт) к уровню звукового давления (Lp — давление относи-
тельно 2Х Ю"6 Н/м2): Lp = ^ШКОр5 источник установлен на полу (полусферическое
излучение); поглощение воздуха при 21,1° С;
1 — 250 Гц или менее; 2 — 1000 Гц; 3 — 2000 Гц; 4 — 4000 Гц; 5 — 8000 Гц
Для точного определения уровней акустической мощности следует пользоваться
стандартом Американского национального института стандартов S 1,2—1962
«Стандартный метод для физического измерения звука». Определение звукового
давления в пространстве по уровням акустической мощности см. в гл. 4.
Понятие уровня акустической мощности часто используют при оценке шума,
производимого машинами, потому что уровень звукового давления можно рас-
считать для любой окружающей среды. Это понятие не рекомендуется исполь-
зовать в тех случаях, когда уровень звукового давления является функцией
окружающей среды, в которой помещается источник, образующий шум.
При поставке оборудования следует указывать значения уровней звуко-
вого давления в октавных полосах, с помощью которых на этом оборудовании
в определенной среде можно вычислить уровень звукового давления в октавных
полосах.
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
G1
Сложение уровней звукового давления
и акустической мощности
Иногда необходимо сложить два измеренных уровня: звукового давления или
акустической мощности. Так как эти величины измеряются в децибелах, то их
следует складывать логарифмически, как это подробно описано в гл. 1.
Система измерения
Результаты контроля шума зависят от способа измерения. Необходимо иметь
в виду, что процесс измерения влияет на значение измеряемой величины. При
акустических измерениях существуют, по крайней мере, три элемента измери-
Ькустическая Звуковое
мощность давление
Рис. 2. Схема измерительной системы
тельной системы, которые влияют непосредственно на полученные данные
(рис. 2). Для того чтобы изучить определенный источник шума, следует понять
взаимосвязь среды, в которой проводятся измерения, акустического преобра-
зователя и электронной измерительной аппаратуры. Эти вопросы будут рас-
смотрены в следующих разделах.
СРЕДА ИЗМЕРЕНИЯ
Пространство, в котором расположен механизм, оказывает определенное влия-
ние на измеряемое акустическое поле. Акустическая энергия распространяется
в виде волн сжатия. При наличии твердых преград эти волны отражаются обратно
к источнику шума. В этом случае акустические измерения могут быть ошибоч-
ными, потому что акустическое поле будет представлять собой совокупность
прямых и отраженных волн. Поэтому строят специальные лабораторные помеще-
ния, в которых устраняют отражение. В некоторых случаях отраженные
волны учитывают при проведении измерений. Следовательно, при лабораторных
акустических измерениях необходимо знать характеристики применяемых окру-
жающих сред.
А. Нереверберационная камера представляет собой безэховое помещение,
пол, стены и потолок которого изготовлены из звукопоглощающего материала
(рис. 3). Вся звуковая энергия, излучаемая деталью машины, распространяется
в радиальных направлениях и поглощается стенами.
Так как отражение отсутствует, то не возникает никаких интерференцион-
ных картин, которые могли бы повлиять на точность измерения. Свободное от
отражений пространство подобного типа необходимо при определении харак-
теристик направленности звука, излучаемого от объектов. В качестве примера
рассмотрим диаграмму направленности излучения (рис. 4). Заметим, что диа-
грамма направленности воспроизводит одну частотную составляющую из полного
спектра шумов. Производя измерения в различных точках, можно получить
диаграмму, подобную изображенной на рис. 4. Периметр представляет собой кон-
62
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
Рис. 3. Безэховая камера для лабораторных измерений звукового давления (обеспечи
вает свободное поле для акустического источника при отсутствии отражений)
тур одинакового уровня звукового давления. Некоторые предположения можно
сделать о том, где возникает эта отдельная составляющая шума. Очевидно, она
располагается симметрично относительно машины.
Диаграммы направленности подобного типа можно получить в некоторых
безэховых окружающих пространствах. Такое оборудование используют также,
когда необходимо произвести узкополосный частотный анализ. В таком случае
для акустического исследования применяют безэховое помещение, где воспро-
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
63
Рис. 4. Диаграмма излучения звука машины (по-
лучена в свободном поле для заданной частот-
ной составляющей звука)
и вводятся данные, которые не
могут быть получены в обыч-
ных акустических помещениях.
Как правило, удается получить
диаграммы направленности из-
лучения звука, данные узкопо-
лосного частотного анализа,
фазовые соотношения акусти-
ческой энергии от различных
мест расположения источника.
Б. Реверберационная каме-
ра. Принцип действия устройств
подобного типа противоположен
принципу действия безэховой
камеры. Теоретически в ревер-
берационном помещении вся
акустическая энергия обратно
отражается к источнику ст
стен, изготовленных из отража-
ющего материала (рис. 5). В ре-
зультате многократных отраже-
ний наблюдается почти равно-
мерное распределение звуковой
энергии в помещении. Иногда
устанавливают большие вентиляторы для обеспечения равномерного распре-
деления звуковой энергии. Рекомендуется также использовать микрофон на
движущейся тележке для того, чтобы производить измерения среднего звуко-
вого уровня в пределах некоторого пространственного распределения.
Цель применения реверберационной камеры состоит в том, чтобы получить
усредненные по времени данные пространственных измерений общей акустиче-
ской энергии, излучаемой какой-либо деталью машины. В таком помещении
создается стандартная окружающая среда, позволяющая сравнить шумы от раз-
личных деталей. С помощью оборудования подобного типа можно оценить аку-
стическую мощность. Данные для всех источников усредняются, поэтому не учи-
тываются направленность и точное местоположение различных источников звука.
Местоположение источника шума в помещении может повлиять на резуль-
тат измерения общей излучаемой акустической мощности. На практике источ-
ник помещают в одном углу помещения не ближе, чем на 1/2 длины волны от стен
или пола.
Длину волны (в м) рассчитывают по формуле
. 344
~Г’
где f — частота, Гц. Обычно самая низкая частота равна 100 Гц, и, очевидно,
длина волны будет равна 3,44 м, если источник шума находится не ближе, чем
на 1,7 м. Оборудование, которое в процессе эксплуатации располагается на жест-
ком полу, можно установить на полу реверберационного помещения.
В. Полузвукопоглощающая камера. Часто нецелесообразно строить звуко-
поглощающую камеру для акустических испытаний крупногабаритного тяжелого
оборудования. Для таких испытаний используют полузвукопоглощающее по-
мещение. Пол обычно изготовляют из бетона, а стены и потолок покрывают звуко-
поглощающим материалом, как показано на рис. 6.
Следует принимать специальные меры при создании окружающей среды
подобного типа. Даже, если шум от источника не имеет определенной направлен-
ности, звуковое поле может иметь направленность вследствие отражений от
пола. Возможно уменьшение звукового давления, когда длина пути неотражен-
ного звука и пути отраженного звука отличается на */2 длины волны.
(2)
64
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
Рис. 5. Реверберационное помещение для измерений звукового давления относительно
полной звуковой мощности механизма
В этом случае (см. рис. 6)
где 1 + —длина пути отраженного звука; D —длина пути неотраженного
звука; X — длина волны [см. формулу (2)]; п = 1, 2, 3 ... .
Схематически интерференционная картина показана на рис. 7. Усиление
звукового давления происходит в областях, где серии линий пересекаются,
а ослабление звукового давления происходит в областях, где расстояние между
линиями остается приблизительно равным. Звуковое поле будет представлять
собой наложение неотраженных и отраженных волн. Вблизи отражающей пло-
скости давление поля всегда увеличивается и измерения показывают уровень
на 3 дБ выше. Эффект ослабления — увеличения давления также зависит от рас-
стояния от пола до источника х и длины волны звука X.
Можно сформулировать следующие основные положения:
1) вблизи отражающей плоскости уровень звукового давления на 3 дБ
выше, чем уровень неотраженного звукового давления;
2) если длина волны больше в 10 раз расстояния между источником и от-
ражающей плоскостью (х/Л< 0,1), то вследствие отражения не наблюдается зна-
чительной направленности (это имеет место при частотах ниже 1000 Гц);
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
65
Рис. 6. Полузвукопоглощающая камера;
стены и потолок облицованы звукопогло-
щающими клиньями, пол бетонный:
/ — источник; 2 — отражающая поверх-
ность пола; I — падающая волна; R —
отраженная волна; D — неотраженная
волна; И — высота над полом
3) для средних частот (х/А, =
— 0,2-=-1,0) наблюдается явно выра-
женная направленность;
4) для высокочастотного случай-
ного звука (без чистых тонов) излу-
чаемое поле почти однородно за ис-
ключением области вблизи отража-
ющей поверхности.
Расположение источников шума
относительно отражающей плоскости
влияет на излучаемую акустическую
мощность. Это происходит в резуль-
тате того, что волны отражаются об-
ратно к источнику со сдвигом по фазе.
В зависимости от расстояния х источ-
ника от отражающих плоскостей воз-
можны следующие изменения выходной
мощности:
1) если источник находится вбли-
зи отражающей плоскости (х< 0,1 %),
то выходная мощность источника уд-
ваивается и становится больше 3 дБ;
2) когда источник находится на
расстоянии х/4—х/2 длины волны от от-
ражающей плоскости >
то его выходная мощность уменьшается приблизительно на 1 дБ;
3) если расстояние от источника до отражающей плоскости больше, чем длина
волны (х>Х), то наблюдается незначительное его влияние на излучаемую аку-
стическую мощность.
Г. Измерения, проводимые вне помещений. Иногда измерения акустических
шумов машин производят вне камеры на открытом воздухе, например на месте,
отведенном для стоянки автомобилей. Характеристики внешней среды в этом
случае подобны характеристикам полузвукопоглощающей камеры, если соблю-
даются следующие условия:
1) испытуемый участок свободен от больших отражающих поверхностей,
например зданий или возвышенностей в пределах 30,5 м от испытуемой машины
или микрофона;
2) коэффициент поглощения звука отражающей поверхности не больше 0,2;
3) уровни шумового фона по крайней мере на 10 дБ ниже измеряемого уровня
шума;
4) уровень шума ветра на 10 дБ ниже измеряемого уровня шума; для умень-
шения влияния ветра на микрофон можно использовать специальные защитные
Рис. 7. Интерференционная кар-
тина падающих и отраженных
акустических волн источника,
расположенного над отражаю-
щей поверхностью:
/ — источник; 2 — отражаю-
щая плоскость
Нод ред. Л. Л. Фолкнера
66
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
крышки, однако при закрытой крышке разность в измерениях может достигать
10 дБ;
5) диаграмму отражения звука от поверхности земли следует рассматривать
по схеме, указанной в предыдущем разделе; не рекомендуется производить из-
мерения около поверхности земли.
Д. Условия измерения промышленных шумов. В соответствии с существу-
ющими стандартами требуется проводить измерение шума в реальных условиях,
т. е. там, где находятся машина и человек. Описанное ранее специальное обору-
дование предназначено для лабораторного анализа шума, требующего точных
измерений и детального исследования акустических характеристик источника.
При измерении промышленных шумов наблюдается много нежелательных факто-
ров, например, достаточно высокий уровень шумового фона, отражающие поверх-
ности, шум от различных источников. Каждый из этих факторов влияет на точ-
ность измеряемого уровня звукового давления Lp. Представляет интерес опре-
деление уровня звукового давления у рабочего места. Для того чтобы обеспечить
точность измерений, необходимы соответствующие меры предосторожности.
Близкорасположенные отражающие поверхности. Около отражающих по-
верхностей, таких как пол, стены, перегородки, помещения, находящиеся рядом
машины ит. д., уровень звукового давления будет выше вследствие того, что оно
удваивается, т. е. Lp увеличивается на 3 дБ около поверхности по сравнению с Lp
на рабочем месте, расположенном на некотором расстоянии от поверхности.
Флуктуация уровня звука. В производственных условиях уровень звука
непостоянен и изменяется во времени, что обычно регистрируется шумомером.
В разделе о сложении логарифмических величин было определено, что уровень
звукового давления есть величина, соответствующая сумме квадратов отношений
среднеквадратичного давления. Уровень среднего звукового давления в деци-
белах не является средней величиной показаний прибора.
На практике производят усреднение отклонений измерительного прибора.
Если суммарное отклонение составляет 6 дБ или меньше, то среднее значение
двух показаний в децибелах является приблизительно средним результатом по-
казаний. Если отклонение больше 6 дБ, то за среднее значение принимают вели-
чину на 3 дБ меньше, чем наибольшая величина, показанная измерительным
прибором.
Это правило обусловлено характером сложения логарифмических величин
(см. выше). Переключатели «быстро» и «медленно» на обычном шумомере пред-
назначены для сведения до минимума влияния флуктуаций уровня шума. Два
вида переключения на шумомере определяют временную характеристику при-
бора; переключатель «медленно» обеспечивает более длительную по времени сред-
нюю характеристику, снижая тем самым влияние флуктуаций показаний стрелки
прибора при быстро изменяющихся уровнях давления. В соответствии со стан-
дартом медленное измерение требуется для установившегося (неимпульсного)
звукового давления. При большинстве других условий переключатель прибора
должен находиться в положении «медленно» для того, чтобы получить некоторое
усреднение сигнала по времени, хотя при этом положении переключателя воз-
можно существование флуктуаций измерений. В главе «Критерии» рассматри-
вается метод оценки накопленных шумов и расчет их флуктуационных значений.
Фон. Иногда невозможно остановить работу агрегата или прекратить работу
на производственных участках для того, чтобы измерить уровень звука одной
машины. Измерения следует производить не в рабочее время, а во время пере-
рывов. Фон следует определять на определенном участке, выключая, если воз-
можно, используемую машину и производя измерения уровня звукового давле-
ния. При включении машины вновь измерения нужно проводить на том же
участке. С помощью графика на рис. 8 можно определить уровень шума, созда-
ваемого машиной, при определенном фоне. Если фон на 10 дБ ниже уровня зву-
кового давления работающей испытуемой машины, то влияние фона в основном
можно не принимать во внимание. Желательно, чтобы фон был на 10 дБ ниже,
чем акустический сигнал (тогда им можно пренебречь).
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
67
Разница между фоном и общим з6уком,дЬ
Рис. 8. Корректировочный график уровня зву-
кового давления Lp с учетом уровня фона
(корректирующее число вычитается из изме-
ренных уровней звукового давления октавной
полосы)
Рассмотрим случай, когда ма-
шина работает на производствен-
ном участке с высоким уровнем
шума и для измерения уровня зву-
кового давления используют пор-
тативные октавно-полосовые ана-
лизаторы. Установлено, что в ок-
тавной полосе 1000 Гц уровень
шума машины в производственных
условиях составляет 92 дБ. При
выключенной машине этот уровень
равен 85 дБ. Таким образом, раз-
ность в показаниях составляет
7 дБ. По рис. 8 определяем, что из
общего показания (92 дБ) следует
вычесть 1 дБ для того, чтобы по-
лучить уровень шума машины, т. е.
91 дБ. Все полученные значения
нужно округлять до ближайшего
целого числа децибелов. Если раз-
ность составляет 10 дБ или больше,
то коррекцию производить не следует. Этот метод обычно используют для оп-
ределения средней частоты октавной полосы.
Воздушный поток. В некоторых случаях воздушный поток возникает о г охла-
ждающих вентиляторов, при работе воздуходувок и т. д. Микрофон реагирует
на давление воздушного потока. При проведении измерений микрофон должен
находиться вне зоны действия воздушных потоков. В случае использования вен-
тиляционных устройств вблизи рабочих мест микрофоны применяют с ветровыми
защитными экранами. Информацию об использовании ветровых экранов для от-
дельных микрофонов следует получать у поставщика измерительной аппаратуры.
При использовании экранов вводят поправочные коэффициенты.
Влияние оператора. Звук может отражаться от операторов так же, как и ог
стен и машин. При измерениях операторы должны находиться на достаточном
расстоянии от микрофона. На уровни звука могут также влиять лица, регистри-
рующие показания шумомера. Погрешность ±5 дБ может возникнуть в резуль-
тате того> что оператор держит измерительный прибор слишком близко к себе.
На практике рекомендуется использовать ручные шумомеры с приставкой для
того, чтобы исключить влияние рук и тела оператора на работу микрофона. Для
повышения точности измерений рекомендуется также помещать микрофон на шта-
тив с удлиненным кабелем для того, чтобы оператор находился на расстоянии бо-
лее 3 м от микрофона.
АКУСТИЧЕСКИЕ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛИ
Другой основной элемент измерительной системы — это акустический преобра-
зователь, которым, как правило, является микрофон. К основным представляю-
щим интерес характеристикам микрофона относятся его частотная характери-
Рис. 9. Схема расположения ми-
крофона в звуковом поле:
Ро — давление звуковой волны
в акустическом поле; — давле-
ние звуковой волны, отраженной
от микрофона; X — длина волны;
D -- диаметр микрофона; Е — вы-
ходное напряжение
3*
68
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
Рис. 10. Типичная частотная характеристика
микрофона;
Е — напряжение; р — давление; f — частота
стика, чувствительность и на-
правленность. Однако прежде
чем рассматривать эти харак-
теристики, необходимо отметить
еще одно свойство микрофона.
Известно, что микрофон иска-
жает измеряемое поле акусти-
ческого давления. Это происхо-
дит в результате того, что фи-
зические свойства микрофона
значительной отличаются от
свойств воздушной среды, в ко-
торой распространяется звук.
Фактически микрофон можно
рассматривать как твердое тело.
Звуковые волны, падающие на
микрофон (рис. 9), отражаются
по законам, зависящим от ча-
стоты, направления распространения звука, размера и формы микрофона. Если
длина волны звука велика по сравнению с геометрическими размерами микрофона
(что характерно для низких частот звука), то эффект отражения незначителен.
Когда длина волны меньше размеров микрофона (высокие частоты), то микрофон
можно рассматривать как жесткую поверхность раздела, и давление у его по-
верхности будет в 2 раза выше, чем действующее звуковое давление в свободном
пространстве.
Эффект отражения зависит непосредственно от длины волны звука и разме-
ров микрофона. Длина волны в воздухе (в мм) %= 13 ООО//, где / — частота, Гц.
Когда % сравнима с диаметром микрофона, то р± и р0 будут одного порядка, и дав-
ление, действующее на диафрагму микрофона, не будет равно звуковому давле-
нию свободного поля. Очевидно, что при использовании микрофона диаметром
25,4 мм невозможно обеспечить удовлетворительные условия для измерения
свободного поля с частотой звука выше 13 000 Гц, не прибегая к специальной
электронной компенсации.
Характеристика чувствительности микрофона определяется отношением вы-
ходного напряжения Е к р0 или Частотная характеристика микрофона диа-
метром 25,4 мм показана на рис. 10. Ниже 1000 Гц характеристики чувствитель-
ности идентичны, потому что р± = р0. При частоте свыше 1000 Гц рг > р0, что
объясняется отражением волн от поверхности микрофона.
Так как микрофон является динамическим устройством, то с его помощью
нельзя получить точные значения при статическом давлении. Нижний предел
частоты /0, называемый критической частотой, определяется точкой, где чувстви-
тельность на 3 дБ ниже давления падающей звуковой волны. Чем меньше диаметр
микрофона, тем шире его динамический диапазон и меньше чувствительность за
счет уменьшения площади диафрагмы. В документации изготовителей можно
найти правила использования отдельных микрофонов.
ИЗМЕРИТЕЛЬНАЯ АППАРАТУРА
В данном разделе рассматривается расхождение измерений, полученных от сле-
дующих типов акустических анализаторов:
А) с корректирующими характеристиками А, В и С;
Б) октавного;
В) 1/3-октавного;
Г) узкополосного с постоянной относительной шириной полосы частот;
Д) узкополосного с постоянной абсолютной шириной полосы частот.
Каждый из указанных анализаторов имеет свои достоинства и недостатки,
и определяющей является та информация, которую можно получить с помощью
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
69
9
Рис. 11. Выходной сигнал четырех анализаторов звука (октавного, 7з-октавного, узко-
полосного ±4% и узкополосного с постоянной полосой частот 2 Гц) для одного и того же
звукового давления: показания, полученные портативным шумомером, приведены в пра-
вом верхнем углу (по линейной шкале 57 дБ, по корректирующей шкале С 55 дБ, по кор-
ректирующей шкале В 52 дБ и по корректирующей шкале А 48 дБ):
Lp — уровень звукового давления, дБ; f — частота, Гц; 1 — ^з-октавная полоса; 2 —
октавная полоса; 3 — узкая полоса ±4%; 4 — узкая полоса шириной 2 Гц
этих приборов. Наиболее целесообразным методом для определения расхождения
характеристик вышеуказанных анализаторов является метод, показывающий,
какой сигнал получается на выходе каждого прибора при подаче на вход одного
и того же акустического сигнала. &
На рис. 11 показан спектр шумов механического устройства, имеющего
определенную периодичность. По оси абсцисс отложена линейная частота, а по
оси ординат — уровень звукового давления в децибелах. Следует отметить, что
анализатор с постоянной абсолютной шириной полосы частот 2 Гц очень точно
производит частотный анализ звука. Он показывает, что ряд единичных пиков,
называемых обычно чистыми тонами, расположен с определенной регулярностью.
Начальный уровень составляет приблизительно 10 дБ.
Узкополосный анализатор с постоянной относительной полосой частот не
позволяет детально исследовать шум и фактически не воспроизводит точного
уровня для любого из пиков в спектре. По этим соображениям все максимумы
в пределах ширины полосы ±4% логарифмически складываются. Для средней
частоты 1000 Гц действительная ширина полосы составит 80 Гц в пределах 960—
1040 Гц, и все составляющие в этом диапазоне объединяются, образуя выходной
сигнал анализатора. Если существуют два равных пика в пределах этой полосы,
то выходной сигнал будет на 3 дБ выше, чем любой из пиков. Следует также от-
метить, что средняя величина будет возрастать вследствие увеличения ширины
полосы при повышении средней частоты. Особенности звукового сигнала нельзя
определить по выходному сигналу узкополосного анализатора с относительной
постоянной полосой частот.
Более высокий уровень выходного сигнала для одного и того же шума дает
1/3-октавный анализатор, так как он имеет более широкую полосу частот и, следо-
вательно, складывает большее число составляющих шума. Например, при ’•/з-ок-
тавной полосе со средней частотой 1000 Гц действительная ширина полосы состав-
ляет от 895 до 1128 Гц. Для октавного анализатора со средней частотой 1000 Гц
ширина полосы частот лежит в диапазоне 707—1414 Гц.
Анализатор с корректирующими характеристиками А, В и С обеспечивает
коррекцию суммарного уровня звукового давления в диапазоне слышимых зву-
ковых частот. Такие анализаторы (иногда называемые измерителями со шкалой А,
70
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
3. Показания шумомера при различных корректирующих характеристиках фильтров
Средняя частота */з-октавной полосы, Гц Корректирующая характеристика, дБ
А В С
10 — 70,4 — 38,2 — 14,3
12,5 — 63,4 — 33,2 -11,2
16 * -56,7 — 28,5 — 8,5
20 -50,5 — 24,2 — 6,2
25 — 44,7 — 20,4 — 4,4
31,5 * — 39,4 — 17,1 — 3,0
40 — 34,6 — 14,2 — 2,0
50 — 30,2 — 11,6 — 1,3
63 * — 26,2 — 9,3 — 0,8
80 — 22,5 — 7,4 -0,5
100 — 19,1 -5,6 -0,3
125 * — 16,1 — 4,2 — 0,2
160 — 13,4 — 3,0 — 0,1
200 — 10,9 — 2,0 0
250 * — 8,6 -1,3 0
315 — 6,6 — 0,8 0
400 — 4,8 — 0,5 0
500 * — 3,2 — 0,3 0
630 — 1.9 — 0,1 0
800 — 0,8 0 0
1 000 * 0 0 0
1 250 + 0,6 0 0
1 600 + 1,0 0 -0,1
2 000 * + 1.2 — 0,1 — 0,2
2 500 + 1,3 — 0,2 — 0,3
3 150 + 1.2 -0,4 -0,5
4 000 * + 1.0 — 0,7 — 0,8
5 000 + 0,5 — 1,2 — 1,3
6 300 — 0,1 — 1,9 — 2,0
8 000 * — 1,1 — 2,9 -3,0
10 000 -2,5 — 4,3 — 4,4
12 500 — 4,3 — 6,1 — 6,2
16 000 * — 6,6 — 8,4 -8,5
20 000 — 9,3 -11,1 — 11,2
* Средние частоты октавной полосы.
В и С) должны обеспечивать однозначное показание (в децибелах), которое харак-
теризует звук в диапазоне слышимых частот. Как показано в табл. 3, на шкале А
(или корректирующей характеристике Л) наблюдается наибольшее ослабление
для частот ниже 1000 Гц по сравнению со шкалами В (или корректирующей
характеристикой В) и С. Шкала А представляет собой аппроксимацию частотной
характеристики уха человека. По этой причине требуют использования шкалы А
для измерения воздействия шумов в производственных условиях. Шкалы В и С
были разработаны значительно раньше и в настоящее время не находят широ-
кого применения. Однако для того чтобы определить, имеет ли спектр измеряе-
мого шума высокочастотные или низкочастотные составляющие, необходимо
проводить измерения на всех трех шкалах. В том случае, если уровни шума на
всех шкалах приблизительно равны, звук будет преобладать при частотах свыше
600 Гц. Если показания на шкалах В и С больше, чем показания на шкале А, то
шум будет преобладающим в диапазоне ниже 600 Гц.
Некоторые приборы дополнительно имеют линейную шкалу, показывающую
истинное суммарное значение уровня звукового давления во всем рабочем диапа-
зоне без коррекции. Она пригодна только для лабораторных исследований. Для
измерения шума вне помещения, создаваемого летящим самолетом, используют
шкалы D и Е, которые непригодны в производственных условиях.
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
71
Рис. 12. Выходной сигнал четы-
рех анализаторов звука (октав-
ного, */8-октавного, узкополос-
ного ±4 % и узкополосного с по-
стоянной шириной полосы 2 Гц)
для одного и того же звукового
давления; показания, получен-
ные портативным шумомером,
приведены в правом верхнем углу
(по линейной шкале 48 дБ, по
корректирующей шкале С 46 дБ,
по корректирующей шкале А
39 дБ):
Lp — уровень звукового давле-
ния, дБ; f — частота, Гц; 1 —
октавная полоса; 2 — 1/3-октав-
ная полоса; 3 — узкая полоса
шириной 2 Гц; 4 — узкая поло-
са ±4%
На рис. 12 показан второй пример спектра шумов. В данном случае частот-
ная шкала логарифмическая. В начале диапазона источник шума не создает
чистых тонов в отличие от предыдущего примера. Из приведенных примеров сле-
дует, что только узкополосный анализатор с постоянной шириной полосы частот
может точно записать шум в зависимости от частоты. Возможно корректировать
выходной сигнал анализаторов, если что-либо известно о действительном спектре
шумов, например о его дискретных максимумах или ширине полосы. Следует
упомянуть о некоторых преимуществах указанных анализаторов. Узкополосный
анализ требует значительных затрат времени для получения спектра с помощью
обычных анализаторов, хотя с помощью узкополосных анализаторов в реальном
масштабе времени можно очень быстро получить информацию о спектре внутри
полосы. Цены на узкополосные октавные или 1/3-октавные анализаторы значи-
тельно отличаются. Для того чтобы дать оценку определенному источнику шума,
при исследованиях необходимо иметь как узкополосные, так и широкополосные
анализаторы. Узкополосный анализатор обычно используют для точного опре-
деления частотного спектра источника шума, чтобы установить его связь с рабо-
той машины. В этом случае анализ проводят с помощью шкалы А.
Требования, предъявляемые к измерениям
Прежде чем приступить к проведению акустических измерений, нужно знать,
какие данные необходимо получить. Тщательное предварительное планирование
измерения шумов является основой получения полезной информации. Акустика
и контроль шумов еще не изучены и не разработаны до такой степени, когда
с помощью последовательной методики проведения стандартных измерений можно
сделать полный анализ. Каждый случай контроля шумов представляет собой осо-
бую задачу, требующую тщательного изучения. В акустике легко записать
спектры шумов, но довольно трудно расшифровать данные измерений. Значи-
тельно легче получить большое количество данных, чем произвести их анализ.
При контроле шумов оператор играет немаловажную роль, так как выбирает
систему измерения, методику работы и анализирует полученные данные. Инже-
нер, который принимает участие в проведении акустических измерений, должен
знать, какие и с какой целью производятся измерения шумов, какое оборудова-
ние следует использовать, где должен быть расположен микрофон, каковы ре-
жимы нагрузки, какие другие данные, имеющие отношение к измерениям, не-
обходимо знать (например, скорости, усилия, давление, передаточные отношения
и т. д.).
72
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
Цель проведения измерений
Этот основной вопрос следовало бы рассматривать прежде, чем производить
измерения, потому что ответ на него в значительной степени определит выбор
измерительной аппаратуры. В большинстве случаев измерения шумов проводят
потому, что кого-то раздражает сильный шум, производимый машиной. В резуль-
тате измерений определяют уровень нежелательного шума и место, куда сле-
дует добавить звукопоглощающий материал или$ звукоизолирующую плиту.
Решение большинства проблем, связанных с контролем шумов, почти никогда
не бывает простым. Необходимо отметить, что почти все измерения шумов пред-
принимаются после того, как кто-либо субъективно оценит шум как громкий.
Следующий этап должен привести к снижению^этопГшума. Рассмотрим следую-
щие этапы работы: ,
А. Нормирование шумов.
Б. Испытание машины.
В. Прикладные исследования.
Конкретные аспекты этих вопросов будут рассмотрены отдельно.
А. Нормирование шумов. Если целью является определение мешающего
фактора при работе машины, то измеряют только уровень шума. Уровень шума,
скорректированный по характеристике А, несет в себе информацию, которая
необходима для определения расположения создающей шум детали машины.
При этом измерения следует проводить там, где будет находиться оператор. Для
измерений используют шумомер с корректирующей характеристикой А. Два
портативных прибора подобного типа показаны на рис. 13. Стандартные источ-
ники для калибровки шумомеров представлены на рис. 14.
В настоящее время большинство норм на шум предусматривает только из-
мерение его величины; однако в будущем может потребоваться информация о ча-
стоте. Некоторые промышленные стандарты уже требуют, чтобы уровни шумов
выражались в октавных или в ^-октавных полосах.
Критерий для определения потери слуха под действием шума связан с инте-
грированным во времени уровнем шума (см. гл. 4). Существуют электронные
Рис. 13. Портативные шумомсры для акустических измерений: a — фирмы Дженерал
Рэдио; б — фирмы Брюль и Къер
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
73
Рис. 14. Стандартные источники для калибровки шумомеров
(фирма Брюль и Къер)
Рис. 15. Интегратор дозы шума
74
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
Рис. 16. Анализатор с ’/ю’^ктавной или 1/з“Октавной частотной полосой (фирма Дженерал
Рэдио)
приборы, которые определяют воздействие изменяющегося шума во времени
путем интегрирования его уровня. В результате определяют дозу экспозиции
в соответствии со стандартами (см. гл. 4). Один из таких приборов — интегратор
дозы шума — показан на рис. 15.
Б. Испытание машины. Данными, которые необходимо получить при испы-
тании, являются уровень шума и частота. Цель — сравнить один прибор с ка-
ким-либо другим стандартным прибором и на основании этого выбрать измери-
тельную аппаратуру. Иногда не требуется анализ полного частотного спектра,
а необходимо исследовать только те частоты, которые считаются характерными
для конкретной машины. Метод исследования можно усовершенствовать. В ряде
случаев можно определить дефекты по спектру шумов. Среду измерения и место-
положение микрофона следует выбирать таким образом, чтобы могла быть из-
мерена представляющая интерес конкретная частотная составляющая.. При этом
измерительную аппаратуру необходимо выбирать для каждого отдельного слу-
чая. Обычно используют 1/3-октавные и октавные анализаторы. Анализатор, ко-
торый производит анализ сигнала на V 0-октавной полосе и 1/3-октавной полосе,
показан на рис. 16, а на рис. 17 — портативный октавный анализатор.
В. Прикладные исследования. Цель этих исследований — снижение уровня
шумов и получение значительно большего количества информации. Данными,
характеризующими источник шума, являются уровень шума, частотный диапа-
зон, направленность, фазовые соотношения составляющих и скорость нараста-
ния шума. Обычно эти данные получают в акустической лаборатории. Для по-
лучения данных об уровне шума и частотном диапазоне обычно используют
узкополосный анализатор, а для определения характеристик направленности
источника шума по возможности применяют безэховую камеру. Измерения можно
проводить и в производственных условиях при соответствующей подготовке. Ин-
формацию о фазовых соотношениях частотных составляющих часто используют
для определения точного местоположения конкретного источника и направления
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
75
Рис. 17. Портативный шумомер с ок-
тавным анализатором (фирма Дженерал
Рэдио)
распространения шума. Для полу-
чения данных о фазовых соотноше-
ниях используют фазометры, кор-
реляторы и специальные анализа-
торы. При решении ряда проблем
важно знать скорость нарастания
конкретного шума. Для этого
необходимо получить информацию
при неустановившемся режиме ра-
боты оборудования относительно
конкретной частотной составля-
ющей спектра шума. Часто из-за
звукопоглощения конструкции,
температурных изменений, меха-
низмов обратной связи и т. д.
конкретная частотная составляю-
щая шума медленно изменяется
(увеличивается или уменьшается)
в зависимости от характеристик
машины. Контроль шумов может
предсказать повышение интенсив-
ности шума. Выбор измеритель-
ной аппаратуры для прикладных
исследований зависит от постав-
ленной задачи и от информации,
которая должна быть получена.
Требования, предъявляемые к аппаратуре, изменяются в зависимости от
сложности задачи и конкретных лабораторных условий.
Расположение микрофона
Определив цель измерения шумов, следует рассмотреть некоторые факторы, ко-
торые влияют на измерения.
Одним из важнейших факторов является расположение микрофона относи-
тельно источника шумов и предметов окружающей среды. Знание акустического
поля, окружающего источник, позволяет определить месторасположение микро-
фона при проведении измерений.
А. Ближнее и дальнее поля. Микрофон представляет собой прибор, чувстви-
тельный к давлению. Он должен реагировать на флуктуации акустического
давления и давление потока жидкости или газа. Колебания давления возникают,
например, в турбулентном воздушном потоке вентилятора. Некоторые могут
утверждать, что движение происходит в звуковой области колебаний, но в дан-
ном справочнике не затрагивается этот вопрос. Эти колебания давления не рас-
пространяются как звуковые на большом расстоянии.
Можно сделать вывод: если необходимо измерить шум вентилятора, то микро-
фон не следует помещать в области его турбулентного воздушного потока. Оче-
видно, такое же условие необходимо выдерживать при измерении шума двига-
теля, когда микрофон не следует ставить вблизи заборников воздуха и выхлопа
газов. При данных условиях микрофон следует располагать рядом с потоком.
Ближнее акустическое поле представляет собой звуковое поле вблизи источ-
ника звука, например, вблизи вибрирующего источника. Ближнее акустическое
76
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
Рис. 18. Области акустического поля источ-
ника шума:
1 — источник; 2 — геометрическое ближнее
поле; 3 — геометрическое дальнее поле; 4 —
акустическое ближнее поле; 5 — акустическое
поле
поле характеризует движущийся
поток воздуха, образуемый вибри-
рующей поверхностью. В результате
этого движения воздуха возникают
колебания давления, которые не
распространяются как звук. Эта
область показана на рис. 18 вблизи
поверхности вибрирующего источ-
ника. Чтобы не измерять колебания
гидродинамического давления, на
практике микрофон обычно поме-
щают по крайней мере на расстоя-
нии не менее одной длины волны
самой низкой частоты составляющих
шума источника. Длина звуковой
волны (в м) при комнатной темпе-
ратуре
к- f ,
где f — частота, Гц.
Если самая низкая представ-
ляющая интерес частота равна
100 Гц, то согласно этому правилу
микрофон следует поместить на
расстоянии не ближе, чем 3,44 м.
Область, удаленную от источника на расстояние более одной длины волны, на-
зывают дальним акустическим полем.
Другая область, показанная на рис. 18, представляет собой геометрическое
ближнее поле, которое характеризуется тем, что флуктуации давления в этой об-
ласти являются акустическими и форма источника определяет направленность
звукового поля. Другими словами, размеры источника А соизмеримы с расстоя-
нием от него. Акустическое поле зависит от формы источника.
Геометрическое дальнее поле характеризуется тем, что размеры источника
не влияют на измерения в этой области. Очевидно, что все источники одинаковой
мощности и направленности идентичны в этой области. Эта область начинается
на расстоянии, в 3 или 4 раза превышающем самый большой размер источника А.
Так как акустическое ближнее поле зависит от действительных размеров источ-
ника А и заданной длины волны %, оно может распространяться за пределы
геометрического ближнего поля.
Не следует производить измерения в акустическом ближнем поле, если тре-
буется записать истинные величины звукового давления. Однако если оператор
находится в этой области, то измерения следует проводить у его рабочего места.
В пределах геометрического ближнего поля расположение микрофона зависит
от того, какие данные необходимо получить. Информация, получаемая в геометри-
ческом дальнем поле, показывает, каким образом акустическая волна будет рас-
пространяться на значительном расстоянии от источника.
Б. Ревербирующее поле. В здании с отражающими поверхностями простран-
ственное распределение звукового поля может создавать стоячие волны. Звуковое
поле подобного типа характеризуется уровнями звукового давления, которые
являются функцией местоположения микрофона внутри помещения. Это условие
является результатом суперпозиции звуковых волн, отраженных от стен камеры
или помещения. Поле подобного типа показано на рис. 19. Уровень звукового
давления воспроизводит выходной сигнал микрофона при перемещении его в про-
странстве.
В. Свободное поле. В свободном поле, когда отраженные и стоячие волны
незначительны, микрофон следует помещать в местах, характерных для измеряе-
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
77
мой составляющей звука. Обычно оператор вы-
бирает местоположение стандартных микрофо-
нов, учитывая направленность конкретного
источника. Эти положения обусловливают кон-
троль шумов всей машины. При исследованиях
допускается установка микрофона в ближнем
поле одного конкретного источника для того,
чтобы исключить влияние других источников.
Для оценки воздействия шума на человека из-
мерения следует проводить на рабочих местах,
несмотря на влияние ближнего или дальнего
поля.
Стандартный источник звука
Стандартный источник звука является прибо-
ром, который обеспечивает стандартный уровень
акустической мощности. Он состоит из кали-
брованного, работающего, с постоянной скоро-
стью вентилятора, который образует стандарт-
ный уровень акустической мощности, не завися-
щий от помещения, в котором он расположен.
Рис. 19. Схема стоячей звуковой
волны в ревербирующем про-
странстве
Уровни акустической мощности, создаваемой этим источником в октавных
или 1/3-октавных полосах, приведены в табл. 4; эти значения необходимы при
определении акустических характеристик помещения. В большинстве случаев
можно оценить акустические характеристики заводских помещений, однако с по-
мощью стандартного источника их можно определить более точно. Стандарт-
ные источники используют также для калибровки реверберационных помещений,
полузвукоизолирующих и безэховых камер в акустических лабораториях.
4. Уровни акустической мощности стандартного источника звука
Средняя частота ^з-октавной полосы, Гц Уровень акустической мощности, дБ, относительно уровня 10“12 Вт Средняя частота октавной полосы, Гц Уровень акустической мощности, дБ, относительно уровня Ю-12 Вт
50 78
63 77 63 82
80 76
100 76
125 76 125 81
160 76
200 76
250 76 250 81
315 76
400 76
500 76 500 81
630 76
800 76 *
1 000 76 1000 81
1 250 76
1 600 76
2 000 76 2000 81
2 500 76
3 150 75
4 000 75 4000 79
5 000 74
6 300 74
8 000 73 8000 78
10 000 71
78
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
Измерение импульсного или ударного
звука
Для измерения импульсного звука требуются аппаратура и методы, отличаю-
щиеся от тех, которые применяют для измерения стационарного или продолжи-
тельного звука. Приборы для измерения импульсного или ударного звука осно-
ваны на том, чтобы запомнить максимальный уровень звукового давления. Тре-
бования стандартов США (OSHA), предъявляемые к запоминающим типовым
измерителям звукового давления, следующие: время нарастания должно быть
не более 50 мкс, а спад пикового значения должен быть не менее 0,05 дБ за 1 с.
Измерение пикового уровня звукового давления производят в децибелах от-
носительно 20 мкПа.
Рис. 20. Схема измерения импульсного звука:
1 — источник импульсов; 2 — микрофон; 3 — усилитель; 4 — осциллограф
В некоторых случаях кроме пикового значения необходимо знать длитель-
ность и время нарастания ударного импульса и частоту повторения ударов.
Схема получения этих данных показана на рис. 20. При проведении измерения
микрофон должен быть расположен перпендикулярно направлению распростра-
нения звукового импульса. Усиленный сигнал от микрофона затем воспроиз-
водится на осциллографе. Его можно записывать с помощью фотокамеры или
«хранить» на экране трубки осциллографа с запоминанием. Вертикальную шкалу
осциллографа следует градуировать с помощью стандартного калибратора уровня
давления звука для микрофонов, показанного на рис. 14. При измерении импульс-
ного звука рекомендуется использовать микрофон небольшого диаметра (обычно
0,03 см) для того, чтобы получить требуемую частотную характеристику микро-
фона.
Эволюция испытаний
В этой главе не рассматривались вопросы расшифровки данных и установления
характера источника шумов. При проведении контроля шумов необходимы
умение и интуиция^ и поэтому создается впечатление, что не существует такой
аппаратуры, которая позволила бы заменить специалиста, работающего в этой
области. Измерительная аппаратура облегчает работу инженера, при заключи-
тельном анализе он должен сделать определенные выводы относительно непола-
док в машине, создающей шум.
Инженер, занимающийся проблемами измерения шумов, находится в таком же
положении, что и врач. В его распоряжении имеется чувствительная измеритель-
ная аппаратура, установленная в специально сконструированных помещениях
для испытания, где он может измерить температуру машины, подсчитать частоту
импульса и вибрации, сделать электрокардиограммы и т. д. Он может возбудить
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВ И ИСПОЛЬЗУЕМАЯ АППАРАТУРА
79
вибрации машины и затем прослушать резонансные частоты деталей, характери-
зующие неисправности. Даже при использовании самых новейших приборов
инженер должен применять при исследовании научные подходы. Поэтому он дол-
жен знать физические основы акустики. Иногда бывает нетрудно определить
признаки неисправностей и установить их причину даже человеку, находящемуся
вне помещения. Однако существуют другие проблемы, для решения которых тре-
буется много знаний. Иногда инженер может их решить, но все же он идет к спе-
циалисту, чтобы получить точный ответ. Известно, что чем лучше «пациент»,
тем легче распознать рецидив болезни и возможные поврежденные участки,
и иногда потребуется время для того, чтобы хорошо знать машину и выявить
акустические источники повреждения.
Инженер, занимающийся контролем шумов, должен быть высококвалифици-
рованным специалистом. Он должен уметь последовательно выделять возмож-
ные источники шумов, рассматривать различные системы в машине подобно врачу,
исследующему дыхательную систему, систему кровообращения, нервную систему
и т. д. Обычно инженеру приходится отвечать на следующие вопросы: «Какой
уровень шума образует данная деталь?». Каким образом энергия может быть
перенесена в другой частотный диапазон? Какой источник дает наибольший вклад?
Можно ли изолировать шум или следует изменить источник?
В зависимости от величин давления, предусмотренных нормами и условиями
приемки, необходимы затраты на оборудование, используемое для анализа и из-
мерения звука. В равной степени требуются капиталовложения для обучения ра-
боте с измерительной аппаратурой и знакомству с основами акустики. В особен-
ности инженеру необходимо иметь хорошее «чутье» на конкретную машину,
которую он анализирует.
3
Стандарты, используемые
при контроле шумов
ЧАРЛЬЗ В. РОДМЕН
Роль стандартов
При контроле шумов стандарты играют немаловажную роль. В них приводится
общая терминология и даются необходимые рекомендации. При разработке, из-
готовлении и использовании материалов для ограничения шумов необходимо
знание различных дисциплин (от химической технологии до архитектуры). Такое
разнообразие дисциплин приводит к смешению терминов, поэтому необходимо
создать стандартную терминологию на акустические свойства материалов. При-
менение стандартных методов испытания материалов и оценки результатов испы-
тания позволяет сравнивать полученные результаты. При контроле промышлен-
ных шумов очень важны стандартные методы точного определения характери-
зующих шум параметров, с помощью которых можно предсказывать шумовое воз-
действие при одновременной работе нескольких машин различного типа. Для
специалиста по испытаниям на воздействие окружающей среды стандартные
методы измерения шума являются основными для предсказания шумового воз-
действия окружающей среды от совокупности источников шумов в определенных
условиях. Часто стандарты применяют в качестве технической базы при состав-
лении норм или законов о землепользовании, а также других законодательных
документов.
Цель данной главы — показать значение стандартов и помочь читателю
правильно выбрать стандарт, представляющий для него интерес. Из практических
соображений в данной главе не воспроизводится какой-либо из стандартов.
Однако в конце этой главы приведен большой список имеющихся стандартов, от-
носящихся к акустике и шумам, и адреса организаций, где можно получить эти
стандарты.
Типы стандартов
Стандарт — это критерий сравнения количественной или качественной вели-
чины *. Стандарты можно разделить на 4 типа:
1) термины и единицы измерения; 2) технические условия; 3) методы испы-
тания; 4) классификация материалов и оборудования.
Термины и единицы измерения. Объяснением значения термина примени-
тельно к области использования является определение. Определения являются
частью стандартов и сводят до минимума возможность неправильной трактовки
информации. Стандартные определения помогают устранить жаргон, который
часто является источником неправильного понимания.
American Heritage Dictionary (Boston: Houghton Mifflin, Co.), 19/1.
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
81
Технические условия согласно определению Американского общества по ис-
пытанию материалов ASTM представляют собой ... «точную формулировку ряда
требований, предъявляемых к материалу, изделию, системе или условиям обслу-
живания» ... В ряде случаев необходимо указывать методику, с помощью кото-
рой можно установить, удовлетворяются ли эти требования.
Методы испытания. Стандарт устанавливает метод, который используется
для определения характеристик, единиц и точности измерения. Метод испытания
не указывают в технических условиях.
В стандарте на классификацию указывается методика разделения материа-
лов, изделий, систем или условий обслуживания на соответствующие группы.
Например, в стандарте ASTM Е-413—73 описана методика классификации аку-
стических устройств по степени звукопроницаемости (STC). В стандарт также
включены инструкции по определению степени звукопроницаемости на основа-
нии лабораторных данных.
Практическое руководство подобно стандарту на метод испытания рассматри-
вается как документ информационного типа, на который можно ссылаться, но
не указывать в технических условиях.
Организации, разрабатывающие стандарты. В США Американский нацио-
нальный институт стандартов и Американское общество по испытанию материа-
лов являются наиболее известными организациями, которые занимаются разра-
боткой и публикацией стандартов. Существует ряд других организаций, разра-
батывающих стандарты для конкретной области контроля и ограничения шумов.
Например, Американское общество инженеров по системам отопления, охлажде-
ния и кондиционирования воздуха включает в свои публикации стандарты на
методы измерения шума, образуемого пневматическим оборудованием и обору-
дованием для кондиционирования воздуха; Общество инженеров транспорта
принимает участие в разработке стандартов на измерение шума, создаваемого
различными видами транспорта, в том числе самолетами. Существуют также
организации, которые составляют стандарты конкретно для изделий или усло-
вий их эксплуатации. Например, Американская ассоциация предприятий по из-
готовлению зубчатых передач и приводов включает в свой перечень стандартов на
конструирование, изготовление, контроль и применение зубчатых передач стан-
дарты на измерение шума от зубчатых передач. Среди международных организа-
ций, которые разрабатывают стандарты, относящиеся к вопросам измерения
шумов, следует назвать Международную организацию по стандартизации (ИСО)
и Международную электротехническую комиссию (МЭК).
Стандарты, разрабатываемые ИСО, относятся ко многим областям. От Соеди-
ненных Штатов в работе ИСО принимает участие национальный институт стан-
дартов.
Часто стандарты ИСО и МЭК применяют как стандарты Американского на-
ционального института стандартов. В некоторых случаях стандарт Американ-
ского национального института стандартов может состоять из существующего
стандарта ИСО, переработанного с учетом требований отечественных потреби-
телей.
В стандартах МЭК шГконтролю шумов приведены спецификации на микро-
фоны и шумомеры.
Бюро стандартов США при поддержке Агентства по защите окружающей
среды США подготовило документ «Основы шума: схемы измерений и стан-
дарты» *, в котором описана большая часть стандартов по контролю шумов и дан
перечень организаций, занимающихся разработкой стандартов. В конце этой
главы приведен подробный список организаций с их адресами.
* «Национальный информационный технический документ 300.15» из сборника
документов, Вашингтон, Федеральный округ Колумбия, 20502.
82
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
Методика разработки стандартов
Методика, используемая организациями при составлении обычных стандартов»
описана в различных документах, а именно, в инструкциях и руководствах по
эксплуатации.
Эти документы определяют состав технических комитетов, требуют равное
представительство в комитете от изготовителей, потребителей или других заказ-
чиков, определяют порядок выбора и назначения должностных лиц; процедуры
утверждения или принятия стандарта; меры, предпринимаемые в случае отрица-
тельных заключений; способы пересмотра и переработки стандартов. Как правило,
председатель технического комитета не должен представлять изготовителей.
Одни технические организации проводят открытые заседания, другие требуют,
чтобы на заседаниях технического комитета присутствовали только члены коми-
тета.
Обычно вначале разрабатывают проект стандарта, который после утвержде-
ния рабочей группой передают по восходящей линии в различные инстанции для
утверждения. Порядки обсуждения отрицательных отзывов и мнений и передачи
комитетом стандарта для дальнейшего рассмотрения существенно отличаются
в различных организациях. Иногда до публикации стандарт передают в Комитет
стандартов и редакционную комиссию по пересмотру.
Стандарты по акустике
Все стандарты по акустике можно распределить по следующим категориям:
1) характеристики звука; 2) жилищно-коммунальный шум; 3) определения;
4) акустическое испытательное оборудование; 5) защита слуха; 6) аппаратура для
измерения звука; 7) определения акустических свойств материалов; 8) измерение
шума механизмов; 9) измерение шума транспортных средств; 10) определение
характеристик акустических систем.
При выборе стандарта можно пользоваться данными, помещенными в табл. 1.
В большинстве случаев стандарты, подготовленные Американским национальным
институтом стандартов, Международной организацией по стандартизации и
Международной электротехнической комиссией, широко применяют при измере-
нии шума. Эти стандарты являются идеальной основой, с помощью которой можно
определить условия измерения шума. В настоящее время Американский нацио-
нальный институт стандартов не имеет стандарта на измерение жилищно-комму-
нального шума, но комитет S: 1 Акустического общества Америки работает над
составлением такого стандарта. Ниже даны рекомендации по выбору соответст-
вующего стандарта. Названия большинства стандартов, перечисленных в табл. 1,
дают представление об их содержании. Однако, приведенный ниже перечень
поможет выбрать конкретный стандарт, используемый при контроле и измерении
шума механизмов.
Приборы и оборудование. Стандартные методы измерения шума конкретных
систем или устройства обычно требуют использования приборов, соответствую-
щих требованиям, изложенным в публикации № 179 МЭК или в практическом
руководстве S1.4—1971 ANSI. В Американском национальном стандарте S1.2—
1962 ANSI (R1971) для звука предлагается применять, как минимум, стандартный
шумомер и стандартный комплект октавных полосовых фильтров. В этом стандарте
описаны методы измерения и регистрации уровней звукового давления источ-
ников прерывистого звука, работающих на открытом воздухе. В стандарте S 1.13—
1971 ANSI «Методы измерения уровней звукового давления» дана методика про-
ведения измерений звукового давления при разных условиях, которые не рас-
сматриваются в стандарте S1.4.
Стандартом для оценки системы измерения звука является практическое
руководство J184SAE. Применяя методы, описанные в J184, можно проверить
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
83
измерительную систему для того, чтобы определить, насколько она удовлетворяет
требованиям, установленным для подобного шумомера в документе 1271 ЕС и
стандарте S1.4—1971 ANSI. К стандартам, которые можно использовать при из-
мерении шумов в лабораторных условиях, относятся также следующие:
1. ANSI S1.6—1967. Рекомендуемые частоты (пересмотрен в 1971 г.).
2. ANSI S1.8—1969. Рекомендуемые справочные данные.
3. ANSI S1.10—1966. Калибровка микрофонов (пересмотрен в 1971 г.).
4. ANSI Sl.ll—1966. Комплекты фильтров (пересмотрен в 1971 г.).
5. ANSI S1.12—1967. Стандартные лабораторные микрофоны (пересмотрен
в 1972 г.).
6. ANSI S1.13—1971. Измерение уровней звукового давления.
7. SAE ARP 866. Стандартные величины поглощения.
8. SAE AIR 817. Анализ переходных процессов.
9. MIL MIL-S-3151a. Оборудование для измерения и анализа.
10. Документ 123 IEC. Шумомеры.
11. Документ 225 IEC. Фильтры.
Измерение шумов механизмов. В зависимости от условий из1^ерений шума сле-
дует применять’различные стандарты (см. ниже).
Пневмооборудование. В стандарте S5.1—1971 ANSI и нормах испытания
Cagi-Pneurop описаны методы точного измерения и регистрации шумов, создавае-
мых всеми типами воздушных компрессоров, пневмоинструментами и пневмообору-
дованием. В стандарте Cagi-Pneurop имеется большое количество чертежей обо-
рудования с указанием места для проведения измерения. Даны также образцы
для записи данных.
Электрооборудование. Стандарты 85IEEE и R1680ISO предназначены для
использования при измерении шума, создаваемого электрооборудованием, на-
пример, двигателями, генераторами и т. д. Прежде чем производить измерения
около электрооборудования, следует ознакомиться с § 5.7 стандарта S1.13—
1971 ANSI. Электростатические поля могут влиять на звукоизмерительную ап-
паратуру. В стандарте S1.13 ANSI рассматриваются меры предосторожности,
которые должны соблюдаться при контроле шума.
Двигатели машин (включая двигатели летательных аппаратов). В стандартах
J952B SAE (1969) и R362ISO(1964) даны рекомендации по измерению шумов,
создаваемых двигателями. Исключение составляет шум самолета. В ряде дру-
гих стандартов SAE рассматривается шум самолетов, грузовиков и автобусов.
В вышеуказанном стандарте SAE описаны методы измерения шума от мощных
инструментов, используемых во внезаводских условиях. Стандарт ISO пред-
назначен для летательных аппаратов.
Оборудование для нагрева, вентиляции и кондиционирования воздуха.
В стандартах 36—62 ASHRAE, 36А—63 ASHRAE, 36В—63 ASHRAE, Е477—73
ASTM, 270 ARI, 275 ARI, 443 ARI, 300—67 АМСА и AD63ADC рассмотрены
нагрев, вентиляция и кондиционирование воздуха. По табл. 1 можно сделать вы-
бор необходимого для работы стандарта.
Зубчатые передачи и приводы механического оборудования. Стандартом
293.03AGMA регламентирован шум зубчатых передач, в стандарте NMTBA опи-
саны методы измерения шумов металлорежущих станков; в стандарте 13AFBMA —
подшипников.
Условия безопасности (сохранение слуха). Стандарты S 3.6ANSI и
Z 24.22ANSI, J919SAE («Уровень звукового давления у рабочего места опера-
тора»), J919aSAE («Сельскохозяйственное и строительное оборудование»),
J952BSAE («Уровни звука, создаваемые двигателями машин), R140ISO («Поле-
вые и лабораторные измерения»), R1999ISO («Оценка воздействия шума») и до-
кумент 123IEC. В первых двух стандартах приведены условия измерения слуха.
В других, за исключением стандартов 123IEC и R140ISO, рассмотрены конкрет-
ные вопросы, связанные с воздействием шума на рабочего. В стандарте 123IEC
описаны шумомеры, включая тип 3, которые часто используют при контроле про-
мышленных шумов.
ОО
1. Перечень стандартов по контролю и измерению шумов
Организа- ция * Обозначение стандарта Стандарт Характеристики звука Жилищно-комму- нальный шум Определения Акустическое испы- тательное оборудо- вание Защита слуха Аппаратура для измерения звука Определение аку- стических свойств материалов Измерение шума механизмов Измерение шума транспортных средств Определение харак- теристик акустиче ских систем
ANSI ASA SI.1-1960 (пересмотрен в 1971 г.) Американский стандарт на терми- нологию в акустике X
ANSI ASA SI.2—1962 (пересмотрен в 1971 г.) Американский стандарт на метод физических измерений звука X X X X
ANSI ANSI SI.4—1971 Американский национальный стандарт на спецификацию для шумомеров X
ANSI USAS SI.6-1967 (пересмотрен в 1971 г.) Стандарт США на рекомендуемые частоты и число полос для акусти- ческих измерений X X
ANSI ANSI SI.8-1969 Американский национальный стандарт на рекомендуемые аку- стические уровни X X
ANSI ASA S.l.10-1966 (пересмотрен в 1971 г.) Американский стандарт на метод калибровки микрофонов X
ANSI ASA SI.11-1966 (пересмотрен в 1971 г.) Американский стандарт на специ- фикацию для комплектов октав- ных, полуоктавных и 1/3-октавных фильтров X
ANSI USAS SI.12 —1967 (пересмотрен в 1972 г.) Стандарт США на технические требования, предъявляемые к лабораторным стандартным ми- крофонам X
ANSI ANSI SI.13—1971 (пересмотрен в 1971 г.) Американский национальный стандарт на методы измерения уровней звукового давления X X X X
ANSI ASA S3.1-1960 Американский стандарт на уров- X X
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
(пересмотрен в 1971 г.) ни фонового шума в аудиометри- чески х помещениях
ANSI USAS S3.4-1968 (пересмотрен в 1972 г.) Стандарт США на методику рас- чета громкости шума X X X
ANSI ANSI S3.6-1969 Американский национальный стандарт на технические требова- ния к аудиометрам X X
ANSI ANSI S5.1 — 1971 Американский нацисналь ый стандарт на измерения шума, соз- даваемого пневмооборудованием X X
ANSI ASA Y10.ll —1953 (пересмотрен в 1959 г.) Американский стандарт на бук- венные обозначения, используе- мые в акустике X
ANSI ASA S3.19—1974 Американский стандарт на метод измерения эффективности слухо- вых защитных устройств X X
ASTM С 384 — 58 (1972) Стандартный метод испытания звукоизоляции и звукопоглоще- ния акустических материалов X X
ASTM С 423-66 (1972) Испытание акустических мате- риалов на звукопоглощение в ре- верберационных помещениях X X X
ASTM С 522 — 73 Испытание акустических мате- риалов на сопротивление потоку воздуха X X
ASTM С 634 — 73 Термины, используемые при аку- стических испытаниях строитель- ных конструкций и материалов X
ASTM С 635—69 Спецификация на металлические системы подвески звукоизолирую- щей плитки и потолочных пане- лей X
ASTM С 636-69 Практическое руководство на ме- таллические системы потолочной подвески для звукоизолирующей плитки и потолочных панелей * X
ASTM С 643 — 73 Материалы для покрытия потол- ков, используемые при испыта- нии на звукопоглощение X X*
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
Продолжение табл. 1 2?
Организа- ция * Обозначение стандарта Стандарт Характеристики звука Жилищно-комму- нальный шум Определения Акустическое испы- тательное оборудо- вание Защита слуха Аппаратура для измерения звука Определение аку- стических свойств | материалов | Измерение шума механизмов Измерение шума транспортных средств Определение харак- теристик акустиче- ских систем
ASTM E90-70 Практическое руководство по из- мерению звукоизоляции строи- тельных перегородок X X X
ASTM E 336-71 Практическое руководство по из- мерению воздушной звукоизоля- ции в зданиях X X X X
ASTM E 413 — 73 Классификация степени звуко- проницаемости X X X
ASTM E 477-73 Испытание звукоизоляционных материалов и специально изго- товленных шумоглушителей для определения их акустической и воздушной характеристик X X X X
ASTM E492-73T Лабораторные измерения пропу- скания ударного звука через си- стемы пол—потолок с использо- ванием ударных машин X X X
ASTM E497-73T Практическое руководство на ус- тановку неразъемных перегородок типа легких рам в целях сохране- ния их эффективной звукоизоля- ции X
SAE Практическое КОВОДСТВО J 184 (1970) РУ- Определение характеристики си- стемы измерения звука X X
SAE Практическое КОВОДСТВО J919 (1966) РУ- Измерение уровня звука у рабо- чего места оператора X X X X X
SAE Практическое ру- ководство J 1919a Измерения уровня звукового дав- ления, создаваемого сельскохо- X X X X X
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
(пересмотрен в 1971 г.) зяйственным и строительным обо- рудованием, у рабочего места оператора
SAE Стандарт J 952В (1969) Уровни звука, создаваемого дви- гателями X X X X
SAE ARP866 Изменение поглощения в зави- мости от температуры и влажно- сти X X X
SAE AIR817 Метод узкополосного анализа пе- реходного процесса X X X
IEEE 85 (1965) Методика испытания для измере- ния шума вращающегося обору- дования летательных аппаратов X X X
IEEE 151 (1965) Стандартные определения терми- нов, используемых в акустике и электроакустике X
ASHRAE 36-62 Измерение акустической мощ- ности нагревательного, холодиль- ного оборудования и оборудова- ния для кондиционирования воз- духа X X X X X
ASHRAE 36А-63 Метод определения уровней аку- стической мощности установок кондиционирования воздуха в по- мещениях X X X X X
ASHRAE 36В-63 Метод испытания для оценки аку- стической характеристики при- боров контроля воздуха и подоб- ного оборудования X X X X
ARI 270 (1967) Стандарт для оценки звука обо- рудования, установленного вне помещений X X X X
ARI 275 (1969) Стандарт по применению обору- дования с нормированным уров- нем звука, установленного вне помещения X X X
ARI 443 (1970) Стандарт на звуковую мощность установок для кондиционирова- ния воздуха в помещениях X X X X
AMCA 300 — 67 Нормы испытаний для оценки зву- ка X X X X
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
00
00
Продолжение табл. 1
Организа- ция * Обозначение стандарта Стандарт Характеристики звука Жилищно-комму- нальный шум Определения Акустическое испы- тательное оборудо- вание Защита слуха Аппаратура для измерения звука Определение аку- стических свойств материалов Измерение шума механизмов Измерение шума транспортных средств Определение харак- теристик акустиче- ских систем
ADC CAGI AGMA NMTBA AFBMA Военная организация ISO ISO ISO ISO ISO AD-63 Нормы испытания (1969) 293-03 (1968) 13 MIL-S-3151a Рекомендация R31, часть VII R131 Рекомендация R140 (1960) Рекомендация R266 (1962) Рекомендация Измерение прохождения звука из помещения в помещение по систе- мам вентиляции Нормы испытания Cagi-Pneurop для измерения шума, создаваемо- го пневмооборудованием Спецификация для измерения зву- ка на высокой скорости Методы измерения шумов Вибрации шарикоподшипников и шум Измерение и анализ уровня звука и оборудование Величины и единицы, применяе- мые в акустике Выражение физических и субъек- тивных величин шума и звука Полевые и лабораторные измере- ния передачи ударного звука и шума, создаваемого летательны- ми аппаратами Рекомендуемые частоты, приме- няемые при акустических изме- рениях Измерение коэффициентов погло- X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X X
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
R354 (1963)
ISO
ISO
ISO
ISO
ISO
IEC
IEC
IEC
Рекомендация
R 362 (1964)
Рекомендация
R 495 (1966)
Рекомендация
R1680 (1970)
Рекомендация
R 1996 (1971)
Рекомендация
R 1999 (1971)
Рекомендация
50 (08) (1960)
Рекомендация
123 (1961)
Рекомендация
225 (1966)
щения в реверберационных поме-
щениях
Измерение шума, создаваемого
транспортными средствами
Общие требования подготовки ис-
пытаний для измерения шумов,
создаваемых механизмами
Нормы испытания для измерения
шума летательных аппаратов,
создаваемого вращающимся
электрооборудованием
Оценка шума относительно уров-
ня жилищно-коммунального шу-
ма
Акустика. Оценка воздействия
производственных шумов с целью
сохранения слуха
Международный электротехни-
ческий словарь. Электроакустика
Рекомендации по использованию
шумомеров *
Октавные, ’/г-октавные и 'Д-ок-
тавные полосные фильтры
X
X
X
X
X
X X X X X X X X X X X
* Прецизионные шумомеры описаны в публикации 179 (1965) МЭК.
ANSI — Американский национальный институт стандартов;
ASTM — Американское общество по испытанию материалов;
SAE — Общество автомобильных инженеров;
IEEE — Институт инженеров-электриков и электроников;
ASHRAE — Американское общество инженеров по системам отопления, охлаждения и кондиционирования;
ARI — Институт кондиционирования воздуха и холодильного дела;
АМСА — Ассоциация предприятий по производству вентиляционных отопительных прохладительных приборов;
ADC — Совет по загрязнению воздуха;
CAGI — Институт промышленности сжатого воздуха;
AGMA — Американская ассоциация предприятий по производству зубчатых передач и приводов;
IEC — Международная электротехническая комиссия;
NMTBA — Национальная ассоциация предприятий по производству металлорежущих станков;
AFBMA — Ассоциация предприятий по производству подшипников качения;
ISO — Международная организация по стандартизации.
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
90
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
Архитектурная акустика. Часто инженер, занимающийся контролем шумов,
считает, что устройство, используемое для снижения уровня шумов, следует
применять только в помещении, в котором помещен источник или слушатель (или
оба вместе). Стандарты, разработанные комитетом Е-33 по акустике окружающей
среды Американского общества по испытанию материалов, дают информацию
об использовании различных методов контроля шумов. В них рассмотрены тех-
нические условия на материалы и единицы измерения, применяемые для опре-
деления характеристик. Все стандарты по акустике Американского общества
по испытанию материалов можно найти в 14-й части справочника «Стандарты».
Шум общественных и жилых зданий. Этот вопрос представляет особый инте-
рес. Иногда инженеру, занимающемуся контролем шумов, необходимо решить
проблему определения промышленных шумов, которые ухудшают жилищно-
коммунальные условия. По этому вопросу подготовлена рекомендация R1966 ISO.
Хотя она и не относится к стандартам, но весьма полезна (см. в инструкциях по
оценке шумов технические исходные данные *, подготовленные Болтом, Бера-
неком и Ньюменом для Министерства городского и жилищного строительства
США). В этом документе авторы дают различные критерии для уровней шума
в общественных и жилых зданиях и описывают способы, разработанные для
оценки шума общественных и жилых зданий.
Где можно получить стандарты. Стандарты Американского национального
общества стандартов и Американского общества по испытанию материалов
имеются как в публичных библиотеках, так и в библиотеках различных учрежде-
ний. Однако в предоставляемых копиях могут отсутствовать данные последнего
пересмотра. Стандарты можно получить непосредственно от организации, ко-
торая их издает. Стоимость стандартов обычно составляет 10 долларов. Стандарты
Американского общества по испытанию материалов издаются в виде отдельного
тома (часть 14), который стоит приблизительно 25 долларов. Перечень стандартов
с инструкциями можно получить от соответствующей организации по адресам,
приведенным ниже, сделав заказ в письменной форме или по телефону. Стандарты
ISO и публикации МЭК можно приобрести через Американское национальное
бюро стандартов.
Air Conditioning and Refrigeration Institute
1815 No. Fort Myer Drive
Arlington, Va. 22209
Air Diffusion Council
435 North Michigan Avenue
Chicago, 111. 60611
(312) 527—5494
Air Moving and Conditioning Association
30 W. University Drive
Arlington Heights, Ill. 60004
(312) 394—0150
American Boat and Yacht Council
15 East 26th Street
New York, N. Y. 10010
(212) 532—9688
American Gear Manufacturers Association
1330 Massachusetts Avenue, N. W.
Washington, D. C. 20005
(202) 783—3621
American National Standards Institute
1430 Broadway
New York, N. Y. 10018
(212) 868—1220
American Society for Testing and Materials
1916 Race Street
Philadelphia, Pa. 19103
(215) 569 — 4200
♦ Отчет Министерства городского и жилищного строительства NTE/NA 172 in Сбор-
ника документов, Вашингтон, Федеральный округ, Колумбия, 2 0502.
СТАНДАРТЫ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ПРИ КОНТРОЛЕ ШУМОВ
91
American Society of Heating, Refrigerating and Airconditioning Engineers
United Engineering Center
345 East 47th Street
New York, N. Y. 10017
(212) 752 — 6800X360
Anti—Friction Bearing Manufacturers Association
60 East 42nd Street
New York, N. Y. 10017
(212) 687 — 5028
Association of Home Appliance Manufacturers
20 No. Wacker Drive
Chicago, Ill. 60606
(312) 236—2921
California Redwood Association
617 Montgomery Street
San Francisco, Calif. 94111 >
(415) 392 — 7880
Compressed Air and Gas Institute
122 East 42nd Street
New York, N. Y. 10017
(212) 697—2668
Electronic Industries Association (Formerly Radio Manufacturers Assn.)
2001 Eye Street N. W.
Washington, D. C. 20006
(202) 659—2200
Factory Mutual Engineering Division
184 High Street
Boston, Mass. 02110
Federal Specifications
Specification Sales (3FRDS)
Building 197, Washington Navy Yard
General Services Administration
Washington, D. C. 20407
Hearing Aid Industry Conference, Inc.
1001 Connecticut Ave., N. W.
Washington, D. C. 20036
(202) 833 — 1412
Institute of Electrical and Electronics Engineers
345 East 47th Street
New York, N. Y. 10017
(212) 752 — 6800
International Electrotechnical Commission
1, rue de Varembe
Geneva 20, Switzerland (See ANSI, Sales Representation in USA)
International Organization for Standardization
1, rue de Varembe
Geneva 20, Switzerland (See ANSI, Sales Representation in USA)
National Electrical Manufacturers Association
155 East 44th Street
New York, N. Y. 10017
(212) 682 — 1500
National Machine Tool Builders’ Association
7901 Westpark Drive
McLean, Va. 22101
(703) 893—2900
National School Supply and Equipment Association
Folding Partition Subsection
1500 Wilson Blvd.
Arlington, Va. 22209
Power Saw Manufacturers Association
734 15th Street, N. W.
Washington, D. C. 20005
(202) 737 — 6510
Radio Manufacturers Association (See; [ElA] Electronic Industries Association
Society of Automotive Engineers
2 Pennsylvania Plaza
New York, N. Y. 10001
(212) 594-5700
4
Критерии шума машин
С. М. МАРКО
Шум создается в результате работы многих механических устройств или систем,
и как многие другие характеристики (например, выходная мощность, скорость,
срок службы и т. д.) может контролироваться на стадии возникновения и разви-
тия. Для осуществления контроля необходимо иметь достаточное количество кри-
териев оценки шума. Такие критерии служат руководством для разработчиков,
изготовителей и заказчиков при определении, является ли шум от данной ма-
шины или системы допустимым. Для того чтобы критерии шума играли положи-
тельную роль, они должны базироваться в основном на информации, полученной
эмпирическим путем. Организации, которые занимаются разработкой критериев
шума, должны учитывать данные, полученные на основе научных, технических,
медицинских, юридических, социологических и экономических факторов. Боль-
шая часть информации была получена в результате исследований и опытов,
а также из опубликованных докладов об исследованиях, проводимых для дру-
гих целей.
Необходимо уточнить виды требуемых измерений, используемые приборы,
условия, в которых проводят измерения, методы сравнения полученных значе-
ний с уже известными. Разработка полезных критериев является трудной задачей,
так как они фактически характеризуют степень воздействия шума на человека.
Для некоторых случаев пригодных критериев вообще нет, например при опре-
делении степени повреждения слуха в результате ударного или импульсного
шума. Ученые проводят исследования в различных областях техники, физиологии
психологии, отолярингологии и т. д. для увеличения данных, необходимых для
создания пригодных критериев.
КЛАССИФИКАЦИЯ КРИТЕРИЕВ ШУМА
Критерии шума можно классифицировать, хотя все они имеют одно основное
назначение, т. е. являются руководствами для инженеров, изготовителей и по-
требителей при определении, является ли шум, создаваемый определенной ма-
шиной, допустимым.
Критерии шума используют для решения трех определенных задач:
1) при определении физиологического воздействия шума на человека (в на-
стоящее время в достаточной степени изучен только вопрос о физиологическом
вреде от шума, что позволило разработать приемлемый критерий по борьбе с шу-
мом, но существуют различные виды шума, которые могут оказать человеку
физиологический вред, поэтому в действительности не существует количественных
критериев);
2) при вычислении степени влияния шума на речевые^средства общения;
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
93
3) при нахождении степени влияния шума окружающей среды на человека
(психологическое раздражение).
Критерии шума также можно классифицировать в зависимости от организа-
ций, занимающихся распространением:
1. Инструкции по шумам юридических организаций, включая федеральные,
государственные и органы местного самоуправления, проводимые в жизнь упол-
номоченными лицами, которые имеют право наложить санкции на тех, кто не вы-
полняет их требования. Эти инструкции включают критерии шума, связанные
с повреждением слуха человека, а также его психологическим раздражением.
Некоторые постановления также включают инструкции по контролю степени
влияния шума на речевые средства общения.
2. Инструкции по шумам профессиональных обществ, применяемые в ка-
честве стандартов, например критерии шума,^рекомендуемые Американским
обществом инженеров по системам отопления, охлаждения и кондиционирования
воздуха, для определения шума окружающей среды, который создается механи-
ческим стационарным оборудованием, а также критерии, рекомендуемые Об-
ществом инженеров автотранспорта для определения шумов в салоне автомо-
билей, предназначенных для перевозки пассажиров. Существует множество дру-
гих организаций, имеющих подобные стандартные критерии.
Эти шумовые критерии могут и не использоваться на практике, они иногда
служат руководством при урегулировании гражданских ходатайств, основанных
на претензиях, касающихся вреда, наносимопЛчрезмерным шумом.
3. Критерии шума для определенной продукции промышленных объедине-
ний, например Национальной ассоциации электрической промышленности, Аме-
риканской ассоциации промышленных предприятий по производству самоход-
ных косилок и других организаций. Эти критерии, как и критерии профессиональ-
ных обществ, не являются законодательными. Однако изготовители должны
принимать во внимание эти критерии шума, иначе они могут оказаться некон-
курентоспособными .
4. Критерии шума для процессов проектирования, усовершенствования и
эксплуатации изделий изготовителей. Это главным образом критерии, связанные
с психологическим раздражением человека. Список организаций, которые уста-
новили критерии шума в качестве стандартов или практических руководств,
приведен в гл. 3. Некоторые стандарты считаются конструкторскими норматив-
ными документами.
СООТНОШЕНИЯ МЕЖДУ КРИТЕРИЯМИ ШУМА
И ЗВУКОВЫМИ ТЕХНИЧЕСКИМИ
ХАРАКТЕРИСТИКАМИ
Критерии шума оценивают исходя из допустимых уровней звука, а также октав-
ной полосы уровней звукового давления или громкости *, величину которой
можно вычислить в октавной полосе уровней звукового давления. Наиболее
существенным является характер шума, воздействующий на органы слуха людей,
находящихся в данной акустической среде. Любой критерий шума должен учиты-
вать допустимую комбинацию частот и уровней звукового давления. Уровни
звукового давления на различных частотах в любой точке акустической окру-
жающей среды зависят от акустических характеристик пространства.
В технические условия на строительство зданий или проектирование какой-
либо другой конструкции можно включить пункты, касающиеся соблюдения кри-
териев шума в помещениях. При этом необходимо знать:
1) уровни мощности звука в октаве, а также месторасположение всех источ-
ников звука внутри исследуемого пространства;
Определение громкости_см. на с. 102.
94
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
2) свойства поглощения и излучения звука поверхностями, ограничиваю-
щими пространство, а также свойства поверхностей объекта, расположенного
в этом пространстве;
3) спектр звукового давления в октавной полосе от источников, располо-
женных вне пространства;
4) возможное расположение приемника в пространстве. Располагая этими
данными, можно вычислить уровни звукового давления в октавной полосе и
сравнить их с уровнем какого-либо частотного критерия шума. Если эти вычисле-
ния покажут, что требования критериев шума не удовлетворяются, то в боль-
шинстве случаев с помощью полученной информации можно выбрать наиболее
эффективный способ уменьшения шума и наиболее эффективный подход для
решения задачи.
При продаже механического оборудования бесполезно указывать в их тех-
нических характеристиках информацию об уровнях звукового давления, так как
они зависят в равной степени как от акустических характеристик помещения,
так и от самой машины. Необходимо определить уровни акустической мощности
машины в октавной полосе, которые в определенной акустической среде не пре-
вышают допустимые уровни используемого критерия шума. Покупатель может
включить в спецификацию уровни акустической мощности в октавной полосе,
которые не должны быть превышены. Покупатель может также определить, ка-
кие другие меры контроля шума можно предпринять, чтобы это изделие соответ-
ствовало техническим требованиям. Очевидно, что критерии шума всегда выби-
рают по уровням звукового давления в октавной полосе или на основании уровня
звука, вычисленного по уровням звукового давления в октавной полосе. В тех-
нических требованиях на машины должны обязательно предусматриваться
уровни акустической мощности в октавной полосе с учетом акустической окружа-
ющей среды. При преобразовании уровней акустической мощности, представляю-
щих собой характеристики машины, в уровни звукового давления используют
методы решения, учитывающие характеристики окружающей среды, которые
изменяются при работе машины. Установившиеся уровни звукового давления
в определенных точках реверберирующего помещения характеризуют его акусти-
ческую мощность, коэффициент направленности, который определяет несим-
метричное распределение интенсивности звука, расстояние от источника до точки,
представляющей интерес, площади поверхностей, ограничивающих простран-
ство, и объекты, расположенные в этом пространстве.
Акустическая энергия, создаваемая большинством механических установок
и излучаемая материалами, зависит от частоты звука. Для того чтобы учесть
все частотные изменения, уровни звукового давления вычисляют в октавных по-
лосах. Как показывает опыт, такой метод вычисления является вполне допу-
стимым. Для вычислений в каждой октавной полосе необходимо знать:
1) уровень акустической мощности всех источников Lw\
2) коэффициент акустического поглощения всех материалов в простран-
стве асэб;
3) постоянную акустического поглощения для воздуха т. Каждая октавная
полоса определяется средней частотой. Например, LPi означает уровень звуко-
вого давления в октавной полосе, средняя частота которой/,; Lwi соответствует
уровню акустической мощности источника в октавной полосе, средняя частота
которой i. Установлены средние частоты для октавной полосы: 31,5; 63; 125; 250;
500; 1000; 2000; 8000 и 16 000 Гц. Более подробно об октавных полосах см.
в гл. 2.
Приведенное ниже уравнение используют для вычисления уровня звуко-
вого давления (в дБ относительно 2 X 10"^ Н/м2) * в полосе частот со средней
* Размерность дБ относительно 2Х10~6 Н/м2 встречается очень часто и означает
децибелы, относящиеся к опорному давлению 2Х10“6 Н/м2.
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
95
Рис. 1. Схемы излучения:
а — ^-сферическое излучение, Q = 4; две отражающие поверхности; б — сферическое
излучение, Q = 1; отражающих поверхностей нет; в — полусферическое излучение,
Q = 2; одна отражающая поверхность; г — неоднородное излучение, Q зависит от на*
правления
частотой fi (в Гц), образованной в определенной точке акустического простран-
ства определенным источником звука:
Lpi = L\Vi + 10 1g
Qez I 4 1
4лг2 Ri J ’
(1)
где Lwi — уровень акустической мощности оборудования в полосе частот со сред-
(в Гц) определенного источника звука, дБ (относительно
ней частотой fi
10"12 Вт) *;
10'4^
+ ‘^Tj —поправка на характеристику окружающей среды
в полосе частот; Q§i — безразмерный коэффициент направленности источника
звука в полосе частот со средней частотой fi и в направлении 0 от источника до
определенной точки, для которой вычисляется уровень звукового давления;
г — расстояние от источника звука до определенной точки, для которой вычис-
ляется звуковое давление, м; — постоянная помещения [3] для полосы ча-
стот со средней частотой м2.
Коэффициент направленности 0g; (рис. 1) является отношением интенсив-
ности акустической энергии фактического источника в направлении 0 на рас-
стоянии d к интенсивности, измеренной на том же самом расстоянии d для нена-
* Размерность дБ относительно 10-12 Вт означает децибелы, относящиеся к опор-
ной мощности 10~12 Вт.
96
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
Рис. 2. Схемы излучения:
а — равномерного; б — направлен-
ного
пр явленного источника с тем же уровнем
акустической мощности и той же частотой,
как это показано на рис. 2. Необходимо
учесть, что обе величины интенсивности оп-
ределяют в безэховом пространстве *. Коэф-
фициенты направленности могут быть опре-
делены в том случае, когда известны уровни
акустической мощности.
Постоянная помещения (в м2)
Ri “ $1 («СЭб)/, 1 + ^2 («СЭб)/, 2 +
-|-S3 (ot-сэб)/, 3 4" • • • + 4mt4z =
= S Sf (асэб),-. / + 4mzV, (2)
/=1
где S/ — площадь /-й поверхности поглоще-
ния в ограждении, м2; i — индекс, соответ-
ствующий i-му коэффициенту поглощения
для полосы частот со средней частотой
°&сэб — коэффициент звукопоглощения акус-
тической энергии /-й поверхности в полосе
частот со средней частотой Д-, безразмерная
величина; ггц—постоянная поглощения воз-
духа для акустической энергии в полосе
частот со средней частотой fit м-1 (см. табл. 7 и 8); V—объем помещения, для ко-
торого рассчитывается уровень звукового давления LPi в определенной точке,
м3. Значения аСЭб для многих материалов приведены в работе [14], см. также
гл. 5. Если в работе [14] нет ответа на интересующий Вас вопрос, обратитесь
к изготовителю, который снабдит Вас недостающей информацией. Если изготови-
тель не располагает необходимой информацией, измерьте аСЭб или в крайнем
случае возьмите его значение из уже имеющихся данных для подобных ма-
териалов.
Уравнение (1) можно использовать для вычисления уровней звукового дав-
ления источника звука, для которого известен диапазон уровней акустической
мощности. И, наоборот, его можно использовать для вычисления диапазона
уровней акустической мощности, который источник звука не должен превышать
при условии, что уровни звукового давления (которые источник звука также
не должен превышать) известны. Диапазон уровней звукового давления может
быть определен по уровням звукового давления допустимого критерия шума и
по существующим уровням звукового давления в определенной точке измерения.
Примеры вычисления будут приведены после детального разбора наиболее упо-
требительных критериев шума.
ОСОБЫЕ КРИТЕРИИ ШУМА
К этим критериям относятся:
1) критерии по предотвращению вреда от влияния создаваемого шума на
слух человека; 2) критерии, снижающие до минимума влияние шума на речевые
средства общения; 3) критерии, позволяющие снизить до минимума влияние
шума на психологическое раздражение человека. Теперь каждый из указанных
критериев будет обсуждаться подробно, чтобы читатель имел представление
об обоснованности использующихся данных, об источнике информации и о при-
♦ Безэховое пространство — это такое пространство, в котором не происходит
отражения звуковых волн от находящихся в этом пространстве поверхностей.
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
97
менении этих данных в каждом отдельном случае. Однако из-за недостатка места
невозможно подробно обсудить все вопросы. Если читателю необходима исчер-
пывающая информация, то ответы на эти вопросы можно найти в соответствую-
щих работах (см. ссылки в конце главы).
Критерии повреждения слуха
В течение многих лет делались попытки разработать определенные критерии,
которые можно было бы использовать для эффективной борьбы против прежде-
временного, постоянного изменения порога слышимости людей, в течение боль-
шого периода времени подвергавшихся влиянию высоких уровней звукового
давления. В начале этого столетия было установлено, что повреждение рецептор-
ного органа уха — следствие чрезмерного воздействия высоких уровней шума [1 ].
Наблюдения показали, что потеря слуховой способности связана со степенью
повреждения рецепторного органа, хотя процесс влияния шума *на него еще
недостаточно изучен. Известны повреждения, вызванные действием сильных
звуковых импульсов, например таких, которые возникают при взрыве, или же
постепенное изменение слуха, связанное с длительным пребыванием в зоне не-
прерывного шума. Известно также, что незначительный процент потери слуха
может быть восстановлен. Однако потеря слуха, вызванная изменением клеток
слухового рецептора, уже не может быть восстановлена; однажды разрушенные
клетки не могут восстановиться.
Приведем ряд результатов наблюдений, на которых основаны критерии
опасности повреждения и потери слуха. Поскольку потеря слуха от шума и по-
стоянный сдвиг порога слышимости протекают в течение нескольких лет, было
установлено, что в возрасте 30 лет у людей происходит нормальный сдвиг порога
слышимости [2]; этот сдвиг не является результатом воздействия шума большой
интенсивности. Сдвиг порога слышимости увеличивается с возрастом. Процесс,
называемый старческой глухотой, неразрывно связан с воздействием шума. Во
все данные, использующиеся для разработки критерия опасности повреждения
слуха, вносится поправка на старческую глухоту. Были выбраны пределы допу-
стимой экспозиции шума (критерий опасности повреждения слуха) для того, чтобы
защитить людей от опасности потери слуха на производстве, т.е. выбраны средне-
арифметические значения слуховых потерь для чистых тонов на частотах 500,
1000 и 2000 Гц. Слуховые потери от воздействия шума для отдельных лиц опре-
деляют на основании средних потерь в 25 дБ на частотах 500,1000 и 2000 Гц выше
потерь, обусловленных старческой глухотой. Другими словами, средний слухо-
вой порог, который на 25 дБ выше порога старческой глухоты, принимают за
нулевой уровень. Аналогично средние общие потери в 40 дБ выше порога стар-
ческой глухоты на частотах 500,1000 и 2000 Гц рассматривают как потери в 15 дБ
за счет экспозиции шума.
Хотя постоянный сдвиг порога слышимости под действием шума был замечен
у людей, находившихся в течение долгого времени в зоне влияния звукового
давления ниже 80 дБ (А), было установлено [3], что влияние уровней звукового
давления ниже 80 дБ (А) не представляет опасности для повреждения слуха.
Величина потерь слуха под действием шума, а также процент лиц, страдающих
потерей слуха, увеличивается по мере того, как возрастает время экспозиции
и поднимается уровень звукового давления. На основе данных, представленных
в докладах Национального научно-исследовательского комитета по слуху, био-
акустике и биомеханике [4], получен ряд критериев опасности повреждения
слуха, предназначенных для защиты 90% людей, ежедневно подвергающихся
непрерывному или импульсному шуму в 90 дБ (А) и выше. Впервые со всеми по-
дробностями эти критерии были приняты Актом Вадша — Хилея [5] и впослед-
ствии были включены в Законы и инструкции (см. документ 29 в гл. XVII Закона
об охране здоровья и ч. 1910.95 стандартов по охране здоровья в производстве,
которые распространяются на всех рабочих, занятых в сфере производства).
4 Нод род. Л. Л. Фолкнера
98
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
Поскольку эти критерии считаются допустимыми для всех лиц, занятых в про-
мышленном строительстве и других областях деятельности, желательно опираться
на критерии, являющиеся стандартами Закона об охране здоровья [6], так как
они опубликованы в Федеральном журнале 29 в мае 1971 года и переработаны
24 октября 1974 года.
Критерии шума, являющиеся
стандартами
Критерии шума, касающиеся экспозиции шума на производстве и являющиеся
стандартами, описаны в Законе об охране здоровья (§ 1910.95).
Экспозиция шума на производстве **.
а. Защита от влияния экпозиции шума должна обеспечиваться, когда уровни
звукового давления превышают уровни, указанные в табл. 1 с помощью прибора
с Л-корректирующей характеристикой. Если уровни шума определяют в резуль-
1. Допустимые пределы экспозиции для установившегося шума*
Уровень звука (медленное срабатыва- ние), дБ (А) Допустимое время Т Уровень звука (медленное срабатыва- ние), дБ (А) Допустимое время Т Уровень звука (медленное срабатыва- ние), дБ (А) Допустимое время Т
85 16 ч 00 мин 96 3 ч 29 мин 106 0 ч 52 мин
86 13 56 97 3 02 107 0 ^46
87 12 08 98 2 50 108 0 40
88 10 34 99 2 15 109 0 34
89 9 11 100 2 00 НО 0 30
90 8 00 101 1 44 111 0 26
91 6 58 102 1 31 112 0 23
92 6 04 103 1 19 ИЗ 0 20
93 5 17 104 1 09 114 0 17
94 95 4 36 4 00 | 105 1 00 115 0 15
* Если приведенные данные не дают точного представления о времени и
уровне экспозиции, то тогда допустимая экспозиция постоянного шума на одном
уровне не должна превышать время (в ч)
Т=л —16 Ш
2[0,2 (L-85)] ’
где L — измеренный уровень звука, дБ (А).
Если уровень излучаемого за день шума состоит из двух или более различных
уровней, то во внимание следует принимать эффект от двух уровней, а не от каждого
в отдельности. Совокупность уровней не должна превышать дозу шума, получае-
мую за день;
(б)
Г, тг тп
где СА, С2, ..., Сп — общая продолжительность экспозиции при определенном уров-
не шума, ч; Tv Т2, ..., Тп— пределы экспозиции шума для соответствующих уров-
ней ч, значения Тп приведены в таблице или их можно вычислить по уровню (а).
Экспозиции непрерывного шума не должны превышать 115 дБ (А) независимо от
дозы D, вычисленной по формуле (б). *
* Закон об охране здоровья, § 1910.95.
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
99
тате анализа в октавных полосах,
то уровень звука с эквивалентной
Л-корректирующей характеристи-
кой может быть определен по рис. 3.
6.1. Когда лица, занятые на
производстве, находятся под воз- •
действием шума, уровень которого
превышает уровни, приведенные
в табл. 1, используют возможные
методы ограничения и инженерный
контроль. Если применяющиеся
методы не позволяют снизить уро-
вень шума до значений, указан-
ных в табл. 1, необходимо пользо-
ваться индивидуальным защитным
оборудованием.
2. Если все именения уровня
шума происходят в интервале 0,5
с и менее, то шум рассматривают
как постоянный.
3. Для лиц, занятых на произ-
водстве и получающих ежедневно
дозу шума, равную или превыша-
ющую 0,5, необходимо выработать
программу сохранности слуха.
Доза шума 0,5 эквивалентна вось-
Рис. 3. Переводные графики уровней звуко-
вого давления в октавной полосе Lp в экви-
валентный уровень с корректирующей харак-
теристикой А в зависимости от средней ча-
стоты полосы /Ср; на рисунке изображены
уровни в октавной полосе, эквивалентный уро-
вень с коррекцией А определяется по графику
при любых значениях октавной полосы
мичасовой экспозиции в 85 дБ (А). Подробный ответ на вопрос можно получить
в Федеральном журнале (39 FR 37773) от 24 октября 1974 г. или в Департаменте
труда.
Некоторые разъяснения, касающиеся
применения критериев
Закона об охране здоровья
Критерии Закона об охране здоровья практически распространяются на всех
рабочих США, нанятых предпринимателями, чей бизнес затрагивает торговые
отношения между штатами, за исключением служащих, находящихся на службе
в учреждениях правительства Соединенных Штатов или отдельного штата, либо
политического подразделения штата, на шахтах, железных дорогах и т. д., иск-
лючение составляют те предприниматели, на которых распространяются инструк-
ции Комиссии по атомной энергии. В рабочих правительственных учреждениях
в Соединенных Штатах действуют специальные законы различных правитель-
ственных агентств, которые обладают правом проводить в жизнь стандарты и ин-
струкции непосредственно касающиеся сохранности здоровья служащих на
производстве. Служащие штата подчиняются требованиям положений Закона
об охране здоровья, если планируемые мероприятия питания, направленные на
сохранность здоровья у служащих, принимаются Министерством по труду.
Критерии шума Закона об охране здоровья, о которых говорилось выше,
ушерждаются Министерством по труду или официальными лицами, назначенными
министром. При использовании этих критериев необходимы данные отсчетов об
уровнях шума на производстве. Иногда отчеты составляют руководители, которые
должны следить за тем, чтобы уровни шума соответствовали указанным в § 1910.95
Закона об охране здоровья. Если проверки покажут, что шум окружающей среды
превышает допустимые нормы (см. табл. 1), то необходимо организовать
1СХН11ЧССКИЙ контроль. Если в результате технического контроля уровень
шума снизить ниже 90 дБ (А) не удается, то необходимо осуществить
4*
100
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
административный контроль, т. е. внести изменения в график работы каждого
служащего для уменьшения времени нахождения в зоне с повышенным уровнем
шума. Тогда коэффициент экспозиции шума для каждого служащего S Сп!тп
будет меньше единицы *. Если же экспозиция шума превышает допустимые
значения, то следует применять индивидуальные средства защиты, такие как
ушные пробки или наушники. Необходимо также провести аудиметрические изме-
рения для каждого служащего, который подвержен чрезмерному воздействию
шума. Проведение аудиометрических измерений требуется также и в том случае,
когда руководство предприятия прибегает к административному контролю без
использования индивидуальных средств защиты. Однако в любом случае дости-
жение этой цели с помощью административного контроля или индивидуальных
средств защиты не освобождает руководителя от необходимости продолжать
поиски эффективных средств технического контроля.
Импульсный или ударный шум определяют как звук при времени нарастания
интенсивности до максимальной не более 35 мс и при длительности не более
500 мс, когда уровень шума на 20 дБ ниже максимального. Если импульсы воз-
никают с интервалами меньше х/2 с, то такие импульсы считают непрерывным
звуком. Экспозиция импульсного или ударного шума не должна превышать
максимальный уровень звукового давления в 140 дБ. При экспозиции импульсов
в 140 дБ не должно быть более 100 импульсов в день.
При понижении максимального уровня звукового давления импульса на
10 дБ число импульсов, действию которых подвергаются служащие, может быть
увеличено в 10 раз. Если по каким-либо обстоятельствам эти условия превы-
шаются, необходимо разработать другие мероприятия по снижению шума.
Критерии влияния помех на речевое общение
Помехи, мешающие речевому общению, обусловлены возникновением звуковых
эффектов. Это явление известно как эффект маскировки, который заключается
в том, что звук определенной частоты и определенного уровня звукового давления
подавляется звуком, создаваемым другим источником той же частоты, но с более
высоким уровнем звукового давления. Уровни шума, вызывающие помехи, ме-
шают речевому общению и хорошо известны на практике. В работе [10] приве-
дены данные о влиянии изменения расстояния от говорящего до слушателя на
уровни громкости и уровни звукового давления шумового спектра. Наиболее
известным критерием является уровень речевых помех на основной частоте Lpn
(в дБ отн. 2 X 10~5 Н/м2), который определяется по средней величине фонового
шума, измеренного для октавных полос со средними частотами 500,1000 и 2000Гц:
£рп — г/з [Lp 5оо + Lp юоо + Lp 2oool« (3)
Зависимости расстояния от говорящего до слушателя от Lprl и уровня громкости
показаны на рис. 4. Измеренные уровни звукового давления в октавных полосах
приведены ниже:
Средняя частота октавной поло-
сы, Гц ................... 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровень звукового давления, дБ
(отн. 2Х10~» Н/м2) .... 76 70 70 62 60 58 58 55
Установлено, что уровни звукового давления в октавной полосе при средних
частотах 500, 1000 и 2000 Гц соответственно равны 62, 60 и 58 дБ (отн.
* Такая форма оценки допустимого кумулятивного влияния излучаемого шума за
день к различным комбинациям уровней звука, продолжительности, повторяемости
были взяты из сообщения СНАВА 4. Термин коэффициент экспозиции шума был впервые
предложен физической комиссией и Американской конференцией фабрично-заводских
врачей-гигиенистов, состоящих на государственной службе.
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
101
голос; 3 —
1 — нормальный голос; 2 — повышенный______ _
высокий голос; 4 — крик; 5 — максимально возмож-
ный крик
2 X 10 *5 Н/м2), тогда из
уравнения (3) уровень рече-
вых помех равен Лрп — 1/з
(62 + 60 + 58) = 60 дБ. Из
рис. 4 следует, что уровень
нормального голоса при раз-
говоре двух людей, стоящих
лицом друг к другу на рас-
стоянии ~1 м, хорошо раз-
личим. Если же эти два че-
ловека находятся на рас-
стоянии 2м, то им прихо-
дится вести беседу повы-
шенным голосом. Хорошая
слышимость разговорной
речи будет наблюдаться и
в том случае, когда два че-
ловека, находящиеся на рас-
стоянии ~2 м, стоят друг
к другу лицом и ведут бе-
седу нормальным голосом
при условии, что уровень
речевых помех понижается
до 53 дБ. Для вычисления
уровня речевых помех Lpn
необходимо обладать сведе-
ниями относительно спектра
частот фонового шума в ок-
тавной полосе. В некоторых случаях известен только уровень звукового давле-
ния с корректирующей характеристикой А для помещения, который определя-
ется в результате измерений или расчетов с помощью звукового критерия
(в этих случаях значения £рп не известны).
По результатам измерений установлено [11 ], что достаточно точное значение
уровня речевых помех можно получить по формуле (в дБ отн. 2 X 10 6 Н/м2)
Lpn = Lp(H)-7. (4)
Следует отметить, что критерий речевых помех может являться частью дру-
гого критерия, который разработан прежде всего для описания допустимых ма-
ксимальных уровней звукового давления. Такие критерии, которые описаны
ниже, часто разрабатывают с учетом того факта, что речевые помехи помимо того,
что мешают передаче важной информации, связаны с некоторыми факторами
р аз др ажител ьности.
Шумовые критерии раздражения
Шумовые критерии раздражения базируются на субъективных ответах на во-
просы, касающиеся измеряемого шума. Измерение влияния шума на слух чело-
века или измерение разборчивости речевого сообщения при наличии шума пред-
ставляет трудную, но вполне осуществимую задачу. Проведение измерений,
с помощью которых можно сделать предположения, будет ли шум раздражать
людей, и как будут вести себя люди в результате воздействия на них шума, яв-
ляется задачей чрезвычайной трудности, а выводы, сделанные на основе этих
измерений, разнообразны.
Раздражение, беспокойство при действии шума — обычные явления. Суще-
ствует ряд причин, вызывающих беспокойство и раздражение в результате дей-
ствия шума. Раздражение может быть вызвано работой находящейся вблизи
102
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
косилки, так как шум, производимый косилкой, мешает беседе, будит спящих
или заключает в себе раздражающий фактор, вызывающий неприятное ощущение
у отдельных лиц. Существует множество различных причин, способствующих
созданию раздражающего фактора, поэтому кажется, что совершенно невоз-
можно определить соотношение между физической характеристикой шума и сте-
пенью раздражения, вызванного этим шумом. Однако в некоторых случаях по-
явилась возможность разграничить определенные физические характеристики
шума, т. е. провести грань между допустимыми и недопустимыми нормами шума
посредством лабораторных исследований, с помощью которых определяют такие
субъективные свойства шума, как громкость, шумность и т. д. В результате много-
летних поисков были найдены эффективные методы, помогающие предопределить
особенности шума, которые в различных ситуациях будут считаться допустимыми
или недопустимыми, или классифицировать шум в зависимости от их влияния на
окружающую среду.
Громкость
Громкость является качественной акустической характеристикой. В основном
этот термин используют для сопоставления комплексных свойств звука, пред-
ставляющих собой совокупность физических свойств, которые при определенном
сочетании образуют акустический эффект, сравниваемый с допустимым значением
уровня звука. Термином «громкость» пользовались на начальных стадиях экспе-
риментальной деятельности [15] для определения кривых, называемых диаграм-
мами равной громкости [16]. Эти диаграммы изображены на рис. 19 гл. 1 *.
Кривые уровней громко-
сти звука, известные как
«фоны», являлись результа-
том изучения восприятия
человеком громкости чистых
тонов на различных часто-
тах. Кривые являются уров-
нями равной громкости в за-
висимости от частоты, так
как ухо человека реагирует
на громкость чистых тонов.
Термин «фон» используют для
обозначения уровней кривых
(40 фон соответствует кри-
вой, для которой уровень
звукового давления равен
40 дБ при частоте 1000 Гц;
60 фон соответствует кривой,
для которой уровень звуко-
вого давления равен 60 дБ
при частоте 1000 Гц и т. д.
Фон — это количественное
* Было опубликовано боль-
шое количество таких кривых,
различия которых обусловлены
условиями измерений.
Рис. 5. Кривые равной громко-
сти [171 (индексы громкости
дацы в сонах)
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
103
выражение силы звука по оценке обычного наблюдателя [17]; Icon — это
громкость звука, уровень которого составляет 40 фон.
Уровень громкости Р в фонах связан с громкостью S в сонах уравнением
S = 2(Р-40)/Ю (5)
После преобразования кривых, изображенных на рис. 19 гл. 1, можно объяснить
тот факт, что измеряемый шум состоит не только из чистых тонов. Оперируя кри-
выми постоянной громкости с учетом заданной средней частоты и уровнем звуко-
вого давления частотной полосы, можно определить индекс громкости по методу
С. Стивенсона [18]. Кривые равной громкости приведены на рис. 5. В соответ-
ствии с работой [17] уровень звукового давления Р в фонах вычисляют по сле-
дующей методике.
1. Откладывают данные среднегеометрической частоты ft для каждой полосы
частот по оси абсцисс на рис. 5. Затем по данным уровня давления в полосе частот
(ордината на рис. 19, гл. 1) определяют индекс громкости для каждой полосы.
2. Определяют общий уровень громкости (в сонах) по формуле
S ii-im , (6)
i=l /
где 1т — индекс наибольшей громкости; Ц — сумма показателей громкости
во всех полосах; F — коэффициент, зависящий от ширины полос, используемых
при измерении шума:
Полоса
Третьоктавная ............................... 0,15
Полуоктавная................................ 0,2
Октавная.................................... 0,3
3. Находят общий уровень громкости в фонах путем определения соста-
вляющих St в сонах по рис. 19 гл. 1. Уровень громкости в фонах можно вычис-
лить из уравнения
Р = 40 + 33,3 lg (S//S40), (7)
где S40 — общее значение уровня громкости в 40 фонов, равное 1 сону. Уровни
громкости в основном используют для сравнения норм допустимости применения
источников излучения шума. Поскольку абсолютной шкалы измерения шума
не существует, его можно определить, принимая во внимание, что уровень гром-
кости одного шума равен или в 2 раза больше уровня громкости другого. Проводя
грубую аппроксимацию, шум в 80 фон (2 дБ) в 2 раза громче шума в 40 фон.
Из уравнения (5) можно получить, что удвоение уровня громкости в сонах увели-
чивает уровень громкости в фонах на 10 дБ. Таким образом, шум, уровень гром-
кости которого 40 фон, будет иметь громкость, равную 1 сону, в то время как
уровень громкости в 50 фон соответствует громкости в 2 сона.
Уровень воспринимаемого шума
Для усовершенствования критерия громкости допустимых шумов К. О. Крайтер
изменил метод сбора данных [19]. Испытуемым предложили оценить воздейству-
ющий на них шум с точки зрения неприятных ощущений. Результаты оказались
очень разнообразными, что затруднило определение номинальных значений раз-
личных звуков. Это привело к разработке метода вычисления уровня восприни-
маемого шума [20]. Этот метод нашел применение при контроле авиационного
шума. Поскольку применение данного метода весьма ограничено, описание самого
метода и необходимые данные в этом разделе не приводятся; читатель может
104
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
ознакомиться с ними в работе [20] или в инструкциях Федерального авиационного
агенства с поправкой в части 36 для установления стандартов для уровня шумов
дозвуковых самолетов.
Кривые критериев шума
В качестве основных критериев шума для помещений применяют МС-кривые [21].
Эти кривые были приняты американским обществом инженеров по системам ото-
пления, охлаждения и кондиционирования воздуха [22]. Уровни звукового
давления в октавной полосе частот, приведенные в табл. 2, представляют собой
2. Уровни звукового давления октавной полосы, дБ
Кривая NC Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
15 47 36 29 22 17 14 12 11
20 51 40 33 26 22 19 17 16
25 54 44 37 31 27 24 22 21
30 57 48 41 35 31 29 28 27
35 60 52 45 40 36 34 33 32
40 64 56 50 45 41 39 38 37
45 67 60 54 49 46 44 43 42
50 71 64 58 54 51 49 48 47
55 74 67 62 58 56 54 53 52
60 77 71 67 63 61 59 58 57
65 80 75 71 68 66 64 63 62
3. Рекомендуемые критерии шума для помещений
Помещения Кривые NC или PNC Уровень шума, дБ (А)
Зал для заседаний, конференцзал <35 42
Небольшой зал заседаний, администра- тивная контора 30—40 38—47
Комнаты приема 30—45 38—52
Большие конторы, кафетерии, лаборато- 35-45 42—52
Конструкторские бюро, помещения ос- новного корпуса, площадки, находящие- ся под открытым небом 40—40 47-56
Ремонтный цех, конторские помещения, помещения, оснащенные вычислительной техникой, туалеты 45—55 52—61
Производственные помещения, комната начальника цеха, помещения для хране- 50—60 56—66
ния инструментов Не должен превы- шать 60 <66
Участки производства — линии сборки. Используйте закон об охране здоровья,
механическая мастерская, цех упаковки включающий критерий повреждения
и цех отправки готовой продукции * Закон об охране здоровья, 1971 слуха г. [6]
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
105
максимальные уровни в октавной
полосе для определенных значений
критерия шума. Кривые критериев
шума (кривые NC) изображены на
рис. 6. Необходимо, чтобы все
уровни звукового давления в ок-
тавной полосе частот были значи-
тельно ниже значений, ограничен-
ных кривыми NC. Номинальное
значение критерия шума было вы-
брано на основе эксперимента и
применяется Американским обще-
ством инженеров по системам
отопления, охлаждения и конди-
ционирования воздуха, а также
другими организациями при раз-
работке акустических норм для
помещений. Критерии для разно-
образных помещений приведены
в табл. 3. Следует отметить, что
строительные нормы определяют
некоторые специфичные критерии.
Рекомендуемые номинальные зна-
чения шумовых критериев коле-
блются от минимального значения
Рис. 6. Кривые NC для определения допу-
стимых широкополосных фоновых уровней
звука для помещений (см. табл. 4):
Lp — уровень звукового давления октавной
полосы; fCp — средние частоты октавной по-
лосы
20, которое характерно для при-
городных домов и студий звукоза-
писи, до максимального номиналь-
ного значения 60 для учреждений
с оборудованием для монтажа тру-
бопроводов и вычислительной тех-
никой. Был сделан ряд важных
возражений относительно качества
звука, связанного с шумовыми
спектрами, которые точно соответствуют кривым NC (1957). Шипение и гро-
хот, производимые звуком, являются обычной отрицательной стороной акусти-
ческого эффекта. Кривые NC были уточнены в 1971 г. и получили название «Уточ-
4. Уровни звукового давления в октавной полосе * (в дБ)
Кривая PNC Средняя частота октавной полосы, Гц
31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8900
15 58 43 35 28 21 15 10 8 8
20 59 46 39 32 26 20 15 13 13
25 60 49 43 37 31 25 20 18 18
30 61 52 46 41 35 30 25 23 23
35 62 55 50 45 40 35 30 28 28
40 64 59 54 50 45 40 36 33 33
45 67 63 58 54 50 45 41 38 38
50 70 66 62 58 54 50 46 43 43
55 73 70 66 62 59 55 51 48 48
60 76 73 69 66 63 59 56 53 53
65 79 76 73 70 67 64 61 58 58
♦ Эти значения не были еще приняты комитетом стандартизации
106
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
Рис. 7. Уточненные кривые критериев шума (кри-
вые PNC) определения допустимых широкопо-
лосных уровней фона для помещений
ненные кривые критерия шума
(PNC)». Эти критерии приведены
в табл. 4 и изображены на
рис. 7.
Шум общественных
и жилых зданий
Основы для установления кри-
териев шума вне помещения для
различных общественных и жи-
лых зданий не были стандар-
тизированы из-за большого раз-
нообразия условий. В настоящее
время изучают проблему шума,
в которую входят следующие
вопросы: изменение шума в за-
висимости от времени в данном
пространстве, различия в реак-
ции человека на шум, статисти-
ческое распределение уровней
шума, частота, продолжитель-
ность, время дня, время года
и многие другие факторы. Не-
смотря на то, что не существует
метода установления критерия
шума общественных и жилых
зданий, применяют многие дру-
гие критерии. В определенных
случаях необходимо считать,
что такой критерий найден, и
стараться действовать в полном
с ним соответствии. В настоящее
время в системе жилищно-ком-
мунального строительства используется критерий измерения внешних про-
мышленных шумов для измерения шумов, создаваемых автотранспортом, стро-
ительным оборудованием, электромашинами, ручным инструментом, водным
транспортом, автострадой и самолетами. Наиболее типичные примеры таких
критериев и особенности, касающиеся их применения, описаны в работе [23].
Примеры применения критериев шума
Существует ряд условий, которые необходимо соблюдать, когда ставится вопрос
выбора и применения критерия шума в каждом конкретном случае. Наиболее
важно предсказать, а также определить путем измерений, будет ли разрабатыва-
емая акустическая система отвечать предъявляемым требованиям критерия шума,
и уточнить изменения, необходимые для устранения несоответствия с установлен-
ным критерием.
Пример 1. Влияние нового источника шума на возможность повреждения
слуха.
Новая машина, обладающая спектром уровня акустической мощности в октав-
ной полосе (см. графу 2 табл. 5), устанавливается в помещении магазина. Опера-
тор этой машины должен находиться на расстоянии 2 м от источника шума.
Уровни звукового давления в месте расположения оператора с учетом того, что
машина в эксперименте участия не принимает, приведены в графе 4 табл. 5, где
5. Вычисление уровней звукового давления для примера № 1
Средняя частота октавной полосы Гц Уровень акусти- ческой ^мощности новой машины, LWi- ДБ (отн. 10-5 Вт) Уровень звукового давления окружаю- щей среды Lpij дБ (отн. 2* 10“6 Н/м2) Уровень звукового давления окружаю- щей среды i* дБ (отн. 2- 10-ь Н/ма) Квадрат отношений звукового давления (Pi/Po^-W-1 Квадрат отношений звукового давления (₽и.,7₽о)2х х io-» Квадрат отношений звукового давления (Р//₽о)2- 1Ь"’ Сбщий уровень звукового давления L f, дБ (отн. 2-Ю"6 Н/ма) Уровень звукового давления Lpi (А), ДБ (отн. 2-10“6 Н/м2) Отношение звуковых давлений (₽Л. i.'Po) х Х10-»
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
31,5 103 89 97 0.794 5,011 5,805 97,6 58,2 0,007
63 101 87 90 0,501 1,000 1,501 91,8 5 i 0,036
125 100 86 86 0,398 0,398 0,796 89,0 72,9 0,195
250 99 85 84 0,316 0,251 0,567 87,5 78,9 0,776
500 100 86 S4 0,398 0,251 0,649 88,1 84,9 3,091
1000 101 87 83 0,501 0,200 0,701 88,5 88,5 7,080
2000 101 87 83 0,501 0,200 0,701 88,5 89,7 9,333
4000 100 86 82 0,398 0,159 0,557 87,5 88,5 7,080
8000 101 87 80 0,501 0,100 0,601 86, F 85,0 3,162
Сложите значения в графе 10: р»"') = 30,730X108.
i=l
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
108
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
в. Постоянная акустическая поглощения т для воздуха в 0,3 м-1 при 25° С
Относитель- ная влаж- ность, % Средняя частота октавной полосы, Гц
31,5 63 125 500 1С00 2000 4000 8000 16000
10 20 30 40 50 60 70 80 90 — — — 0,0010 0,0005 0,0020 0,0010 0,0040 0,0020 0,0014 0,0013 0,0012 0,0011 0,0070 0,0060 0,0035 0,0030 0,0024 0,0022 0,0110 0,0140 0,0090 0,0075 0,0074 0,0140 0,0190 0,0120 0,0100 0,0090 0,0080 0,0075 0,0070 0,0065
— 0,0005
0,0060
0,0010 0,0020
7. Постоянная акустического поглощения т для воздуха в м-1 при 25° С
Относитель- ная влаж- ность, % Средняя частота октавной полосы, Гц
31,5 63 125 500 1000 2000 4000 8000 16000
10 0,0030 0,0060 0,0080 0,0200 0,0450 0,0625
20 0,0010 0,0020 0,0040 0,0150 0,0460 0,0830
30 0,0015 0,0028 0,0078 0,0171 0,0675
40 0,0025 0,0064 0,0130 0,0500
50 — 0,0024 0,0059 0,0111 0,0410
60 0,0010 0,0022 0,0055 0,0102 0,0340
70 0,0021 0,0052 0,0097 0,0300
80 0,0269
90 0,0020 0,0050 0,0093 0,0258
индекс а соответствует уровню звукового давления окружающей среды. Следует
определить, соответствует ли вновь установившийся уровень звукового давления
Закону об охране здоровья.
Первый этап. Вычисление уровня звукового давления, создаваемого новой
машиной на расстоянии 2 м. Основным уравнением для расчета в октавной полосе
является уравнение (1), которое можно записать в виде
LPi = Lwi + Cit
где
мН?
здесь Rt = Sj (аеЭб)/, / + Значения коэффициента поглощения Ш/ при-
ведены в табл. 6 и 7.
Предположим, что комната в данном примере имеет следующие размеры
и обладает следующими акустическими свойствами: длина 80 м, ширина 50 м,
высота 10 м, (аСЭб)// = 0,1 для всех значений i и j; Qqi = 2 для всех i, значе-
ния 4/т приведены в табл. 8.
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
109
Используя ЭТИ данные, МОЖНО ВЫЧИ- 8. Коэффициент поглощения воздуха
слить значения С/, указанные в табл. 9; для пРимеРа № 1
Q0i./4 лг2 = 2/4л • 22 = 0,0398; ---------------------------------
S/ (асэб)', / = 2 (80 • 10 + 50 • 10 + Средняя частота Коэффициент
| 80 50) 0 1 = l’-G0 октавной полосы поглощения,
для всех i и /; V = 80 X 50 X 10 = * 1
= 4 X 104 м3. Для практических целей -------------------------------------
С[ = —14 при всех значениях/7. Так как д0 юоо —
С[ в этом примере —величина практически ЮОО 0,0040
постоянная для всех значений fit то коэф- 4qqq о 0246
фициент поглощения (аСЭб)/, / также будет 8000 0^0444
постоянным. Коэффициент С, будет иметь -----------------
различные значения для средней частоты * Значения взяты из
fi. Уровни звукового давления (в дБ), табл. 7. Относительная влажность
создаваемые новой машиной, 50%» температура 25° с.
= L\Vi — 14. *-------------------•
Значения LPi приведены в графе 3 табл. 5.
Второй этап. Вычисление квадрата отношения среднеквадратичного звуко-
вого давления р/, создаваемого новой машиной, к стандартному давлению р0 —
= (2 X 10“б Н/м2) [см. уравнение (30) гл. 1].
По определению
Средняя частота
октавной полосы
f,-. Гц
Коэффициент
поглощения,
4/п., м-1 *
До ЮОО
1000
2000
4000
8000
0,0040
0,0096
0,0246
0,0444
* Значения взяты из
табл. 7. Относительная влажность
50%, температура 25° С.
-------------»-------------------
Значения (pr7pQ)2 приведены в графе 5 табл. 5.
Третий этап. Определение значения квадрата отношения среднеквадратич-
ного звукового давления создаваемого только окружающей средой, к поро-
говому давлению р0 = 2 X 10-5 Н/м2:
(Ра, г7р0)2 = antilog (Lpa, ./10).
Значения LPa . указаны в графе 4 табл. 5, а (рд> //р0) — в графе 6.
0. К определению значений С- для примера № 1
Элементы вычисления Октавная частота Гц
До 1000 1000 2000 4000 8000
4ш( У (м2) Bi (м2) 4/Ri (м-2) 1 L 4лг 1 + -^-] (м-2) с(- = ie-‘ (VO 1060 0,378Х 10"2 4,378Х 10~2 — 13,6 160 1220 0,328Х 10“2 4,328Х 10~2 — 13,6 384 1444 0,277Х 10~2 4,277Х 10~2 — 13,7 976 2036 0,197Х 10“2 4.192Х 10~2 — 13,8 3440 4500 0,089Х 10“2 4.089Х IO"2 — 13,9
110
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
Рис. 8. График допустимой продол-
жительности экспозиции шума за
день для непрерывных уровней зву-
кового давления с корректирующей
характеристикой А:
Т — продолжительность экспози-
ции, ч
Четвертый этап. Вычисление квадрата
отношения общего среднеквадратичного да-
вления pi, создаваемого окружающей средой
и новой машиной, к пороговому давлению
Ро = 2 X 10“б Н/м2:
(PtlPoY = (Pz/Po)2 + (Ра. z/Po)2.
где pt — общее звуковое давление, которое
складывается из звукового давления окру-
жающей среды и звукового давления ма-
шины. Эти значения приведены в графе 7
табл. 5.
Пятый этап. Определение общего уровня
звукового давления Lpi по формуле:
LPi = 10 1g (pz/p0)2
(см. графу 8 табл. 5).
Шестой этап. Вычисление уровней зву-
кового давления Lpi (А) *:
Lpi (А):== Lpi = Lpi -|- Са, i,
гж Са, I — значения относительной характеристики с коррекцией А для средних
частот октавных полос (см. табл. 3 гл. 2):
Средняя частота октав-
ной полосы, Гц . . 31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
CQi.....................—39,4 —26,2 —16,1 —8,6 —3,2 0 4-1,2 Ч“1,0 —1,1
Седьмой этап. Определение общего уровня звукового давления с корректи-
рующей характеристикой А:
1=п
LP(A)= 101g £ (рл, z/Po)2.
1=1
значения (рл> приведены в графе 10 табл. 5.
(Ра, z/Po)2 = antiloS (LpA. г/10)’
i=n
Значение (рл f/p0)2 = 30,730-108 определяется сложением значений, при-
i=i
веденных в графе 10. Следовательно,
Lp(A)= 10 lg (РА z-/P0)2 = 101g 30,730-108 = 94,9 дБ (Л).
По рис. 8 можно установить, что продолжительность шумового излучения
за день не должна превышать 4 ч при 94,9 дБ (А), если нельзя снизить Lp (А)
до 90 дБ (Л). Следует отметить, что для данного примера после шестого этапа зна-
чения LPi в графе 8 табл. 5 и на рис. 3 совпадают. Точке наивысшего проникно-
вения соответствует Lpi = 89,7 дБ при 2000 Гц. Это соответствует эквивалент-
ному уровню звука с корректирующей характеристикой А в 96 дБ, близкому
к вычисленному значению 94,9 дБ.
Пример 2. Влияние нового источника шума на уровень речевых помех.
Предположим, что измерены уровни звукового давления в октавной полосе
существующей окружающей среды Ьрсц z для интересующих частот f5 = 500,
* Уровень звукового давления с корректирующей характеристикой А может быть
получен путем сложения значений из столбца 9 табл. 6 с использованием рис. 3 гл. 2.
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
111
f(] = 1000, = 2000 в определенной точке. Данные этих измерений представлены
в графе 2 табл. 12. Существующий уровень речевых помех
£рп = (4-) t59 + 50 + 5°1 = 53 дБ-
Из рис. 1 следует, что этот уровень дает возможность осуществлять речевое
общение нормальным голосом на расстоянии до 1,9 м от точки измерения. Тре-
буется установить новую машину с уровнями акустической мощности в октавной
полосе на расстоянии г = 1 м от точки измерения. Следует определить вели-
чину влияния нового источника шума на уровень речевых помех в определенной
точке. Допустим, что помещение, в котором производят измерения, имеет гео-
метрические и акустические свойства, аналогичные перечисленным в табл. 10.
10. Площадь поверхности, коэффициенты поглощения * и постоянные помещения для
примера № 2
Поверхность Пло- щадь м2 Средняя частота октацной полосы, Гц
500 | 1000 2000 500 1000 2000
(асэб) i, / sj (асэб)ь /
1 2 3 4
Потолок Пол (битумная плитка) 100 100 0,55 0,1 0,80 0,1 0,75 0,1 55 10 80 10 75 10
Необработанная стенная шту- катурка 30 | 0,04 | 0,06 0,05 1 1 1
* Коэффициенты поглощения для других материалов приведены в гл. 5.
Уровни звукового давления в октавной полосе можно определять по уров-
ням акустической мощности в октавной полосе:
Lpi = +Q>
где
e'-io4-^+47b
₽£ = 2 S/ (аСЭб)ь / + 4mx-V.
/
В некоторых работах уравнения, приведенные выше, изображены графически;
на основании этих графиков производят вычисления необходимых данных.
В этом разделе технические данные изображены в виде математических формул,
па основании которых можно судить об их применении. В некоторых случаях
эти уравнения решаются с помощью вычислительной техники.
Первый этап. Вычисление С/ (табл. 11):
Результирующее значение С}- приблизительно равно —7 для всех трех октавных
полос. Таким образом, уравнение (1) можно преобразовать к следующему:
Lpt = — 7 *
Второй этап. Определение уровней звукового давления октавной полосы
создаваемых новой машиной на расстоянии r= 1 м с учетом поглощающих свойств
материала (см. табл. 10). Значения (графа 3, табл. 12) представляют собой
значения, полученные в результате действия нового источника шума. В графе 4
табл. 12 приведены вычисленные значения -
112
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
11. К определению значений для примера № 2
Элементы вычисления Октавная частота f., Гц
500 юсо 2000
0 0 2,9
Sj (асэб)о / (из табл- 10): / = 1 55 80 75
/ = 2 10 10 10
/ = з 1,2 1,8 1,5
/ = 4 1,2 1,8 1,5
/ = 5 1,2 1,8 1,5
/ = 6 1,2 1,8 1,5
69,8 97,2 93,9
<w4ilr2“ 0,159 0,159 0,159
4/Яг 0,057 0,041 0,043
<?0(./4лг* + 4/Л/ 0,216 0,200 0,202
С1 — 6,7 — 7,0 — 7,0
♦ Значение mi получено из табл. 6 для относительной влажности 50% и тем-
пературы 25° С; V = 10X10X3 м = 300 м8. ** Было установлено, что г = 1 м, a Qq- = 2 для всех частот с учетом того,
что машина находится на полу и на значительном расстоянии от стен, так что они
мало влияют на коэффициент направленности. Значение определяется по рис. 1
Третий этап. Вычисление значения квадрата отношений среднеквадратич-
ных звуковых давлений г- окружающей среды к пороговому давлению р0 =
= 2 X 10"6 Н/м2:
(Ра, i/Po)2 = antilog (LPa (./10).
Эти значения даны в графе 5 табл. 12.
Четвертый этап. Определение значения квадрата отношений среднеквадра-
тичного звукового давления р^ создаваемого новой машиной, к пороговому
давлению р0 = 2 X Ю"5 Н/м2:
(Ра, i/Po)2 = antilog (Lpf/lO);
эти значения представлены в графе 6 табл. 12.
Пятый этап. Вычисление квадрата отношения общего среднеквадратичного
звукового давления р/, создаваемого окружающей средой и новой машиной,
к пороговому давлению (р0 = 2 X 10-5 Н/м2):
(Р//Ро)2 = (Ра, f/Po)2 + (Pf/Po)2.
Значения, приведенные в графе 7 табл. 12, получены путем простого сложе-
ния значений в графах 5 и 6 для средней частоты каждой октавной полосы.
Шестой этап. Вычисление общего уровня звукового давления:
Lpt = Ю 1g (pz/p0)2.
Значения Lpt даны в графе 8 табл. 12.
Седьмой этап. Вычисляется уровень речевых помех (в дБ) по формуле (2):
Lрп = 4- (68,5 + 60,4 + 60,4) = 63,1.
О
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
113
12. Вычисление уровней звукового давления для примера № 2
Средняя частота октавной полосы f-, Гц Уровень звукового давления окружаю- щей среды на расстоянии 1 м от место- расположения нового источника Ьр,а,1, дБ (отн. 2хЮ~6 Н/м2) Уровень акустической мощности нового источника (измеренные р; дБ (отн. Ю-l2 Вт) Уровень звукового давления нового ис- точника на расстоянии 1 м от центра источника шума, дБ (отн. 2хЮ-6 Н/м2) Квадрат отношения звукового давления окружающей среды к пороговому давле- нию (₽а> 7ро)'10-6 Квадрат отношения звукового давления нового источника на расстоянии 1 м от центра источника шума (Р//Р0)3• 10-6 С умма6'квадратов отношений звукового давления (Р//Рп)2• 10-6 (сумма значений, приведенных в графах 5 и 6) Общий уровень звукового давления L дБ (отв. 2хЮ-6 Н/м2)
1 2 3 4 5 6 7 8
500 59 75 68 0,79 6,3 7,100 68,5
1000 50 67 60 0,100 1,000 1,100 60,4
2000 50 67 60 0,100 1,000 1,100 60,4
Восьмой этап. Определение уровня, необходимого для речевого общения
на расстоянии 1 м от центра нового источника звука.
Нормальные уровни голоса будут устанавливаться у двух людей, отстоящих
друг от друга на расстоянии 0,7 м. Повышенный уровень используют в том слу-
чае, если расстояние равно 1 м. Следует учесть, что вычисления проведены только
для октавных средних частот 500, 1000 и 2000 Гц. Другие октавные средние ча-
стоты не используют, так как для измерения уровней речевых помех принимают
во внимание только уровни звукового давления указанных трех частот.
Пример 3. Определение уровней акустической мощности машины. Следует
определить максимальные уровни октавной акустической мощности машины,
которые не должны быть превышены, если общие уровни звукового давления
на расстоянии 2 м от машины не превышают значений, ограниченных кривой NC
50 на рис. 7 и приведенных в табл. 2. Эти же значения даны в графе 2 табл. 13.
В обозначении Lpd, l индекс d означает, что уровень звукового давления отно-
сится к выбранному критерию.
При решении следует сделать предположения:
1) акустические и геометрические условия помещения таковы, что уравнение (1)
для вычисления уровней акустической мощности в точке измерения можно пред-
ставить в виде
Lvpr/ = Lpi + 13;
2) существующие уровни звукового давления в точке измерения до установления
новой машины соответствуют данным, указанным в графе 3табл. 13; Lpa, -L обозна-
чает уровень звукового давления окружающей среды.
Первый этап. Определение значения уровней звукового давления Lp, /
(по рис. 7 для кривой NC 50). Эти значения даны в графе 2 табл. 13.
114
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
13. Вычисления уровней акустической мощности для примера № 3
Средняя частота октавной полосы Гц Уровень звукового давления (кри- терий шума NC 50) Lр(^ р дБ (отн. 2хЮ~5 Н/м2) мй уровень существую- кового давления в точке 1Я Lpa,i- «Б 10"» Н/м2) Квадрат отношений звукового давления по кривой NC 50 (Prft/₽o)a-io-5 Квадрат отношений начального звукового давления к пороговому (Ра,//Ро)2Ю“5 Квадрат отношений звукового давления, создаваемого новой машиной, к пороговому (pi/po)2 ю-5 Уровень звукового давления, со- здаваемый новой машиной, Lpi,, дБ (отн. 2x10-5 Н/м2) Максимальный уровень акусти- ческой мощности новой машины дБ (отн. 2хЮ“12 Вт)
Начальн! щего зву измерен» (отн. 2Х
I 2 3 4 5 6 7 8
63 71 43 126,0 0,200 125,8 71 84
125 64 46 25,15 0,398 24,752 64 77
250 58 47 6,31 0,501 5,809 57,6 71
500 54 43 2,515 0,200 2,315 53,6 66
1000 51 39 1,26 0,079 1,181 50,7 64
2000 49 34 0,794 0,025 0,769 48,8 62
4000 48 31 0,613 0,013 0,600 47,8 61
8000 47 29 0,501 0,008 0,493 46,9 60
Второй этап. Вычисление квадрата отношений звуковых давлений р^, г-
к пороговому давлению р0 по формуле:
(pd, i/Po)2 = antilog (Lpd, i/10).
Эти значения даны в графе 4 табл. 13.
Третий этап. Вычисление квадрата отношений звукового давления Pi к по-
роговому давлению р0 = 2 X 10~бН/м2 для машины, производящей шум в опре-
деленной точке:
(Pz/Po)2 = (Pd, i/Po)2 — (Ра, i/Po)2-
Эти значения приведены в графе 6 табл. 13.
Четвертый этап. Определение уровней октавной полосы которые не
должна превышать новая машина в случае, если шум, излучаемый машиной
в определенной точке, соответствует критерию NC 50:
Lpi = 10 1g (Pi/Po)*.
Эти значения приведены в графе 7 табл. 13. Уровни акустической мощности
в октавной полосе для новой машины приведены в графе 8 табл. 13. Эти данные —
основное при разработке машины с заданными характеристиками.
Часто изготовители сами стараются не определять уровни акустической
мощности машины или предпочитают не разрабатывать октавные уровни акусти-
ческой мощности. Для этого существует ряд причин, одна из которых состоит
в том, что иногда значения акустической мощности требуется определить для
прибора или инструмента, который сам определяет эти значения.
Если вычислить октавные уровни акустической мощности не представляется
возможным, то необходимо иметь приближенный метод расчета уровней звукового
давления, создаваемых механическим оборудованием. При использовании этого
метода требуется определять уровни акустической мощности в октаве, как это
делалось в приведенных выше ^примерах, и затем преобразовать эти значения
КРИТЕРИИ ШУМА МАШИН
115
в значения уровней звукового давления в октавной полосе. Измерения можно
провести в свободном акустическом пространстве с источником равномерного
излучения, установленным над излучающей поверхностью, например полом.
Для промышленных целей необходимо определять уровень звукового давления
в октавных полосах в точке, которая находится на расстоянии 0,9 м от машины
и на расстоянии 1,5 м над полом. Уровни звукового давления (в дБ отн. 2 X
X 10"5 Н/м3) в октавной полосе
Lp = Lw — 7,
где Lyy — уровень акустической мощности в октавной полосе, дБ (отн. 10-12 Вт).
Рекомендуется использовать таблицу основных характеристик шума, излуча-
емого машиной по образцу табл. 14. Значения, приведенные в табл. 14, взяты
из примера № 3. Определение допустимых уровней шума необходимо проводить
осторожно. Занижение нормы уровней шума по сравнению с теми, которые
должны быть установлены, увеличивает стоимость оборудования.
14. Образец технических требований к акустическим характеристикам оборудования
Наименование оборудования:
Средняя частота октавной полосы, Гц Определен- ный уровень акустической мощности (отн. 10“12 Вт) Приблизи- тельный уровень звукового давления Lp=LW~1 дБ (отн. 2хЮ“6 Н/м2)
1 2 3
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000 ♦ Инс 1) урс показано в 2) есл акустическс дования и н зуя данные 3) зап 4) зап 5) зап ния, устанс 6) урс без всяких 7) тре для графы для графы 84 77 71 66 64 62 61 60 трукции для п ►вни акустичес! графе 2; и уровни звуке )Й мощности, 1 а расстоянии 1 : графы 3; олните графу олните графу олните графу С >вите Lp или , )вни, создаваем изменений: :буеТСЯ ДОПОЛИ! 5: 6: 77 70 64 59 57 55 54 53 оставщика: сой мощности в >вого давления го измерения п ,5 м над полом, 4, установите 1 5, установите i с учетом акус LW’ [ые работой обе «тельная цена
_Тип: Пункт №
Поставщику для заполнения *
Фактически Специально разработано Акустический подход
Lp или Lyp нужно установить
4 5 1 1 6
в октавной по. используют д. проводят на р , метод измерес Lp или Lw; Lp или L^r’, этической обет; 'Орудования, с< носе превалиру ля аппроксима) асстоянии 0,9 сия нужно опис ановки, наприм □ответствуют у ют, как это дии уровней м от обору- :ать, исполь- iep огражде- ровню шума
5
Звукопоглощающие
и звукоизолирующие материалы
ВИЛЬЯМ СИКМЕН,
ДЖОЗЕФ В. САЛЛИВАН
Инженер, который будет использовать материал данной главы, должен знать,
что не существует такого понятия как класс «акустических материалов». В основ-
ном любой материал, даже воздух, можно рассматривать как акустический.
Разработчик и потребитель высокой квалификации выбирают и определяют
область применения соответствующих материалов с целью получения необходи-
мой акустической функции. Прежде чем дать оценку каким-либо величинам,
разработчик должен изучить физические свойства материалов, а умение распозна-
вать характеристики окружающей среды является критерием его практического
мастерства. Очевидно, что ответственность за правильное или неправильное
использование акустического материала несет не изготовитель, а разработчик
или потребитель. Читатель должен тщательно ознакомиться с содержанием гл. 2,
чтобы подготовиться для дальнейшей проработки материала справочника, в ча-
стности, вопросов, связанных с определением акустических свойств.
МЕХАНИЗМЫ ПОГЛОЩЕНИЯ ЗВУКА
Уменьшение акустической мощности при понижении уровня звукового давления
в пределах конкретного объема называется поглощением звука. Этот процесс
связан с уменьшением запаса энергии пульсирующего воздуха по мере того,
как он встречает на своем пути преграды (пористую или упругую среду). Следует
отметить, что поглощение звука совершенно отличается от многих других типов
поглощения. Например, промокательная бумага может впитывать жидкость,
если только уголок погружен в нее, а звукопоглощающие материалы не могут
извлекать звук из воздуха. Звуковая энергия представляет собой такой вид энер-
гии, которую можно уменьшить только в том случае, если она направлена не-
посредственно на рассеивающую среду. Разработчику следует знать, что звуко-
поглощающие материалы будут оказывать полезное действие, если только звук
достигает их.
Сэбин*
Сэбин является основной единицей измерения звукопоглощения (а не коэффи-
циентом), соответствующей общему поглощению звука предметом заданной пло-
щади, например, дверью или окном, перегородкой и т. д. Поглощение панели
(в метрических сэбинах), изготовленной из однородного материала,
А — aS,
где a — коэффициент поглощения; S — площадь поверхности панели, м2.
* В СССР принята единица измерения звукопоглощения поверхности площадью
1 м2, называемая метрическим сэбином — сэб (прим. ред.).
1. Звачеава коэффициентов поглощения
Материалы Частота, Гц
125 250 500 1000 2000 4000
Потолочные плитки из целлюлозного волокна То же (другой блок) Потолочные плитки из минерального во- локна То же (другой блок) Тяжелое покрытие Легкое покрытие Драпировки Неокрашенный бетонный блок Окрашенный блок, кирпич, бетон, штука- турка Изоляционные материалы, нанесенные на- пылением Стекло, фанера и другие панели Примечание. Значения а, прив< торных образцах размером 2,4X 2,7 м. Их < щади из этих же материалов, т. е. их след^ 0,05—0,10 0,30—0,40 0,02 — 0,10 0,40—0,70 0,02 — 0,06 0,01 0,03-0,15 0,05—0,35 0,01—0,02 0,03—0,08 0,05—0,35 гденные в этой :ледует умении /ет умножить i 0,20—0,25 0,30—0,45 0,15 — 0,25 0,40—0,95 0,05 — 0,25 0,05 0,04-0,35 0,05—0,45 0,01 — 0,02 0,10—0,30 0,05—0,25 таблице, являв ить в том случг <а коэффициен! 0,50—0,80 0,35—0,65 0,55-0,75 0,45 — 0,95 0,15 — 0,55 0,10 0,10 — 0,55 0,05—0,40 0,01 — 0,03 0,20—0,75 0,04 — 0,18 отся необработг ie, когда будут гы, данные них 0,50—0,99 0,45 — 0,99 0,60—0,99 0,55—0,99 0,35—0,70 0,20 0,15—0,75 0,05—0,40 0,02 — 0,04 0,25—0,99 0,03—0,12 (иными данным! рассматривать! <е. 0,45 — 0,90 0,50-0,90 0,60—0,99 0,65—0,99 0,50—0,70 0,45 0,20—0,70 0,05-0,35 0,02 — 0,05 0,25-0,95 0,02 — 0,10 и, полученными ся более протяг 0,30—0,70 0,50 — 0,75 0,50 — 0,90 0,50 — 0,95 0,60—0,75 0,65 0,35 — 0,65 0,05—0,25 0,02 — 0,07 0,20—0,75 0,01 — 0,10 [ на лабора- кенные пло-
Обычные размеры образца, м Поправочный коэффициент при частоте, Гц
125 250 500 1000 2000 400Э
2,4x2,7 1,8X2,4 В очень больших помещениях и при сительной влажности, в основном его знач влажности 50%): Частота, Гц А, сэб 0,49 0,43 высоких часто' ения будут вы! 0,66 0,60 гах звукопогло не, чем указан! 125 0,0 С 0,79 0,75 щение воздуха 1ые ниже (выра 250 500 1,009 0,027 0,88 ^86 может изменят жение в сэб на 1000 0,08 0,94 0,92 ься в зависимо 28,3 м8 при от 2000 40 0,21 0,1 0,97 0,96 сти от отно- носительной 00 57
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
118 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Величина звукопоглощения материала в сэбинах определяется математи-
ческим путем и получается с помощью определенного метода измерения.
Поглощение системы, состоящей из различных материалов с разными коэф-
фициентами поглощения звука, а
i=n
А = ocjSi -|- a2S2 + • • • +
i=l
где а/ — коэффициент поглощения г-го материала; S/ — площадь поверхности
f-го материала. Например, полное поглощение пустого помещения может быть
рассчитано по формуле
= О&дол^пол + астены^стены 4“ аокна^окна 4” апотолок^11отолок 4“ ^двсрь^дверь-
При наличии других предметов в помещении следует также учитывать их
поглощение. Отдельные предметы, например стулья, перегородки, и даже люди
поглощают звук. Так как коэффициент поглощения а зависит от частоты, полное
поглощение будет также зависеть от частоты. При общепринятых методах расчета
используют октавные или 1/3-октавные полосы, поэтому полное поглощение А
следует рассчитывать для представляющих интерес частотных полос.
Следует иметь в виду, что коэффициент поглощения а нельзя вычислить,
его определяют экспериментально. Методы определения коэффициента звуко-
поглощения рассмотрены ниже. Значения этого коэффициента приведены
в табл. 1, а также во многих других источниках, например, каталогах поставщи-
ков. Исчерпывающие данные по этому вопросу можно найти в бюллетене «Тех-
нические данные на архитектурные акустические материалы», опубликованном
Ассоциацией предприятий по производству акустических и звукопоглощающих
материалов.*
Способы поглощения звука
Существует два способа поглощения звука: 1) распределение энергии в пределах
большого объема; 2) преобразование звуковой энергии в другую форму энергии,
не воспринимаемую человеческим ухом. Первый способ иллюстрирует эффект,
полученный при переносе работающего механизма из реверберационного помеще-
ния на открытый воздух. Механизм излучает то же самое количество звуковой
энергии в любой окружающей среде, но громкость звука в небольшом ограничен-
ном пространстве значительно выше, чем в почти бесконечном объеме вне поме-
щения. Следует отметить, что условия внешнего или свободного поля обеспечи-
вают максимально возможное поглощение, и поэтому звукопоглощающий мате-
риал не может уменьшить громкость любого источника шума ниже той, которую
можно было бы получить, если бы этот источник находился вне помещения и на
некотором расстоянии от отражающих поверхностей.
С помощью трех общеизвестных методов звуковую энергию можно преобра-
зовать в другую энергию. Прежде всего звук можно направить в среду и через
среду, где он испытывает фрикционное сопротивление, при котором его кинети-
ческая энергия преобразуется в тепло. Для поглощения звука на конкретной
частоте применяют оптимальное сопротивление воздушному потоку, которое,
к сожалению, нельзя рассчитать. Обычный колосниковый фильтр имеет очень
низкое сопротивление воздушному потоку. Звук проходит через фильтр с незна-
чительным ослаблением, что легко можно проверить на любом источнике звука
(например, громкоговорителе) до и после введения такого фильтра. И напротив,
если материал, например кусок листового металла, имеет очень высокое сопро-
тивление воздушному потоку, звук почти не поглощается и отражается, добавляя
* Ассоциация предприятий по производству акустических и звукопоглощающих
материалов, 205 West Touhy Avenue, Park Ridge, Illinois 60068.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ П9
энергию в пространство, где расположен источник. Это можно продемонстриро-
вать, заставляя колебаться образец около уха человека, который почувствует
повышение интенсивности звука по мере того, как он будет отражаться обратно
к уху. Сопротивление воздушному потоку акустических материалов точно изме-
ряется с помощью стандартного метода С 522—69 ASTM [1]. Результаты изме-
рения важны не только для теоретиков, но и для изготовителей. Например,
увеличение диаметра волокна стекловаты в 2 раза может изменить сопротивле-
ние воздушному потоку в 16 раз. Как указывалось выше, зависимости сопроти-
вления воздушному потоку от поглощения очень сложны.
Второй метод преобразования звуковой энергии осуществляется при изгибе
тонкой панели или диафрагмы. Хотя изменения давления воздуха при распро-
странении звука обычно незначительны, они могут вызвать слабое движение
любой легкой поверхности. Если материалы под этой поверхностью имеют мень-
шую массу, чем идеально упругая среда, некоторая часть кинетической энергии
будет демпфироваться и преобразовываться в тепло: определенное количество
может также отводиться в виде механической энергии движения и передаваться
в другую среду. Так как большинство материалов обладают относительной упру-
гостью при звуковых частотах, этот метод не так эффективен Ьри высоких ча-
стотах, как метод, использующий сопротивление воздушному потоку, но он
с успехом применяется при низких частотах в том случае, когда может быть огра-
ничена толщина акустического материала.
Третий метод преобразования звуковой энергии целесообразно использовать
при когерентном звуке, т. е. звуке постоянной частоты, подобном шуму силового
трансформатора или устойчивому шуму люминесцентной лампы. При этом методе
используется сильно резонирующий механизм, который накапливает энергию
в течение каждого цикла и освобождает ее через определенный отрезок времени,
так что поступающая затем энергия частично уничтожается. Аналогичный про-
цесс наблюдается в неотражающих покрытиях, нанесенных на оптические поверх-
ности, и называется «ослабляющая интерференция», а не поглощение, и тот факт,
что большинство подобных механизмов заполнено звукопоглощающими мате-
риалами, доказывает, что их следует называть поглотителями.
В общем каждый метод позволяет уменьшить количество звуковой энергии,
которая достигает поверхности и, следовательно, не отражается обратно в про-
странство, где расположен источник звука.
МЕХАНИЗМЫ ПОТЕРЬ ПРИ ПЕРЕДАЧЕ ЗВУКА
В отличие от поглощения звука (в основном характеризующегося снижением
уровня звука в пределах пространства за счет рассеяния звуковой энергии)
потери при передаче звука можно охарактеризовать как препятствие передаче
звука через границы. Эти два процесса несовместимы: открытое окно является
почти идеальным звукопоглотителем, но не преградой для звука; толстый сталь-
ной предмет — очень слабым поглотителем, но относительно хорошей преградой.
Разработчику часто необходимо, чтобы перегородка была и звукопоглощающей
и звукоизолирующей, вследствие чего конструкции усложняются.
Как показано на рис. 1, передача звука через перегородку происходит в ре-
|у.’1ьтатс того, что колеблющийся воздух со стороны источника передает некото-
рую часть кинетической энергии материалу перегородки, заставляя ее слабо
колебаться и деформироваться по всей длине. Часть этого движения, которое
передается противоположной стороне, будет генерировать звук в воздухе на при-
емной стороне. Отношение падающей энергии к излученной, измеренное и выра-
женное в децибелах, называется звукоизоляцией.
При настоящем уровне развития техники эту величину невозможно непосред-
ственно измерить, но ее можно рассчитать на основании снижения уровня шума
к учета разности звуковых уровней в пространствах, разделенных перегородкой
при условии, что пространства имеют некоторые определенные характеристики,
которые будут рассматриваться ниже.
120 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Сторона,
приема
Рис. 1. Схема поглоще-
ния звука преградой, не
пропускающей воздух
Рис. 2. Конструкции двухпанельных систем для
звуковой преграды:
а — стандартная конструкция с прямыми шты-
рями; б — усовершенствованная конструкция
с прямыми штырями; в — конструкция со смещен-
ными штырями и звукопоглощающей поверх-
ностью
Существуют в основном три обычных метода повышения звукоизоляции
при прохождении звука через перегородку. Первый метод заключается в увели-
чении нагрузки на квадратный метр, что достигается повышением плотности
материала или увеличением его толщины, т. е. изменением массы перегородки.
Подобные усовершенствования ограничиваются стоимостью дополнительного
материала и способностями субструктур выдерживать нагрузку.
Второй метод заключается в изоляции противоположных сторон перегородки
для получения минимального числа акустических мостиков в перегородке, по
которым передается звуковая энергия. Максимальная изоляция возможна в том
случае, когда все мостики устранены, как, например, в двухстенной системе,
в которой все же имеет место некоторая передача звука через промежуточное
воздушное пространство. Были сделаны попытки создания вакуума между пане-
лями, так как это должно обеспечить бесконечную изоляцию, но практика пока-
зала, что нельзя использовать такой теоретически идеальный метод. Конструкции
двухпанельных систем показаны на рис. 2.
Третий метод повышения звукоизоляции заключается в применении демпфи-
рующих материалов на поверхностях панели для рассеивания энергии при вибра-
ции панели. Вопросы демпфирования рассмотрены в гл. 6.
Изменения звукоизоляции вследствие изменений плотности или толщины
можно заранее определить. Изменения, обусловливаемые изоляцией, можно
рассчитать для большинства простых конструкций, но не для сложных систем.
Улучшение звукоизоляции в результате применения демпфирующих материалов
можно предсказать на основании свойств демпфирующего материала, которые
определяются экспериментально.
ИЗМЕРЕНИЕ ЗВУКОПОГЛОЩЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Измерения звукопоглощения с помощью
импедансной трубки
Существуют три стандартных метода измерения поглощения. Первый, изве-
стный как метод «импедансной трубки», характеризуется тем, что звук распро-
страняется перпендикулярно образцу. Стандартный метод испытания описан
в стандарте С 384—58 ASTM [2]. Этот метод имеет серьезные недостатки, так как
в настоящее время с его помощью невозможно точно рассчитать поглощение
образца, на который падает хаотичный звук. Тем не менее преимущество метода
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 121
Рис. 3. Расположение импедансной трубки для измерения нормального акустического
сопротивления материалов:
1 — стальная прокладка; 2 — образец; 3 — стальная трубка; 4 — громкоговоритель;
5 — трубка датчика; 6 — тональный генератор и маломощный усилитель; 7 — шумомер
или другой измерительный прибор; 8 — усилитель и фильтр; 9 — микрофон; 10 я— шкала
местоположения микрофона; штриховая линия соответствует изменениям уровня звуко-
вого давления в пределах трубки
заключается в том, что применяются образцы небольших размеров, и он позволяет
определять нормальный удельный акустический импеданс, который представляет
собой отношение комплексного звукового давления р к составляющей скорости
частиц и, перпендикулярной к поверхности образца:
г=-1
или v
г = г + ix, (1)
где г — акустическое сопротивление; х — реактивное акустическое сопроти-
вление; i = К —1 .
Тот факт, что нормальное удельное акустическое сопротивление z может
иметь действительную и мнимую части, говорит о том, что акустическое давление
и акустическая скорость частиц не совпадают точно по фазе у поверхности
образца.
Обычно используют предметы различных размеров и площадей, поэтому
удобнее рассматривать их поглощение на единицу площади. Таким образом,
коэффициент нормального звукопоглощения ап равен части падающей звуковой
энергии, поглощенной материалом. Следует заметить, что ап может изменяться
в зависимости от размера поверхности поглощающего предмета. Коэффициент
нормального поглощения [3]
где рс — характеристическое акустическое сопротивление воздуха свободного
пространства; ^ — плотность воздуха; с — скорость звука. Принято выражать г,
г и х относительно рс.
Коэффициент нормального звукопоглощения можно непосредственно опре-
делить, зная амплитуды максимального и минимального давления стоячих волн,
создаваемых в трубке (рис. 3), по уравнению [2]
где L — разность уровней давления.
122 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Использование импедансной трубки позволяет производить измерения в пре-
делах десятикратного изменения частотного диапазона для любого заданного
диаметра трубки и при значениях коэффициента поглощения от 1,00 до 0,05.
Стенка трубки должна быть массивной и жесткой, а плотность поверхности равно-
мерной по всей длине в пределах 0,2% . Произведение длины трубки (в м) и самой
низкой частоты (в Гц), при которой следует производить измерения, должно
составлять приблизительно 328. Произведение внутреннего диаметра трубки
и самой высокой используемой частоты не должно превышать 2440. Образец
следует вводить таким образом, чтобы, по возможности, его поверхность была
перпендикулярна центральной оси. Края образца должны быть очень чистыми
или уплотнены материалом, например, смазкой или лепной глиной. Использование
образцов с шероховатыми или текстурованными поверхностями практически
возможно только при частотах, близких к нижнему предельному значению.
Поперечные колебания в трубке с подобными образцами представляют собой цик-
лическое изменение последовательных минимальных уровней давления. Сигнал,
подаваемый к громкоговорителю, должен быть свободен от гармоник, и необхо-
димо принимать все меры для того, чтобы трубка преобразователя не контакти-
ровала с громкоговорителем или с другой трубкой. Работоспособность трубки
обычно проверяют, заменяя тяжелую стальную пластину образцом и измеряя
максимально возможный коэффициент стоячей волны; в основном звукопогло-
щение в 45 дБ является допустимым минимумом, в то время как 50 дБ или
больше — приемлемый предел.
Измерения звукопоглощения с помощью
реверберационной камеры
Второй метод измерения звукопоглощения известен как метод «реверберационной
камеры» и подробно описан в стандарте С 423—72 ASTM [4]. В этом методе ис-
пользуется характеристика образца, на который воздействует хаотически пада-
ющий звук, возникающий только тогда, когда образец находится в диффузном
звуковом поле. В стандарте С 384 ASTM коэффициент звукопоглощения, получен-
ный по методу реверберационной камеры, обозначается arev для того, чтобы
отличить его от коэффициента звукопоглощения ап. Создание диффузного звуко-
вого поля настолько затруднительно, что его можно получить только в специаль-
ных лабораторных условиях. Может возникнуть сомнение в пригодности данных,
получаемых в подобном специальном оборудовании, так как образец должен
использоваться в реальных окружающих условиях. Этот вопрос рассматривается
ниже.
Есть также вероятность, что в диффузном звуковом поле одинаковое коли-
чество энергии будет проходить через заданную точку в любом направлении,
поэтому поток общей энергии будет одинаковым во всех направлениях (вектор
интенсивности нулевой). Если с помощью какого-либо процесса энергия может
равномерно распространяться в реверберационной камере и через поглощающий
материал, помещенный в любом месте камеры, общий поток энергии будет на-
правлен в сторону этого материала, что затрудняет определение диффузного
звукового поля. Поэтому при проведении любых измерений коэффициент звуко-
поглощения всей поверхности камеры должен быть таким же, что и образца,
или размер образца должен быть настолько мал, чтобы поток общей энергии,
направленный на него, нельзя было обнаружить. Не существует какого-либо
метода для создания диффузного звукового поля для первого условия, поэтому
используется второй с учетом того, что конечный размер образца вносит незначи-
тельную погрешность. Следует отметить, что помещение называется ревербера-
ционной камерой в том случае, когда в нем имеется диффузное звуковое поле.
Помещение должно обладать возможно большими реверберационными способ-
ностями. В нем помещают очень большие вращающиеся отражатели или «вентиля-
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 123
торы». Эти вентиляторы, установленные наклонно к поверхностям стен, должны
быть такими большими, насколько позволяет пространство, и вращаться со ско-
ростями, не слишком низкими с точки зрения процессов усреднения и не на-
столько высокими, чтобы способствовать образованию доплеровского «сдвига»
испытательных частот. Обычно это означает, что лопасти вентилятора должны
иметь площадь поверхностей приблизительно 9,29 м2 или больше и вращаться
с частотой 2—10 об/мин. Для увеличения свободного пространства в помещении
с успехом используют колеблющиеся лопасти вентиляторов. Передвижные микро-
фоны пригодны только для усреднения измерений в пределах помещения; однако
перемещение и микрофона, и образца теоретически может дать те же результаты,
которые достигаются с помощью диффузного поля.
В реверберационной камере поглощение (в метрических еэбинах)
А = 0,9210Vd/c, (4)
где V — объем камеры, м3; d — скорость затухания звука в камере, дБ/c; с —
скорость звука в газообразной среде, м/с. В других средах, в частности в тех,
которые характеризуются высоким коэффициентом звукопоглощения, процесс
затухания изменяется, поэтому в некоторых случаях рекомендуется применять
другие уравнения.
Измерение производят после помещения источника звука в камеру (прибли-
зительно на 1 с) для того, чтобы уровень звукового поля по всей площади стал
равномерным. Затем источник быстро выключают и измеряют скорость, при
которой уровень звукового давления падает или «затухает» в камере. Измерение
можно проводить, определяя наклон кривой на быстродействующем самописце
или с помощью хронометража отрезка времени между двумя уровнями давления.
Если поглощающий материал поместить в реверберационную камеру, то скорость
затухания будет выше, чем скорость затухания в пустой камере. Разность между
двумя величинами поглощения, полученную при этих измерениях, можно при-
нять за поглощение материала образца. Коэффициент звукопоглощения в этом
случае
_ 0,9210V ...
arev — > (5)
где V — объем камеры, м3; с — скорость распространения звука в воздухе, м/с;
г/2 — скорость затухания в камере с образцом, дБ/c; dr — скорость затухания
п пустой камере, дБ/с; 5 — площадь поверхности испытуемого образца, м2.
Обычно поглощение в пределах 60 дБ рассматривают как время затухания
и часто выражают уравнением
0 049У
А= , (6)
1 во
Гщ) — время затухания в 60 дБ.
По этому методу можно измерять с точностью до нескольких десятых еэбина
при условии, что возможно затухание в пределах 40 дБ и что температура и отно-
си юльная влажность в процессе измерения будут составлять несколько процен-
юп как в пустой камере, так и в камере с образцом. Размеры образца должны
быть 2,4 X 2,7 м или более. Объем реверберационной камеры ограничивает ча-
ст гы, па которых могут производиться измерения; он связан с самой низкой
час готой уравнением
V = 4Х3, (7)
аде X - длина волны, м. Рекомендуются большие размеры камеры. Однако на
Гм vice высоких частотах поглощение звука воздухом в камере становится значи-
1глы1ым, и невозможно создать диффузное звуковое поле. В настоящее время
иг существует норм на максимальный объем камеры для заданной частоты, но,
»к> видимому, на практике при измерении на частоте 5000 Гц он должен соста-
илигь 283,17 м3. Рекомендуемый объем камеры 200 м3,
124 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Соотношения между ап и arev
Не существует прямой зависимости между коэффициентами нормального звуко-
поглощения afl и звукопоглощения arev. В любом случае целесообразнее измерять
непосредственно требуемый параметр. Проведение измерений arPV требует боль-
ших затрат, а проведение измерений ап относительно просто и не требует дорого-
стоящего оборудования. Методы определения arev на основании ап уже разрабо-
таны. С помощью табл. 2 можно по ап определить arev. Величина ап определяется
соответствующей комбинацией величин в строке 1 и графе 1. Например, если
dtl = 45, то на пересечении строки 40 и графы 5 находим ccrev — 71.
2. Приблизительный перевод коэффициентов поглощения при нормальном падении
в коэффициенты при хаотичном падении arev
ап аг«. ПРИ ап
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
0 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18
10 20 22 24 26 27 29 31 33 34 36
20 38 39 41 42 44 45 47 48 50 51
30 52 54 55 56 58 59 60 61 63 64
40 65 66 67 68 70 71 72 73 74 75
50 76 77 78 78 79 80 81 82 83 84
60 84 85 86 87 88 88 89 90 90 91
70 92 92 93 94 94 95 95 96 97 97
80 98 98 99 99 100 100 100 100 100 100
90 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100
Измерение звукопоглощения
методом установившегося состояния
Третий метод измерения звукопоглощения известен как «метод установившегося
состояния». Он позволяет точно измерить уровень звукового давления в камере,
когда в нее помещен источник установившихся звуковых колебаний. Метод
является основным для определения звукопоглощения, однако при использо-
вании имеющегося контрольно-измерительного оборудования может давать не-
точные результаты. Обычно этот метод применяют в тех случаях, когда непри-
годны два других метода, в частности, в тех камерах, которые обладают такой
высокой степенью поглощения, что невозможно получить диффузное звуковое
поле. На этот метод нет стандарта, но он описан в стандарте Е 3336—71 ASTM [5].
Выпускаемый промышленностью источник стационарного звука можно при-
обрести у фирмы ILG Electric Ventilating Со., 2850 N, Pulaski Rd., Chicago, Ill.
Модель ILG DSN 10910 известна как «генератор Ilg» или «эталонный источник
звука Ilg».
Для использования этого метода желательно помещать источник звука в ка-
мере на расстоянии от поглощающей поверхности и исследовать звуковое давле-
ние не очень близко и не очень далеко от источника. Шумомер должен быть осна-
щен октавными или третьоктавными фильтрами, а измерение следует проводить
на каждой требуемой частоте. Необходимо изменять местоположение или ориен-
тацию источника и вновь проводить измерения. В таком случае полное поглоще-
ние камеры
Тг-Гр + 6,2 1 (8)
10 J’
А = 1g-1 Г
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 125
где Л выражается в метрических сэбинах; — средняя выходная акустическая
мощность источника, дБ (отн. 10“12 Вт); Lp — средний уровень звукового давле-
ния, измеренный в определенном пространстве. На практике необходимо выра-
жать Lp в небольших долях децибела для того, чтобы измерить коэффициенты
с допустимой точностью; иногда используют специальные методы длительного
усреднения. В частности, метод установившегося состояния пригоден при про-
ведении измерений звукоизоляции в эксплуатационных условиях, что будет
рассмотрено ниже.
Поглощение любого материала обычно значительно изменяется в зависимости
от частоты, и, как правило, для измерения требуется, по крайней мере, шесть
стандартных частот: 125, 250, 500, 1000, 2000 и 4000 Гц. Среднеарифметическое
четырех частот в диапазоне от 250 до 2000 Гц называют коэффициентом снижения
уровня шума (NRC). Метод широко используют, однако он является только при-
ближенным методом, и его рекомендуется применять только для грубого сравне-
ния свойств различных материалов.
Поглощение образца изменяется в зависимости от его шкйцади поверхности.
В первом приближении образец показывает правильные результаты в случае,
если его ширина и длина больше половины длины волны (точная характеристика
находится в стадии исследования). Так как низкие частоты имеют большие длины
волн, то в данном случае эффект дифракции будет наиболее заметным. При ис-
пользовании обычного образца (размером 2,4 X 2,7 м) этот эффект при 4000 Гц
незначителен и дает 10%-ную добавку к поглощению при частоте 1000 Гц и почти
увеличивается в 2 раза при 125 Гц. В стандартах на испытания указывается, что
испытательные лаборатории могут не вносить каких-либо поправок на этот
эффект в своих отчетах, поэтому разработчик должен учитывать это увеличение
и делать необходимые допуски в своих расчетах.
Типичные значения коэффициентов звукопоглощения в октавных полосах
даны в табл. 1. Приведены также поправочные коэффициенты для преобразова-
ния коэффициентов звукопоглощения, полученных при использовании образцов
2,4 X 2,7 м, в коэффициенты звукопоглощения для образцов больших размеров.
Заключение. Коэффициенты, полученные с помощью этих трех методов, необ-
ходимо использовать с осторожностью, потому что редко условия измерения
подобны условиям эксплуатации. Однако порядок классификации образцов очень
точный, и у разработчиков не возникает затруднений при рассмотрении проекти-
руемых помещений, если они пользуются данными, полученными этими методами.
ИЗМЕРЕНИЕ ЗВУКОПОГЛОЩЕНИЯ ОГРАЖДЕНИИ
Звукоизолирующая способность материала определяется отношением падающей
пкустической мощности к переданной и излучаемой акустической мощности.
Звукопоглощение выражается в децибелах. Заметим, что падающая акустическая
мощность определяется в диффузном звуковом поле, поэтому для точных изме-
рений следует использовать реверберационные камеры.
Стандартный метод
Стандартный метод испытания описан в стандарте Е90—72 ASTM [6], а схема
типовой установки показана на рис. 4. Образец, обычно устанавливаемый в про-
еме камеры с источником, должен быть соответствующих размеров, и в случае,
гели в его конструкции предусмотрены механические подвижные элементы, на-
пример шарниры, перемещаться в любом направлении. Обычно реверберационные
камеры имеют толстые каменные стены и устанавливаются на тщательно изо-
лированные основания для исключения побочных явлений, способствующих
передаче акустической энергии из одной камеры в другую не через образец. Две
126 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 4. Реверберационная
камера для измерения звуко-
изоляции материалов:
1 — микрофон; 2 — обра-
зец; 3 — вращающиеся вен-
тиляторы; 4 — громкогово-
ритель, используемый для
измерения звукопоглоще-
ния; 5 — микрофон в поме-
щении с источником; 6
шумомер; 7 — источник зву«
ка, фильтры и усилитель
камеры обычно конструируются так, чтобы их размеры не повторялись в каждой
камере, что позволяет устранить возможность образования резонанса между
ними. Как и при измерении поглощения, в данном случае обязательно использо-
вание вращающихся вентиляторов. Объем камер должен также выбираться
в соответствии с требуемым диапазоном частот испытания, который составляет
125—4000 Гц (по крайней мере), но измерения следует проводить через каждый
третьоктавный интервал в пределах этого диапазона, используя третьоктавную
полосу частот хаотического шума. В некоторых лабораториях, в которых проводят
более сложные измерения постоянно изменяющихся величин, применяют раз-
вертку каждой из проходящих частот в пределах диапазона.
Разность уровней звукового давления между камерами называется ослабле-
нием шума (не следует смешивать с коэффициентом ослабления уровня шума,
который применяют при измерениях звукопоглощения). Это ослабление шума
зависит не только от изолирующих свойств образца, но также от его площади
поверхности (потому что больше звука будет проходить через большую площадь
поверхности) и от скорости, с которой энергия уходит из приемной камеры (сильно
поглощающие камеры имеют более низкий уровень звукового давления). Можно
исключить эти две переменные величины, умножив отношение энергии ослабле-
ния шума на площадь поверхности образца и разделив на эквивалентную площадь
поглощения. Так как коэффициент мощности выражается логарифмической зави-
симостью, этот процесс представляет собой простое арифметическое действие.
Звукоизоляция характеризуется уравнением
и?
где lFn и 1Гпр — соответственно падающая и переданная акустические мощности.
Данная выше формула может использоваться наряду с акустическими свой-
ствами приемной камеры для того, чтобы получить
ДГ = NR + 10 1g S — 101g А = Lpt - Lpz + 10 1g (S/Л), (9)
где S — площадь образца, м2; А — поглощение, метрические сэбины; NR —
ослабление шума, дБ. Поглощение должно определяться реверберационным
методом при том же положении микрофона, что и при измерении снижения уровня
шума, и громкоговорителя, который должен находиться в приемной камере
в процессе измерения снижения уровня шума.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 127
Система оценки степени звукопроницаемости
Результат оценки звукоизоляции состоит по крайней мере из 16 значений звуко-
изоляции (в дБ), по одному для каждой из частот в заданной третьоктавной
полосе. При определенных условиях такой способ пригоден для вычисления сни-
жения уровня шума, однако имеет явные ограничения всякий раз, когда возни-
кает необходимость в сравнении звукоизоляции двух или более материалов или
•по ментов.
Легче пользоваться одним значением, и поэтому в течение более чем 30 лет
для характеристики образцов применяли среднее арифметическое девяти испыта-
1сльных частот. Эта система обладает недостатком, присущим всем простым
сисгемам усреднения, потому что два абсолютно разных образца могут иметь
одинаковые средние значения, или что еще хуже, образцы, которые абсолютно
адекватны при соответствующих частотах, могут быть отбракованы только бла-
годаря усреднению из-за отсутствия незначительной части era частотного диапа-
зона.
Для преодоления этих трудностей была разработана система классификации,
которая используется в течение десяти лет; это система оценки степени звуко-
проницаемости (табл. ЗА и ЗБ). Она описана в стандарте Е 413—70Т ASTM [7].
С помощью этой системы кривая, характеризующая звукоизоляцию образца
и построенная в зависимости от частоты, сравнивается со стандартной. Эта кри-
вая подобна частотной характеристике человеческого уха и приспособлена для
корреляции с чувствительностью к шумам жилых помещений.
Кривая степени звукопроницаемости может соответствовать кривой звуко-
изоляции х/3-октавной полосы. В табл. ЗА в строках приведены значения, по
которым построены кривые степени звукопроницаемости. Действительная оценка
степени звукопроницаемости дана в графе 500 Гц табл. ЗА. Кривая, характери-
зуемая значениями каждой строки, определяется для 500 Гц.
Для определения степени звукопроницаемости материала можно измерить
звукопоглощение для х/3-октавных полос, данных в начале каждой графы табл. ЗА.
ЗА. Значения звукопоглощения, дБ *
IT) Средняя частота ^з-октавной полосы, Гц
160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 4000
39 -12 45 48 51 54 55 56 57 58 59 59 59 59 59 59
зн -11 44 47 50 53 54 55 56 57 58 58 58 58 58 58
3/ -10 43 46 49 52 53 54 55 56 57 57 57 57 57 57
3(> 39 42 45 48 51 52 53 54 55 56 56 56 56 56 56
35 38 41 44 47 50 51 52 53 54 55 55 55 55 55 55
1 1 37 40 43 46 49 50 51 52 53 54 54 54 54 54 54
1 1 36 39 42 45 48 49 50 51 52 53 53 53 53 53 53
1.» 35 38 41 44 47 48 49 50 51 52 52 52 52 52 52
И 34 37 40 43 46 47 48 49 50 51 51 51 51 51 51
10 33 36 39 42 45 46 47 48 49 50 50 50 50 50 50
32 35 38 41 44 45 46 47 48 49 49 49 49 49 49
31 34 37 40 43 44 45 46 47 48 48 48 48 48 48
' t 30 33 36 39 42 43 44 45 46 47 47 47 47 47 47
29 32 35 38 41 42 43 44 45 46 46 46 46 46 46
J 1 28 31 34 37 40 41 42 43 44 45 45 45 45 45 45
; 1 27 30 33 36 39 40 41 42 43 44 44 44 44 44 44
; 1 2 (> 29 32 35 38 39 40 41 42 43 43 43 43 43 43
» «. 28 31 34 37 38 39 40 41 42 42 42 42 42 42
i /1 24 27 30 33 36 37 38 39 40 41 41 41 41 41 41
„О 23 26 * В 29 таб. 32 лице с 35 равни: 36 ваютс$ 37 I разл 38 ичные 39 значе! 40 НИЯ ЗВ 40 укопо 40 глоще 40 НИЯ с 40 измер 40 ен-
i ной величиной звукопоглощения упругой гипсовой плиты, показанной на рис. 4.
128 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
ЗБ. Пример определения степени звукопроницаемости образца
Параметр Средняя частота ‘/а-октавной полосы, Гц
125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 4003
Степень звукопро- ницаемости 41 25 28 31 34 37 40 41 42 43 44 45 45 45 45 45 45
Звукопоглощен ие образца 19 24 28 32 35 38 41 44 47 50 52 54 52 46 41 47
Разница Суммарная разни- ца при степени зву- копроницаемости 41 равна 23 6 4 3 2 2 2 0 0 0 0 0 0 0 0 4 0
Степень звукопро- ницаемости 42 * 26 29 32 35 38 41 42 43 44 45 46 46 46 46 46 46
Звукопоглощение образца 19 24 28 32 35 38 41 44 47 50 52 54 52 46 41 47
Разница Суммарная разни- ца при степени зву- копроницаемости 42 равна 31 7 5 4 3 3 3 1 0 0 0 0 0 0 0 5 0
Степень звукопро- ницаемости 43 27 30 33 36 39 42 43 44 45 46 47 47 47 47 47 47
Звукопоглощение образца 19 24 28 32 35 38 41 44 47 50 52 54 52 46 41 47
Разница Суммарная разни- ца при степени зву- копроницаемости 43 равна 40 8 6 5 4 4 4 2 0 0 0 0 0 0 1 6 0
* Следовательно, образец имеет степень звукопроницаемости 42, так как он
соответствует требованиям, при которых разница на любой полосе частот не превы- шает 8 дБ и суммарная разница не превышает 32 дБ.
Эти величины представлены в табл. ЗБ в строках «Звукопоглощение образца».
В данном случае используется методика подбора для определения значения
степени звукопроницаемости материала образца путем сравнения его величин
звукопоглощения с величинами, данными в табл. ЗА. Выберите кривую степени
звукопроницаемости в табл. ЗА, которая имеет одинаковое или почти одинаковое
звукопоглощение при средней частоте 500 Гц. Затем сравните кривую с выбранной
из табл. ЗА, вычитая звукопоглощение образца из соответствующих величин
степени звукопроницаемости для каждой средней частоты. Эта методика пред-
ставлена в табл. ЗБ.
При составлении величин необходимо учитывать следующие факторы:
1) для характеристики образца выбирается максимальная степень звуко-
проницаемости;
2) при вычитании отрицательные величины записываются как нулевые;
3) максимальная разность в каждой 1/3-октавной полосе не должна пре-
вышать 8 дБ;
4) сумма разностей для всех средних частот не должна быть выше 32 дБ;
5) оценка степени звукопроницаемости представляет собой значение на сред-
ней частоте 500 Гц кривой из табл. ЗА.
Величина в 500 Гц выбирается, потому что анализ показывает, что, оче-
видно, полученная таким образом степень звукопроницаемости численно при-
близительно совпадает с большей частью «средних значений». В настоящее время
рекомендуется только однозначная оценка, и, в частности, средние значения
запрещены. В отличие от средних величин оценка степени звукопроницаемости
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 129
представляет собой безразмерную величину, например, нельзя говорить, что
образец имеет степень звукопроницаемости 40 дБ.
При соблюдении соответствующих мер предосторожности можно с помощью
метода, описанного в стандарте Е90 ASTM, определить и воспроизвести значения
звукопоглощения в пределах =£1 дБ, исключая самые низкие частоты, когда
большие статистические изменения в сигналах хаотичного шума могут увеличить
в 2 раза эту погрешность.
Относительно просто проводить измерения на образцах, которые имеют сте-
пень проницаемости приблизительно до 50. Одна из лабораторий имеет возмож-
ность проводить измерения степени звукопроницаемости приблизительно до 80
на образцах 4,3 X 2,7 м, но следует отметить, что при испытании такого дина-
мического диапазона возникают трудности, связанные с необходимостью при-
менения дорогостоящего оборудования.
В некоторых случаях на звукоизоляцию образца влияют температура и отно-
сительная влажность, условия расположения и соотношение размеров. Измерен-
ные параметры должны быть приведены полностью, если результаты необходимо
использовать для решения других прикладных вопросов. Как и в случае измере-
ния поглощения, на образцах больших размеров получают Merfbe удовлетвори-
тельные характеристики, чем на образцах меньших размеров.
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ АКУСТИЧЕСКИХ МАТЕРИАЛОВ
Прежде всего необходимо знать, чем отличаются звукопоглощающие материалы
от звукоизолирующих. Поглощающие материалы используют в том случае, если
необходимо снизить уровни звукового давления в конкретной окружающей
среде. Звукоизолирующие материалы применяют для уменьшения звукопрони-
цаемости между двумя средами, т. е. для понижения уровня звукового давления
и пространстве, где отсутствует источник шума. Для снижения уровня шума
и помещении потолок можно покрыть стекловолокном, но этим можно достичь
только незначительного уменьшения звука,
проходящего через потолок извне. Можно изо-
лировать комнату оператора, установив между
ней и студией перегородку со стеклянным ок-
ном, но это, очевидно, не снизит уровень звука
и студии. Обычно оптимальное решение воз-
можно получить, используя не один, а оба вида
акустических материалов.
При некоторых условиях для обеспечения
звукоизоляции между двумя пространствами
следует использовать поглощающий материал
(рис. 5, а). На рис. 5, б показана схема звуко-
поглощения в короткой трубе, внутренняя по-
верхность которой покрыта поглощающим мате-
риалом для предотвращения передачи звука
и пространство. Назначение короткой звукопо-
глощающей трубы заключается в создании ка-
нола между, двумя помещениями с минимальной
передачей звука. В данном случае поглощающий
материал должен находиться на пути прохожде-
ния звука внутри трубы. Конструктивный рас-
чет подобных труб производят с помощью урав-
нен и я (23).
Такой метод можно также использовать для
груб большой длины в замкнутых системах. В ос-
новном звук, передаваемый в направлении
вожения жидкости, протекающей внутри трубы,
Рис. 5. Схемы поглощения звука
при применении звукопоглощаю-
щих материалов:
1 — поглощающий материал;
2 — поглощающая прокладка
Л Под ред. Л. Л. Фолкнера
130 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
будет поглощаться поглощающими материалами, расположенными внутри трубы.
Звук, передаваемый через стенку, может поглощаться или ослабляться погло-
щающим материалом, расположенным по стенке с перегородкой, охватывающей
внешнюю поверхность, как показано на рис. 18. В некоторых случаях для по-
глощения звука поглощающий материал помещается внутри трубы. Распростра-
нение звука внутри трубы более подробно рассматривается в гл. 9.
Обработка помещений звукопоглощающими материалами
Способ и степень обработки помещения звукопоглощающим материалом зависят
в основном от расстояния источник— приемник и геометрии помещения. Звук,
достигающий уха, состоит из двух составляющих: непосредственно переданной
от источника и образованной отражениями от поверхностей помещения. Обе
составляющие зависят от выходной акустической мощности источника. Уровень
прямого звука зависит только от расстояния до источника и при каждом увели-
чении расстояния в 2 раза снижается на 6 дБ. Уровень отраженного звука
обусловливается формой, размером помещения и поглощением поверхностей;
он может зависеть от расстояния до источника и от формы помещения (геометри-
чески правильной или удлиненной).
Случай 1. Геометрически правильная форма помещения, длина пола в 5 раз
меньше высоты помещения, как показано на рис. 6. Уровень звукового давления
отраженного звука зависит только от поглощения помещения А и может быть
приблизительно рассчитан на основании следующего уравнения:
Lp = Lw — 10 1g Л 4-6,2, (10)
где Lp в дБ относительно 2 X 10“б Н/м2; Lw в дБ относительно уровня мощ-
ности звука 10“12 Вт; А — в метрических сэбинах.
Как было упомянуто выше, полный уровень звукового давления предста-
вляет собой сумму интенсивностей звука (логарифмическая сумма уровней в дБ)
прямой и отраженной составляющих.
Полный уровень звукового давления графически показан на рис. 7. Как
можно видеть, уровень звукового давления около источника зависит в первую
очередь от расстояния до источника, а при большом расстоянии — только от
звукопоглощения помещения. Таким образом, повышение звукопоглощения
помещения неэффективно для понижения уровня звукового давления около источ-
Рис. 6. Схема помещения геометрически пра-
вильной формы:
/ — источник шума
Рис. 7. Зависимости уровня звука от расстояния до источника при разных значениях
поглощения звука А (в метрических сэбинах) в помещениях правильной геометрической
формы: уровни нельзя снижать ниже штриховой линии (прямой звук) только поглоще-
нием
•
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 131
ника, но_ оно дает положительный результат при расстояниях больше, чем
м от источника. Предел возможного понижения звукового давления
при обработке звукопоглощающими материалами определяется графиком зависи-
мости уровня прямого звука от расстояния (см. рис. 7). При большом расстоянии
от источника, когда преобладает отраженный звук, понижение уровня от LP1
до Lp2 при увеличении поглощения помещения от Л! до Л2 запишется на основа-
нии уравнения (10) следующим образом:
£Р,-£Р, = 101е(л2М1)- (’0
Следовательно, при расстоянии 0,бКА м от источника десятикратное увели-
чение поглощения понизит уровень на 10 дБ. Возможное отношение максималь-
ного поглощения AjA-^ зависит от «жесткости» поверхностей помещения до обра-
ботки звукопоглощающими материалами. Обычно предельное значение коэффи-
циента приблизительно равно 10.
Случай 2. Помещение удлиненной формы с размерами пола больше в 5 раз
высоты помещения (рис. 8). В этом случае отражения от стен дают незначитель-
ный эффект, кроме мест в непосредственной близости от стен, а звук главным обра-
зом отражается от пола и потолка. Практический предел снижения уровня шума
акустическим поглощением достигается при устранении всех отражений от по-
толка, что может быть получено при покрытии потолка материалом с коэффи-
циентом звукопоглощения а = 0,90 или больше. Эффективность обработки по-
толка зависит не только от расстояния между источником и приемником, как
в случае 1, но также и от высоты помещения. На рис. 9 показано, как влияет
отношение расстояния от источника к высоте помещения D/H на относительный
уровень звука. Отражения от твердого потолка на небольшом расстоянии от
источника мало влияют на прямой звук, поэтому дополнительное поглощение
потолка будет незначительно влиять на уровень звука. При большом расстоянии
от источника отражение от твердого потолка почти равно прямому звуку, и по-
этому поглощение потолка будет более эффективным. Следует отметить, что эффект
поглощения потолка повышается в зависимости от расстояния и что понижение
уровня приблизительно на 10 дБ при высоте потолка, увеличенной в 10 раз,
может быть достигнуто увеличением коэффициента поглощения от 0,02 до 10.
На основании рис. 9 можно также сказать, что для заданного расстояния
от источника низкий потолок более эффективен, чем высокий. На практике повы-
шения поглощения можно достичь с помощью звукоизоляционных подвесных
перекрытий в новой конструкции или в существующих зданиях — с помощью
объемных звукопоглотителей, если верхнее пространство заполнено. Например,
очень эффективны плиты из стеклянного волокна размером 0,61 X 1,22 м, под-
Рис. 8. Схема помещения геометрически
правильной формы:
/ источник шума
Рис. 9. Зависимости относительного уровня звука L от отношения D/H в помещении
< большой длиной сторон (отражение происходит только от пола и потолка) при разных
овффициентах звукопоглощения
5*
132 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
вешенные вертикально на проволоке. Покрытие из 100 плит на 92,9 м2 проектиру-
емой площади потолка эквивалентно коэффициенту поглощения потолка, рав-
ному 1,00 [8]. Их основным недостатком является возможность столкновения
с движущимися объектами и уменьшение освещенности помещения.
Многочисленные источники звука
Для упрощения в предыдущих разделах рассматривался звук, создаваемый
одним источником; но полученные результаты можно с успехом применять к более
сложным условиям. Например, часто приходится иметь дело с большими произ-
водственными площадями, где в одном большом помещении производят механи-
ческую обработку, изготовление, сборку и упаковку изделий. Если технологи-
ческий и механический процессы, шумные по своей природе, протекают в одном
конце помещения, то уровень звука на другом конце, где производят сборку
и упаковку, может быть значительно снижен путем соответствующей обработки
потолка, как это описывалось выше.
В том случае, если оборудование установлено по всему цеху, уровень звука
на этой площади будет равномерно распределяться в помещении, в частности,
при работе такого оборудования, как винторезные станки, прессы для холодной
высадки и т. п. В данном случае для эффективного использования звукопоглоща-
ющего материала его следует помещать вблизи машин, потому что чем ближе
расположен материал к источнику шума, тем больше будет угол охвата простран-
ства, что снизит общее количество требуемого материала. В этом случае рекомен-
дуется устанавливать незакрепленные преграды или частичные ограждения
вокруг машин, производящих шум. С точки зрения улучшения условий работы
оператора, обслуживающего машину, эта мера является наилучшим решением.
Однако обработка поверхностей помещения при подобных условиях также
не будет излишней. Снижение общего времени реверберации облегчает условия
работы оператора и значительно повышает его способность соответствующим
образом располагать источник шума, а следовательно, и повышает коэффициент
безопасности.
Общая звукопоглощающая обработка поверхности должна применяться
в новых заводских сооружениях (настил для крыш или покрытие стены здания
в соответствующих местах волокнистым материалом, защищенным перфориро-
ванными металлическими листами). На рис. 10 показана подобная конструкция,
в которой используются строительные блоки с прорезями (действующие как аку-
стические резонаторы Гельмгольца) для увеличения низкочастотного поглощения.
В существующих промышленных помещениях поверхность потолка и стен иногда
покрывают перфорированными металлическими панелями с поглотителем из
стекловолокнистого войлока. Типичная конструкция показана на рис. 11.
!)
Рис. 10. Схема обработки стен зву-
копоглощающими материалами в по-
мещениях новой конструкции (а) и
поперечное сечение блока (б):
1 — крепежная балка для стекло-
волокнистой и перфорированной
обшивки; 2 — металлическое по-
крытие с отверстиями диаметром
0,003 м на расположенных уступами
центрах; 3 — стекловолокнистая
торцовая поверхность толщиной
0,05 м; 4 — звукопоглощающие бло-
ки типа ВВ размером 0,2 X 0,2 X
X 0,4 м (без наполнителей)
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 133
Рис. 11. Помещение со звукопоглощающими панелями для снижения уровня отражен?
кого звука
Защита поглощающего материала
Так как многие поглощающие материалы имеют малую прочность и могут раз-
рушаться и покрываться пылью, на них необходимо наносить определенные по-
крытия. Перфорированное покрытие будет незначительно влиять па эффектив-
ность поглощения звука материалом при условии, что оно имеет малое аэро-
динамическое сопротивление. Площадь пропускного сечения должна составлять
не менее 10% общей площади, а расстояние между отверстиями должно быть
нс больше, чем одна четверть длины волны при самой высокой рассматриваемой
час готе (например, 0,013 м при 5000 Гц). Непроницаемые покрытия, которые
могут потребоваться для предотвращения поглощения масляных паров или дру-
I их загрязнений согласно санитарным нормам, должны иметь очень малую массу
ни квадратный метр. Как правило, масса должна быть< 10,1 кг/м2 для удовлет-
ворительного поглощения на высокой частоте. Обычно используют пластиковую
пленку толщиной 0,051 мм и меньше, иногда полностью покрывающую погло-
134 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 12. Звукопоглощающий
материал, покрытый защит-
ной пленкой или перфори-
рованным металлическим
листом:
1 — пластиковая пленка;
2 — перфорированный ме-
таллический лист или твер-
дый картон с 10%-ной пло-
щадью пропускного сечения;
3 — звукопоглощающий ма-
териал
щающий материал подобно сплошной оболочке, как показано на рис. 12. Хотя
эта пленка слегка понижает высокочастотное поглощение, она способствует улуч-
шению низкочастотного поглощения. Имеются различные виды облицовок, на-
пример, перфорированные плиты, проволочные сетки, тканевые покрытия и другие,
выбор которых зависит от конкретных условий. Для промышленного применения
наиболее практичными являются перфорированные металлические листы или
твердый картон. Если непроницаемая пластиковая пленка используется в сочета-
нии с перфорированным покрытием, следует принимать меры для того, чтобы
пленка не попадала в отверстия.
Влияние воздушного зазора
Существенное преимущество имеет установка поглощающего материала с воз-
душным зазором до непроницаемой стены. Способность материала поглощать звук
низкой частоты обычно зависит от толщины. Некоторое улучшение конструкции
стенки без увеличения количества материала может быть получено путем при-
менения воздушного зазора. Целесообразно использовать воздушные зазоры
в потолках в том случае, когда необходимо иметь полости для подачи воздуха для
вентиляции. Но даже небольшой воздушный зазор над обрешеткой дает опре-
деленный эффект. В табл. 4 приведены значения коэффициентов поглощения
стекловаты толщиной 0,025 м для трех видов установки. Ослабление шума при
500 Гц и увеличении воздушного зазора до 0,019 м представляет собой резонанс-
ное явление. Для любой конкретной частоты имеется оптимальный воздушный
зазор. Но шум редко характеризуется одной частотой. Обычно разработчик стре-
мится получить максимальное поглощение на всех частотах. Исключение соста-
вляют специальные помещения, например, концертные залы. Уместно упомя-
нуть, что 10%-ное изменение коэффициента поглощения может не восприниматься
ухом, а 50%-ное изменение представляет собой значительную величину.
4. Коэффициенты поглощения для стекловаты толщиной 0,025 м
Способ установки Частота, Гц Коэффи- циент ослаб- ления уровня шума
125 250 500 1000 2000 4000
Без воздушного зазора 0,08 0,24 0,68 0,91 0,96 0,94 0,70
Воздушный зазор 0,019 м 0,13 0,37 0,85 0,99 0,99 0,97 0,80
Воздушный зазор 0,38 м 0,69 0,94 0,75 0,98 0,99 0,99 0,90
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 135
ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Ослабление шума только путем звукопоглощения редко полностью оправдывает
себя на практике. Если источник шума очень громкий, его необходимо изолиро-
вать с помощью полного ограждения или изолирующей преграды. Для звуко-
поглощающей обработки помещений оптимальная величина ослабления шума
составляет 10 дБ. Ослабление уровня шума на 10—60 дБ и более возможно
при использовании преград: от простых экранов до полных ограждений. Сто-
имость подобных преград высокая и пропорциональна требуемому затуханию,
поэтому разработчик должен производить тщательную оценку имеющихся по-
|ребностей. В промышленных условиях обычно достаточно понизить нежелатель-
ный шум до уровня фона, предполагая, конечно, что уровень фона не превышает
установленного нормами. В идеальном случае он должен быть приблизительно
на 10 дБ ниже, чем измеренный фон при выключенном источнике шума. К сожа-
лению, часто пределы определяются законодательством и экономикой, а не прак-
тическими соображениями.
г
Технические рекомендации
м. Закон нежестких масс. Основным фактором, влияющим на звукоизоляцию,
является масса, приходящаяся на квадратный метр (наиболее важный параметр
для разработчика). Более плотные материалы пропускают меньше, чем более лег-
кие материалы. Следовательно, высокие частоты труднее передать, чем низкие.
Э|,т зависимость вытекает из законов движения и называется законом нежестких
масс. Закон может быть записан в форме уравнения, справедливого при любом
угле падения звука. Для значений угла падения, обычно встречающихся на
практике, эта зависимость выражается уравнением
AIF = 20 1g В + 20 1g f — 46,7, (12)
й. Характерные значения степени звукопроницаемости обычных материалов или систем *
Материал или конструкция Степень звукопро- ницаемости
Деревянная дверь с решетчатым ядром толщиной 0,045 м 19
плоское оконное стекло толщиной 0,006 м 26
1 ннсопая плита толщиной 0,013 м, на каждой стороне деревянные < тонки 0,05Х 0,1 м 32—38
обшитаи деревянная дверь толщиной 0,045 м с твердым наполните- «гм 35
. Дгргпянпый пол, доски размером 0,05X0,2 м, потолок из гипсовых плит 40
| отштукатуренные стены с гибкой подвеской 40—45
i окрпшснная блочная стена с полым цементным наполнителем толщи- ••••Л 0.1 м (масса 721 кг/м8) 40
П|нн гые окна с двойным переплетом, оконные стекла толщиной 0,000 м 38-42
и омрлшгнная блочная стена с полым цементным наполнителем толщи- ной 0.2 м (масса 720,8 кг/м8) 45
i th prt ородка стены каменной кладки 45
• • > < т <>и н и я стена толщиной 0,076 м (масса 2371 кг/м8) 40
I I. г ton мп я стена толщиной 0,1 м (масса 2307 кг/м8) 50
Плотили цементная блочная стена толщиной 0,2 м (масса 961 кг/м8) 50
стена толщиной 0,15 м (масса 2434 кг/м8) 54
i./ючнйн стена из плотного цемента толщиной 0,2 м (масса 2275 кг/м8) 56
. р »»|И1 нчпая стена толщиной 0,3 м 59
1. лоч и ли стена из плотного цемента толщиной 0,4 м (масса 2275 кг/м8) 62
। ►•мгнныг двойные стены, заполненные стекловолокном 73—74
Нргдгл Ривербанка, испытательное оборудование 4,3X2,7 м 84
* .1нпчсния степени звукопроницаемости дополнительных систем см. в табл. 13.
136 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 13. Зависимость ALp от средних ча-
стот ’/з -октавной полосы для гипсовой
стены:
1 — с упругим креплением; 2 — с жест-
кими перемычками
Рис. 14. Зависимости АЛд от средних
частот ^з-октавной полосы:
1 — для стекла толщиной 0,013 м; 2 — для
конструкции, состоящей из 0,006 м стек-
ла + 0,006 м воздушной прослойки
+ 0,006 м стекла; 3 — волна совпадения;
4 — резонанс
где AIF — звукопоглощение, дБ; В — масса образца, кг/м2; f — частота, Гц.
Так как идеально нежесткого материала не существует, это уравнение в основном
используется как приближенное. Оно является основным при рассмотрении
характеристик новых систем.
б. Степень звукопроницаемости. Оценка степени звукопроницаемости про-
водится для определения характеристик конструкций стен, потолков, полов,
окон и других деталей, используемых в перегородках для ограничения звука.
Ориентировочные значения степени звукопроницаемости даны в табл. 5.
в. Изоляция при низких частотах. Исходя из законов физики, невозможно
сконструировать простые стены с высокой звукоизоляцией при низких частотах.
Кроме того, эти частоты легко передаются через боковые стены и полы. При нали-
чии мощных источников необходимо обеспечить полную изоляцию прилегающих
помещений, что в особых случаях может потребовать установки отдельных осно-
ваний. Повороты стен под прямым углом способствуют рассогласованию импе-
данса, и иногда можно получить значительное ослабление шума, изменяя тол-
щину стен у пересечений.
Когда источник шума дает только низкочастотные звуки, рекомендуется
использовать очень жесткие стены. Примером такой стены может служить бумаж-
ная или металлическая сотовая конструкция, уложенная между двумя гипсовыми
панелями или металлическими листами. Показатель жесткости, как обычно при-
нято считать, ограничен статическими или очень низкими частотами. При сред-
них частотах жесткий наполнитель становится акустическим мостиком в пере-
городке, передающим звук с эффективностью, которая значительно ниже эффек-
тивности, вычисленной на основании закона нежестких масс. При более высоких
частотах эффективность сохраняется, как это можно видеть из рис. 13, на кото-
ром показана характеристика звукоизоляции идеальной слоистой конструкции
стен из гипсовой панели и пенозаполнителя. В настоящее время большинство
таких стен конструируются на основании экспериментальных данных, опублико-
ванных изготовителями подобных слоистых конструкций, если не предоста-
вляется возможность провести испытания в лаборатории.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 137
г. Различные конструкции панелей. Если для увеличения ударного сопро-
тивления или по другим соображениям необходимы жесткие конструкции, то
акустическая характеристика может быть улучшена за счет использования до-
полнительной перегородки, обычно с воздушным зазором между двумя пере-
городками. Использование двух стен в непосредственной близости друг от друга
создает дополнительные проблемы. При низких частотах воздух между подоб-
ными «двойными стенами» (действующий как пружина) соединяет их, таким
образом, они являются как бы одной стеной. При высоких частотах это соединение
изменяется, и звукопоглощение может достичь больших величин, обычно увели-
чивающихся на 12 дБ на октаву. Однако у соединения этих двух стен могут
возникнуть условия резонанса, и две объединенные стены будут передавать
большее количество звука, чем одна стена. Эта резонансная частота (в Гц) может
быть рассчитана по формуле
~я'5 VlSF <,3)
где Bi, В2 — масса в кг на 1 м2 поверхности для каждой стены; d — воздушный
зазор, м.
Когда стена симметрична, это уравнение сводится к следующему:
где В — масса в кг на 1 м2 одной из стен.
Идеальные характеристики одинарной и двойной стены с одинаковой массой
на 1 м2 показаны на рис. 14.
Симметричные конструкции следует использовать с осторожностью, так как
они могут быть причиной возникновения резонанса. Например, два одинаковых
листа фанеры, упруго прикрепленные к сторонам блочной бетонной стены, будут
понижать степень звукопроницаемости в несколько раз; в этом случае панель
из материала с малой плотностью легко принимает энергию падающего звука,
преобразует ее в механические вибрации в упругом бетоне, которые легко пере-
даются на противоположную сторону, где вновь генерируется звук. Добавление
промежуточных слоев в воздушные зазоры может также ухудшить характери-
стику, повышая частоты резонансов двойной стены и расширяя диапазон частот,
в пределах которого двойная стена ведет себя как одинарная. Этот последний
случай может возникнуть тогда, когда толщина перегородки ограничена и раз-
работчик должен добавить звукопоглощающий материал к существующей кон-
струкции. В любом случае резонанс может быть снижен путем использования
звукопоглощающего материала в воздушном зазоре для повышения воздушного
демпфирования, как показано на рис. 12.
д. Частота совпадения. На рис. 14 можно видеть большой спад на характе-
ристике звукоизоляции при 1250 Гц для стекла толщиной 0,013 м. Этот спад
характерен для всех материалов; его критическая частота не зависит от габарит-
ных размеров, а только от поверхностной плотности и от жесткости на изгиб.
Этому факту можно дать следующее объяснение. В воздухе скорость звука оди-
накова на всех частотах. Однако в твердых телах изгибная волна имеет скорость,
пропорциональную квадратному корню из частоты. Следовательно, ниже опре-
деленной частоты изгибные волны будут проходить через твердый материал
медленнее, чем в окружающем воздухе; выше этой частоты они будут проходить
быстрее, чем в воздухе. При критической частоте, когда скорость прохождения
звука одинакова в воздухе и материале, энергия эффективно передается в основ-
ном через твердое тело. Идеально упругая стена бесконечной площади теорети-
чески создает звукоизоляцию, близкую к нулю в этой точке, становясь акусти-
чески прозрачной.
138 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Частота совпадения (в Гц)
f _ с2 1/~М~
2п V В ’
(15)
где М — поверхностная плотность панели, кг/м2; В = Et2l\2 —жесткость на
изгиб, отнесенная к единице ширины; Е — модуль Юнга, кгс/м2; t — толщина
панели, м; с — скорость звука в воздухе, м/с.
В табл. 6 приведены значения плотности, произведения поверхностной плот-
ности на критическую частоту для ряда обычных строительных материалов.
Для стального листа частота совпадения (в Гц)
12 7
fc = -~j—, (15а)
где t — толщина, м.
в. Значения плотности и произведений поверхностной плотности и критической частоты
для обычных строительных материалов
Материал кг/м8 Msfc> Гц-(кг/мг) с, м/с Т) при 1009 Гц
Алюминий 2 700 34 700 5 100 —10-*— 1 о-2
Кирпич 1 900—2 300 34 700— 58 600 — 0,01
Плотный бетон, уложен- ный на месте 2 300 43 000 3 400 0,005—0,02
Бетон (клинкер), облицо- ванный с обеих сторон плитами из сухой штука- турки толщиной 0,05 м Полый блок из шлакобето- на (номинальная толщина 0,15 м) 1 500 43 800 — 0,006—0,02
730 23 200 — 0,005 — 0,02
Полый блок из шлакобе- тона с покрытием из песка толщиной 0,016 м (номи- нальная толщина 0,15 м) 900 25 500 0,005—0,02
Полый блок из плотного бетона (номинальная тол- щина 0,15 м) 1 100 23 000 — 0,007—0,02
Полый блок из плотного бетона, пустоты заполнены песком (номинальная тол- щина 0,15 м) 1 700 42 200 Переменная
Плотный жесткий бетон (номинальная толщина 0,1 м) 1 700 54 100 — 0,012
Пихтовый лесоматериал 550 4 880 3 800 0,04
Стекло Свинец: 2 500 38 000 5 200 0,001 — 0,01
химический 11 000 605 000 1 200 0,15
сурьмянотеллуристый (твердый) - 11 000 508 000 12 000 0,002
Плексиглаз или люцит 1 150 35 400 1 800 0,002
Сталь 7 700 97 500 5 050 Ю-*—IO"2
Гипсовая плита (от 0,013 до 0,05 м) 650 20 000 6 800 0,01 — 0,03
Фанера (толщиной от 0,006 до 0,03 м) 600 12 700 — 0,01 — 0,004
Древесина с пластиком 750 73 200 —. 0,005—0,01
Твердая штукатурка на металлической или гипсо- вой сетке 1 700 24 500 0,005 — 0,01
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 139
Разработчик имеет ряд возможностей устранить или свести до минимума
частоту совпадения: 1) толщину материала можно выбирать так, чтобы снижение
возникало на нерабочей частоте; 2) материал можно покрывать веществами,
имеющими демпфирующие свойства; 3) два материала с различными частотами
совпадения могут комбинироваться так, чтобы снижения взаимно уничтожались.
Примером первого метода является использование тонких металлических листов
или толстых бетонных стен.
Стальная стена имеет снижение при 8000 Гц, бетонная стена толщиной
0,2 м — при 115 Гц. Обе они могут находиться вне диапазона рассматриваемых
частот. Примером второго метода является слоистая конструкция, состоящая
из двух стеклянных деталей со слоем упруго-вязкой пластмассы. Третий метод
часто используют в конструкциях окон с двойным стеклом, где одно стекло отли-
чается от другого толщиной. При использовании этого метода для выбора толщин
рекомендуется отношение 2:1.
Выше частоты совпадения звукопоглощение определяется внутренней упру-
гостью и демпфированием материала. Нежесткий материал, например лист из
освинцованного винила, будет иметь характеристики, которое возможно рас-
считать на основании закона нежестких масс; упругий материал, например сталь
или бетон, может иметь характеристики на 6 дБ ниже, чем вычисленные на осно-
вании указанного закона. Расчеты для оценки звукоизоляции панели при частоте
свыше частоты совпадения очень сложны и в данной главе не рассматриваются.
Более подробно с этим читатель может ознакомиться в статье [10].
е. Вносимые потери. Метод сравнения систем без фактического определения
звукопоглощения заключается в использовании параметра, который называется
«акустические вносимые потери». Вносимые потери представляют собой разность
уровней звукового давления систем с дополнительной системой регулирования
и без нее. Вносимые потери определяют методом изменения акустической харак-
теристики, не требующим определения действительного значения звукопоглоще-
ния всей системы, что в некоторых случаях может вызвать затруднения и потребо-
вать много времени.
ж. Барабанный резонанс и эффект резонатора. Каждая панель имеет свой
собственный или «барабанный» резонанс, определяемый ее размерами, при кото-
ром ухудшается звукоизоляция. Самая низкая частота (в Гц), при которой воз-
можен резонанс
<,б>
где М — поверхностная плотность панели, кг/м2; В = Et3l\2 — изгибная же-
сткость на единицу ширины; а — ширина панели, м; b — длина панели, м; Е —
модуль Юнга материала, кгс/м2; t — толщина панели, м.
Большая часть гармоник, кратных этой частоте, и является причиной изме-
нений кривых звукопоглощения. Однако самая низкая частота представляет
особый интерес, потому что на более низкой частоте звукопоглощение опреде-
ляется жесткостью панели, которая обычно повышается в зависимости от пони-
жения частоты приблизительно на 6 дБ на октаву, эта закономерность предста-
вляет своего рода «обратный закон нежестких масс».
Уравнение (16) основано на предположении, что панель не находится в не-
посредственной близости от жесткой поверхности или ограждена с одной стороны
резонатором. Если имеется резонатор, то он выполняет роль воздушной пружины,
I. е. придает дополнительную жесткость панели, повышая самую низкую резо-
нансную частоту согласно уравнению (13):
(17)
140 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 15. Изменение теоретически вноси-
мых потерь AU7 для одной панели, распо-
ложенной в непосредственной близости от
жесткой вибрирующей панели:
1 — фанера; 2 — свинец
где р — плотность воздуха в резона-
торе; d — глубина резонатора. Этот
эффект резонатора может в значитель-
ной степени влиять на самую низкую
резонасную частоту в том случае,
если резонатор имеет небольшие раз-
меры. Например, на рис. 15 показаны
теоретически вносимые потери одной
папели (0,76 X 1,07 м) с поверхно-
стной плотностью 14,6 кг/м2 из двух
различных материалов (свинцового
листа толщиной 0,001 м и фанеры
толщиной 0,025 м), расположенной на
расстоянии 0,075 м от жесткой вибри-
рующей поверхности [11 ]. Следует от-
метить, что если даже эти два мате-
риала представляют предельные слу-
чаи отношения жесткости к массе,
самые низкие резонансные частоты
для них будут почти одинаковыми.
В этом случае жесткость резонатора
преобладает, и она в 5,5 раз выше жесткости фанерной панели и во много
раз выше жесткости свинцовой панели.
Теоретически вносимые потери (в дБ) при самой низкой резонансной ча-
стоте [12]
&W --= 101g [(1 -1--Д-)2 sin2w +(cosW —sin w)2], (18)
где k = 2nflс — волновое число, м-1; с — скорость распространения звука в воз-
духе, м/с; I — глубина резонатора, м; к = 2nfM — (S!2nf) (здесь S — изгибная
жесткость панели; М — поверхностная плотность, кг/м2); R = /0А1т] — сопро-
тивление панели; р — плотность воздуха в резонаторе, кг/м3; т] — коэффициент
затухания; /0 — резонансная частота, Гц [см. уравнение (17)].
ПРАКТИЧЕСКИЕ СООБРАЖЕНИЯ
Прежде чем приступить к расчету системы, разработчик системы должен в любом
случае проверить частоту совпадения и резонансные частоты панели, чтобы они
не были критическими. В надежной конструкции должны быть предусмотрены
практически приемлемая максимальная масса, изоляция между противополож-
ными сторонами и внутреннее демпфирование. К сожалению, каждый расчет
представляет собой лишь приближение первого порядка и требует проверки
(или подтверждения) с помощью лабораторных испытаний. Несомненно, что
почти всегда даже грубое приближение обеспечит удовлетворительную харак-
теристику системы при подобных условиях.
Конструирование и установка изолирующих перегородок могут привести
к характеристике, не отвечающей требованиям, и поэтому необходимо, чтобы
лица, ответственные за каждый из этих этапов, были знакомы с работой, выпол-
няемой другими разработчиками. Например, слоистая конструкция, состоящая
из стекловолокнистого слоя, проложенного между металлическими слоями,
может быть повреждена в процессе сборки при чрезмерном сжатии поверхно-
стного слоя, в частности вблизи каркаса. Присоединение электрических, теле-
фонных и свинцовых соединительных деталей в процессе установки может обра-
зовать мосты между поверхностями и, следовательно, нарушить требуемую изо-
ляцию. Все перегородки, если они имеют степень звукопроницаемости свыше 40,
следует уплотнить у всех соединений (наружных и прочих) мягкой мастикой
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 141
или плотной пенорезиной. Вращающаяся или катящаяся дверь, не имеющая
герметичных прокладок и автоматических изолирующих устройств, обычно
ограничена степенью звукопроницаемости, равной 35 и меньше независимо
от первоначального значения степени звукопроницаемости, предусмотренного
при разработке.
Когда требуются перегородки со степенью звукопроницаемости свыше 60,
необходимо рассмотреть разные варианты, например, изменить положения источ-
ника шума или создать безэховое помещение. Следует отметить, что даже твердая
бетонная стена имеет степень звукопроницаемости, равную только 62.
БОРЬБА С ШУМОМ С ПОМОЩЬЮ ПРЕГРАД
Вели источник шума находится вне помещения или в помещении с высоким звуко-
поглощением, то для борьбы с шумом пригодна блокировка прямого прохождения
звука с помощью частичной преграды. Поэтому часто воздвигают каменные стены
вокруг машин и силовых трансформаторов, установленных * вне помещения;
иногда возводят специальные сооружения вдоль автострад, проходящих через
жилые районы. В данных случаях вносимые потери могут составлять от 10 до
20 дБ. Однако внутри помещения даже незначительное количество реверберации
будет сводить до минимума эффективность подобного противошумового экрана,
потому что отраженный звук может давать столько же или больше звуковой
энергии, сколько было принято экраном. Для эффективного действия преграда
должна быть непроницаемой и иметь поверхностную плотность не менее
19,5 кге/м2. Плотность многопанельных конструкций может быть соответственно
меньше. Основываясь на теоретических данных [9], можно определить снижение
уровня звукового давления в затененной преградой зоне (рис. 16):
Lp = 20 1g
tg К2лЛГ
где N — геометрический фактор;
9
N = —(4 + B-d);
Л
(19)
(20)
А 1- В — самый короткий отрезок пути волны, проходящей над преградой между
источником и приемником, м (см. рис. 16); d — расстояние по прямой линии
между источником и приемником, м (см. рис. 16); Л= 344// — длина звуковой
полны, м.
Преграда
В
Приемник
Источник
звука
а)
Рис. 16. Затухание звука у преград:
и - геометрия преграды; б — снижение уровня звукового давления AL^ в зависимости
от параметра 7V (практический предел AL^ — 24 дБ)
142 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 17. Схема преграды:
1 — звукопоглощающий материал
Приведенные выше уравне-
ния действительны для идеаль-
ных условий, если не возникает
отражения от близлежащих по-
верхностей и если длина пре-
грады значительно больше вы-
соты, чтобы краевыми эффектами
можно было пренебречь. Даже
при таких идеальных условиях
максимально достижимое сни-
жение составляет приблизитель-
но 24 дБ. Поэтому можно пред-
положить, что для реальных
условий действительное сни-
жение уровня звука характе-
ризуется кривой, построенной по уравнению (20) и приведенной на рис. 16.
Пример 1. На рис. 17 показана незакрепленная преграда, которую помещают
перед машиной для снижения уровня шума. Машину устанавливают около стены,
причем стену и потолок тщательно обрабатывают звукопоглощающим матери-
алом. Допустим, что при этих условиях уроверь шума, создаваемый машиной,
составляет 92 дБ (А) на расстоянии 3,05 м перед машиной и 1,52 м над полом
и его требуется снизить до 85 дБ (А). Было определено, что источник шума нахо-
дится на расстоянии 1,52 м над полом и что преграда не может быть расположена
ближе, чем на расстоянии 1,52 м от этой точки. Требуется определить минималь-
ную высоту преграды.
Последовательная методика расчета высоты преграды приведена ниже.
Так как отдельные вычисления должны производиться для средней частоты
каждой октавной полосы, удобнее расчеты свести в таблицу (табл. 7).
1-й этап. Измеряется уровень звукового давления в октавных поло-
сах у рабочего места оператора. Эти значения приведены в графе 2
табл. 7.
2-й этап. Складывается корректирующий коэффициент А в графе 3 с величи-
нами в графе 2, и сумма записывается для каждой октавной полосы в графу 4.
Значения А-корректирующих коэффициентов приведены в табл. 3 гл. 2. Таким
образом, данные каждой октавной полосы переводятся в шкалу, предусмотрен-
ную Законом по охране здоровья в США.
3-й этап. Выбирается октавная полоса, для которой будет производиться
снижение уровня шума по первому приближению. Определение размеров соот-
ветствующей преграды производится методом подбора, потому что ослабление
шума в каждой октавной полосе, в результате установки преграды, будет раз-
личным. Из анализа данных графы 4 следует, что самые высокие уровни звуко-
вого давления возникают в октавных полосах 500 и 1000 Гц. Поэтому выби-
рается требуемое ослабление шума 10 дБ при 1000 Гц. Это и будет первой оцен-
кой для разработки преграды, для которой должны быть рассчитаны новые
уровни звукового давления.
4-й этап. Получение суммы уровней звукового давления, записанных в
в графе 4. Эти величины следует складывать логарифмически. При сложении
можно использовать рис. 3 гл. 2. В случае, если применяется этот метод, сумми-
рование должно производиться путем сложения двух величин, затем прибавления
их суммы к следующей величине до тех пор, пока не получится полная сумма.
Этот метод проиллюстрирован на примере 2. Более точный метод, который более
приемлем для решения с помощью ЭВМ, использует уравнения (30) гл. 1. Резуль-
таты, приведенные в графах 5, 6 и 7 табл. 7, получены на основании уравне-
ний (30) гл. 1.
Величины Lpi для каждой октавной полосы в графе 4 делят на 10 и записы-
вают в графу 5. Затем определяют значения логарифма величин Lpi!10 и записы-
вают в графу 6 для каждой октавной полосы.
сумма равна 2019,80-105 оо to оооослю- ОООООСЛЮО ООООООСПСО Средняя частота ок- тавной полосы, Гц М о I (Tb-jiT Jp |Г § о 8 о 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000 Средняя частота ок- тавной полосы, Гц
5,46 2,745 1,375 0,689 0,345 0,171 0,085 0,0427 00 Длина волны К = 344//, м 80 76 78 89 91 80 73 64 N3 Действительный уро- вень, дБ (измеренный)
0,026 0,052 0,105 0,211 0,423 0,839 1,708 3,416 с© N = ^- (A+B-d) I++ 1111 — — ОСОСС> —tO след СО Корректирующий ко- эффициент А, дБ
5,5 5,9 6,7 8,0 9,9 12,4 15,3 18,3 о Ослабление шума, дБ ст>моос©оооосл Скорректированный уровень Lpi, дБ
49,5 54,1 62,3 78,0 81,1 68,6 58,7 44,7 £ Новый уровень, дБ
5,5 6,0 6,9 8,6 9,1 8,1 7,4 6,3 СП £р1/10
4,95 5,41 6,23 7,80 8,11 6,86 7,87 4,47 to ДБ 10
0,32- 10е 1,00- 10е 7,94-10* * 39,81-10* 1258,92- 10* 125,89- 10* 25,12- 10* 1,99- 10*
0,89- 10* 2,57- 10* 16,98- 10* 630,96- 10* 1228,25- 10* 72,44- 10* 7,41-10» 0,30- 10» со
Эквивалентный уровень звукового давления А-шкалы 10 1g (2019,8- 10Б) = 83,05 дБ (А), округляется до 83 дБ (А) к Расчет дБ (А) с пре- градой Эквивалентный уровень звуко- вого давления с корректирующей характеристикой А: 10 1g (1460,99 • 10»)= 91,6 дБ (А), округляется до 92 дБ (А) -Л Расчет дБ (А)
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
144 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
На основании уравнения (30) гл. 1 производят сложение полученных вели-
чин в графе 6; сумма составляет 1460-106. Вновь рассчитывают уровень звукового
давления с корректирующей характеристикой А с помощью уравнения (30)
гл. 1. Однако в этом случае
LP= 101g
10 lg (1460,99-106) = 91,6 дБ (А).
(21)
Эта сумма обычно округляется до ближайшего целого децибела, т. е. в дан-
ном случае до 92 дБ (А) — см. графу 7.
5-й этап. Определяют высоту преграды Л, необходимую для ослабления
шума на 10 дБ для октавной полосы 1000 Гц. На основании геометрических
параметров (см. рис. 17)
X2 = fi2= (д-)2 + (Л —1,52)2. (22)
Таким образом,
л+в = 2 [(-^.у+^-ьбг)*]*'’.
По рис. 16
A + В = —+<А
Объединяя два уравнения, получаем
2[(4)2 + (Л-1,52)2],/2 = -^ + 4,
откуда
^,.52+±[(»+Jy_ 4'-.
На основании графика на рис. 16 ~ 0,35 и X = 344/1000 = 0,34 м. Та-
ким образом,
h — 1,8 м.
6-й этап. С целью проверки полученного значения высоты преграды произ
дится расчет нового уровня звукового давления при каждом уровне октавной
полосы.
а. Рассчитывается длина волны к (в м) по уравнению (2) гл. 1. Полученные
значения даны в графе 8 табл. 7.
б. Рассчитывается tV (см. рис. 16) для каждой октавной полосы на основа-
нии уравнения (20) и заносится к графу 9.
в. С помощью уравнения (19) определяется ослабление шума, полученное
за счет установки преграды. Эти величины записаны в графе 10.
г. Определяются уровни звукового давления для каждой октавной полосы
с корректирующей характеристикой А при установленной преграде; для этого
величины столбца 10 вычитаются из величин столбца 4 и результаты заносятся
в столбец 11.
7-й этап. Рассчитывается уровень звукового давления по шкале А с уста-
новленной преградой. Методика расчета идентична методике операции 4. Резуль-
таты даны в графах 12, 13 и 14. Уровень звукового давления с преградой будет
составлять приблизительно 83 дБ (А).
8-й этап. В случае необходимости повторяют операции до 3—7 раз, пока не
будет достигнут требуемый уровень звукового давления с корректирующей
характеристикой А. Последовательное приближение производят путем измене-
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 145
ния выбранного значения ослабления шума на 3-м этапе до более высокой ве-
личины и повторных расчетов. В этом примере требуемый уровень звука был по-
лучен при первом приближении, поэтому дальнейшие расчеты не требуются.
Результаты этих вычислений дают уровень звукового давления 83 дБ (А),
который почти соответствует заданному параметру 85 дБ (А) и показывает, что
в данном случае высота преграды 1,8 м выбрана правильно.
Пример 2. Вентилятор, установленный в одном углу производственного
помещения, создает на некотором расстоянии от рабочей площадки уровень
звукового давления по шкале А, равный 94 дБ (А). Этот уровень шума превы-
шает предел 90 дБ (А), установленный законом. Кроме того, для отдыха слу-
жащих требуется помещение, примыкающее к производственному. По возмож-
ности оба помещения должны иметь общую прочную стену, которую рекомен-
дуется изготовлять из окрашенных блоков. В производственном помещении необ-
ходимо снизить уровень звукового давления до величины, предусмотренной зако-
ном. Следует рассчитать характеристики общей стены для обеспечения надлежа-
щего уровня звукового давления в помещении для отдыха. 4
Производственное помещение шириной 14,6 м, длиной 27,4 м и высотой
12,2 м имеет общую площадь 1700 м2 и объем 5000 м3. Ввиду наличия дверей
и окон только потолок и одну стену можно обработать звукоизолирующим мате-
риалом. Общая стена с помещением для отдыха должна быть высотой 3 м и ши-
риной 6 м. В помещении для отдыха длиной 9 м должна находиться только
жесткая мебель, звукоизолирующей обработке может подвергаться лишь один
потолок.
В первую очередь необходимо определить уровень звукового давления, соз-
даваемого вентилятором в производственном помещении. Спектр уровня зву-
кового давления измерялся с помощью шумомера с набором октавных полосовых
фильтров; результаты измерений представлены в табл. 8.
8. Значения уровней звукового давления, измеренных в необработанном звукоизолирующим
материалом производственном помещении с установленным в нем вентилятором
(к примеру 2)
Средняя частота октавной полосы, Гц Уровень звукового давления Lp, дБ относительно 2-10-ь Н/м2 Средняя частота октавной полосы, Гц Уровень звукового давления Lp, дБ относительно 2-10-6 Н/м2
63 79 1000 88
125 99 2000 82
250 95 4000 74
500 91 8000 52
Для этой частной задачи уровень звукового давления для октавных полос
63 Гц и 8000 Гц был значительно ниже, чем для других октавных полос. Сравне-
ние с корректирующими коэффициентами A-шкалы и нормой критерия шума
должно подтвердить, что эти две октавные полосы не оказывают значительного
влияния на анализ.
Последующий анализ будет проводиться с использованием только октавных
полос 125, 250, .500, 1000, 2000 и 4000 Гц. Вообще этого может быть недоста-
точно для решения, и при анализе может возникнуть необходимость в дополни-
тельных октавных полосах. При использовании дополнительных октавных полос
следует точно соблюдать тот же порядок решения.
Акустическое поглощение в пределах производственного помещения следует
определять или путем вычисления, или методами измерения. Коэффициенты по-
глощения различных поверхностей можно оценивать, используя данные табл. 1.
146 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
А = 1g-1 Г
Метод численного решения будет точным, потому что действительные коэффи-
циенты поглощения поверхностей помещения недостаточно достоверны. В любом
случае отдается предпочтение методу измерения, потому что он дает более точ-
ные результаты. Для анализа результатов измерения можно применять два
экспериментальных метода. Метод скорости затухания звука был описан выше.
Для реализации этого метода требуются ленточный самописец, широкополосный
источник шума, набор октавных полосовых фильтров, шумомер, который может
обеспечивать электрическое напряжение, пропорциональное децибелам, и ус-
тройство калибровки всей системы. На большинстве промышленных предприятий
нет подобного оборудования для анализа шума, поэтому ниже описан другой
метод.
Поглощение можно измерить с помощью портативного шумомера и источ-
ника шума, для которого известны уровни звукового давления для всех октав-
ных полос Lyr. Один из выпускаемых промышленностью источников шума,
известный как эталонный источник звука /LG, описан в гл. 2. Измерения следует
производить с помощью работающего в помещении источника ILG, когда все
другие источники шума выключены. Поглощение (в метрических сэбинах)
можно рассчитать по формуле (8)
Lw— Lp J- 6,2
10
где Lw — известная акустическая мощность источника в требуемой частотной
полосе, дБ; Lp — измеренный уровень звукового давления соответствующей
частотной полосы, дБ.
В данном выше уравнении предполагается, что измеренный уровень звуко-
вого давления Lp находится в реверберирующем звуковом поле помещения.
Для выполнения этого условия измерения должны производиться на расстоя-
нии, большем 0,5J^A м от источника звука (см. рис. 7). Так как А неиз-
вестно, то сразу трудно определить, на каком расстоянии следует производить
измерения. Обычно по возможности эти измерения должны осуществляться на
большом расстоянии от источника, но не близко у стен или других отражающих
поверхностей. Для большинства промышленных помещений достаточно расстоя-
ния 15,2 м от источника до места измерения. После расчета поглощения поме-
щения А расстояние можно определить по формуле 0,5 ]/~А м, если измерения
проводились в реверберирующем поле. Если невозможно установить соответству-
ющее расстояние между источником и местом измерения, следует использовать
другой метод определения поглощения, например, метод скорости затухания
звука.
Результаты вычисления поглощения (в метрических сэбинах) по уравнению
(8) даны в табл. 9. Расстояние от эталонного источника звука ILG до места изме-
рения составляло 15,2 м. Проверка окончательных величин поглощения поме-
щения дает результат 0,5 VА = 0,51^208,2 = 7,3 м, следовательно, все изме-
рения проводились в ревербирующем звуковом поле.
Акустическая мощность калиброванного источника ILG дана в строке 1,
а измеренные уровни звукового давления для октавных полос работающего
источника ILG — в строке 2 табл. 9.
Величина —Lp + 6,2 дана в строке 5. Значения полного поглощения
в помещении, указанные в строке 6, получаются как 1g"1, что следует из решения
относительно А уравнения (8). Поглощение воздуха в помещении следует вы-
честь из величин, указанных в строке 6, для того, чтобы получить только по-
глощение поверхностей. Поглощение воздуха определяется по величине объема
помещения 4850 м3 (см. также табл. 1). Величины поглощения воздуха приведены
в строке 7. При вычитании величин строки 7 из величин строки 6 получаем
значения полного поглощения поверхностей помещения, указанные в строке 8.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 147
9. Определение поглощения помещения (к примеру 2)
№ стро- ки Методика Средняя частота октавной полосы, Гц
125 250 500 1000 2000 4000
1 Акустическая мощность источника ILG (см. табл. 4 гл. 2) 81 81 81 81 81 79
Измеренный уровень звукового 66 68 67 65 65 62
2 давления Lp в помещении с ис- точником fLG, дБ
Ljpr — Lp (из чисел строки 1 вы- 15 13 14 16 16 17
3 читаются числа строки 2), дБ Добавка 6,2 дБ (как в уравне- + 6,2 + 6,2 + 6,2 + 6,2 + 6,2 +6,2
4 нии (8)) 10 lg А = Lyp — Lp -J- 6,2 21,2 19,2 20,2 ?2,2 22,2 23,2
5 л = 1(r. ( lw-lp + 6-2 ) 141 83 104 165 165 208
6 А lg \ 10 1 ’
метрические сэбины
7 Поглощение А за счет воздуха 0 1,6 4,8 14,4 37 115
в помещении, метрические сэ- бины (см. табл. 11)
8 Поглощение Ао поверхностей помещения, метрические сэ- бины 141 81 100 151 128 93
Эффективность звукоизолирующей обработки стен производственного поме-
щения, где расположен вентилятор, может быть определена на основании резуль-
татов расчета поглощения, приведенных в табл. 9.
Предположим, что 100% площади потолка возможно покрыть подвесной
потолочной системой (блок №7), а также 80% площади одной из стен размером
12,2X14,6 м тем же самым материалом, установленным с прокладками тол-
щиной 0,003 м. Для потолочных плит из минерального волокна коэффициенты
поглощения, полученные на образцах размером 2,4X2,7 м, представлены в стро-
ках 1 и 3 табл. 10.
Величины в строках 1 и 3 табл. 10 следует скорректировать с учетом эффек-
тов дифракции для того, чтобы учесть различие в акустической характеристике
лабораторного образца 2,4X2,7 м и большой площадью производственного поме-
щения, обработанной звукоизолирующим материалом. Коррекцию производят
с помощью коэффициентов, данных в примечании к табл. 1 и приведенных в стро-
ках 2 и 4 табл. 10. Скорректированные коэффициенты поглощения показаны
в строках 5 и 6 табл. 10.
Для того чтобы получить поглощение обработанных поверхностей (в метри-
ческих сэбинах), следует умножить значения коэффициента поглощения по-
толка, указанные в строке 5, на площадь потолка 400 м2. Аналогично величину
поглощения обработанной стены, приведенную в строке 6, надо умножить на
80% площади стены, т. е. на 143 м2. Полученные величины поглощения даны
соответственно в строках 8 и 9.
Следует также определить поглощение необработанных поверхностей. При-
мем, что первоначальное поглощение равномерное и что 1193/1737 общей пло-
щади остается необработанным. Используя величины из строки 8, получаем
поглощение необработанной поверхности (строка 10).
Следует также учитывать поглощение воздуха помещения. Объем поме-
щения 4850 м3 надо разделить на 1000 и умножить на поглощение воздуха (см.
примечание к табл. 1 и строку 7 табл. 10). Поглощение воздуха (в метрических
сэбинах) дано в строке 11 табл. 10.
148 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
10. Расчет поглощения и значения уровня звукового давления (к примеру 2)
№ стро- ки Расчетные величины Средняя частота октавной полосы, Гц
125 250 | 5С0 1000 2000 | 4000
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 Коэффициент поглощения бло- ка № 7 Поправочный коэффициент блока № 7 (из табл. И, обра- зец 2,4Х 2,7 м) Коэффициент поглощения бло- ка № 1 Поправочный коэффициент бло- ка № 1 (из табл. 11, блок 2,4X2,7 м) Поправочный коэффициент по- глощения блока № 7 (числа строки 1 умножаются на числа строки 2) Поправочный коэффициент по- глощения блока № 1 (числа строки 3 умножаются на числа строки 4) Поглощение воздуха на 28 м8 (из табл. И) Поглощение обработанного по- толка, метрические сэбины (про- изведение чисел строки 5 на площадь потолка) Поглощение обработанной сте- ны, метрические сэбины (произ- ведение чисел строки 6 и пло- щади стены) Поглощение необработанной поверхности, метрические са- бины (произведение чисел стро- ки 8 табл. 9 и отношения обра- ботанной поверхности к необ- работанной) Поглощение воздуха, метриче- ские сэбины (объем помещения, деленный на 1000 и умножен- ный на числа строки 7) Новое полное поглощение Ai (сумма строк 8, 9, 10 и 11) А о (из табл. 9) AJA» Lp вентилятора, дБ (из табл. 8) 10 1g(At/Ao) =Lpi -Lp2 Нового вентилятора, дБ (из чи- сел строки 15 вычитаются числа строки 16) Корректирующие коэффициен- ты А (из табл. 3 гл. 2) Уровень звукового давления ок- тавной полосы с корректирую- щей характеристикой А (сумма строк 17 и 18) 0,80 0,49 0,12 0,49 0,39 0,06 0 157 9,0 90 0 255 141 1,94 99,0 2,9 96,1 — 16,1 80,0 0,75 0,66 0,34 0,66 0,50 0,22 0,009 201 31,4 56 1,6 290 81 3,56 95,0 5,5 89,5 — 8,6 80,9 0,78 0,79 0,83 0,79 0,62 0,66 0,027 250 94 68 4,8 417 100 4,19 91,0 6,2 84,8 — 3,2 81,6 0,93 0,88 0,99 0,88 0,82 0,87 0,008 330 124 104 14,5 572 151 3,79 88,0 5,8 82,2 0,0 82,8 0,86 0,94 0,79 0,94 0,81 0,74 0,21 325 105 88 37 557 128 4,54 82,0 6,6 75,4 + 1,2 76,6 0,64 0,97 0,55 0,97 0,62 0,53 0,67 250 75 64 115 504 93 5,42 74,0 7,3 66,7 + 1,0 67,7
20 Сложение величин Примечание. Сложение должно производиться логарифмичес- ски. В данном случае показано, что складываются одновремен- но две величины (см. рис. 3 гл. 2) 1 1 83*, 5 1 85J 1- Уровень звуков рующей ха 87,5 1 юго давлс рактерис А = 87, 87, I- гния с к тикой 8 ДБ (А 8 оррект! ) I-
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 149
Сумма величин из строк 8, 9, 10 и 11 дает полное поглощение (в метриче-
ских сэбинах) производственного помещения, обработанного звукопоглощающим
материалом. Эти величины даны в строке 12 табл. 10. Снижение уровня звукового
давления определяется уравнением (11). Значения поглощения после обработки Аг
даны в строке 12 табл. 10 и первоначального поглощения производственного
помещения Ло — в строке 8 табл. 9 и строке 13 табл. 10. Отношения этих
величин приведены в строке 14. Взяв десятичный логарифм отношений строки 14
и умножив на 10, получим значения, указанные в строке 16, которые представ-
ляют собой снижение уровня звукового давления в дБ в производственном поме-
щении. Вычитание этих величин из соответствующих величин табл. 8 (которые
повторно приведены в строке 15 табл. 10) дает уровни звукового давления в октав-
ных полосах после обработки производственного помещения. Полученные ре-
зультаты записаны в строке 17 табл. 10. Уровень звукового давления с корректи-
рующей характеристикой А может быть получен для обработанного производ-
ственного помещения прибавлением корректирующих коэффициентов А октавных
полос из табл. 3 гл. 2. Они даны в строке 18, а сумма величин £трок 17 и 18 —
в строке 19.
Уровень звукового давления с корректирующей характеристикой А полу-
чается путем комбинации двух величин одновременно из строки 19 с учетом
рис. 3 гл. 2. Расчет, схематично показанный в строке 20, дает результат
87,8 дБ (А). Эта величина, округленная до целого децибела, составит уровень
звукового давления 88 дБ (А) с корректирующей характеристикой А, что удов-
летворяет требованиям, утвержденным законом.
Выбор параметров стены
между производственным помещением
и помещением для отдыха
Требуемую величину ослабления шума можно получить, вычитая уровень зву-
кового давления в комнате для отдыха из уровня звукового давления в помеще-
нии с источником шума. Методика расчета дана в строках 1, 2 и 3 табл. 11.
Величины, указанные в строке 3, представляют собой требуемое ослабление шума
в октавных полосах, которое может быть достигнуто комбинацией звукоизоляции
стен и акустического поглощения в помещении для отдыха.
Применим для обработки потолка помещения для отдыха тот же самый
акустический материал, который использовался в производственном помещении.
Коэффициенты поглощения, поправочные коэффициенты и скорректированные
коэффициенты поглощения даны в строках 1,2 и 3 табл. 12. Площадь потолка
помещения для отдыха составляет 56 м2; остальные поверхности имеют общую
площадь 102 м2. Их коэффициенты поглощения в октавных полосах, соответству-
ющие окрашенному цементному блоку, даны в табл. 1.
11. Определение требуемого ослабления шума (в дБ) в помещении для отдыха (к примеру 2)
№ стро- ки Расчетные величины Средняя частота октавной полосы, Гц
125 250 500 1000 2000 4000
1 Уровень звукового давления Lp в обработанном помещении, дБ (строка 17 табл. 10) 96,1 89,6 85,1 82,8 77,2 70,9
2 Критерии шума NC = 40 из табл. 3 гл. 4 56,0 50,0 49,0 41,0 39,0 38,0
3 Требуемое ослабление шума, дБ (строка 1 минус строка 2) 40,1 39,6 36,1 41,8 38,2 32,9
150 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
12. Расчет требуемого звукопоглощения стены между производственным помещением
и помещением для отдыха (для примера 2)
№ стро- ки Методика расчета Средняя частота октавной полосы, Гц
125 | 250 | 500 | 1000 | 2000 4000
1 Коэффициент поглощения для блока № 7 0,80 0,75 0,78 0,93 0,86 0,64
2 Поправочный коэффициент для блока № 7 (образец 2,4Х Х2,7 м) 0,49 0,66 0,79 0,88 0,94 м 0,97
3 Скорректированный коэффи- циент поглощения для блока № 7 (строка 1, умноженная на 0,39 0,50 0,62 0,82 '0,81 0,62
4 строку 2) Коэффициент поглощения сте- ны и пола (из табл. 1, для окра- шенного блока) 0,02 0,02 0,03 0,04 0,05 0,07
5 Поглощение воздуха на 28 м8 0,0 0,009 0,027 0,08 0,21 0,67
6 Поглощение потолка, метриче- ские сэбины (строка 6, умно- женная на площадь потолка) 22 28 35 46 £ 45 35
7 Поглощение остальных поверх- ностей, метрические сэбины (строка 4, умноженная на пло- щадь остальных поверхностей) 2,0 2,0 3,0 4,1 5,1 7,2
8 Поглощение воздуха, метриче- ские сэбины (строка 5, умно- 1680\ женная на —) 0 0,56 1,7 5,0 13,1 40,0
9 Полное поглощение А, метриче- ские сэбины (сумма строк 6, 7 и 8) 24,0 30,6 39,7 55,1 63,1 82,2
10 10 lg S (S-площади общей сте- ны = 18,6 м2) 12,7 12,7 12,7 12,7 12,7 12,7
11 12 10 1g А (А дано в строке 9) 10 lg S— 10 1g А (строка 11 ми- 13,8 14,9 16,0 17,4 18,0 19,1
нус строка 10) -и — 2,2 -3,3 — 4,7 — 5,3 — 6,4
13 Требуемое ослабление шума, дБ (из табл. 11) 40,1 39,6 36,1 41,8 38,2 39,2
14 Требуемое звукопоглощение— величины округлены до цело- го децибела (сумма строк 12 и 13) j 39 37 33 37 33 26
В строке 6 табл. 12 указаны величины полного поглощения потолка поме-
щения для отдыха. Они были рассчитаны путем умножения площади потолка
56 м2 на коэффициенты поглощения строки 3. Полное поглощение других поверх-
ностей получается умножением остальной площади поверхности 102 м2 на коэф-
фициенты поглощения, указанные в строке 4, которые взяты из табл. 1 для окра-
шенного блока. Эти величины даны в строке 7 табл. 12. Поглощение воздуха
в комнате рассчитывается умножением величины, указанной в нижней части
1680
табл. 1 (приведенной повторно в строке 5), на = 60 (так как объем поме-
2о
щения составляет 1680 м3). Эти результаты даны в строке 8 табл. 12.
Полное поглощение в метрических сэбинах помещения для отдыха дано
в строке 9, где представлена сумма величин строк 6, 7 и 8.
Для расчета требуемого звукопоглощения общей стены между производ-
ственным помещением и помещением для отдыха А используется уравнение (9).
В данном примере площадь общей стены S = 18,6 м2. Величины полного погло-
щения для отдыха даны в строке 9 табл. 12. Расчет требуемого звукопоглощения
производится в строках 10, 11, 12, 13 и 14 табл. 12. Величины, указанные
в строке 14, представляют собой требуемое звукопоглощение для общей стены.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 151
Звукопоглощение стены должно быть равно или превышать требуемое звуко-
поглощение.
Из табл. ЗА выбираем кривую, для которой звукопоглощение на каждой
средней частоте равно или большее оответствующих величин требуемого звуко-
поглощения — строка 14 табл. 12. Кривой степени звукопоглощения 55 из
табл. ЗА соответствуют следующие величины:
Частота, Гц 125 250 500 1000 2000 40С0
Кривая степени звукопогло- щения 55 39 48 55 58 59 59
Это означает, что общая стена между производственным помещением и поме-
щением для отдыха должна иметь степень звукопоглощения (STC) 55 или больше.
На основании табл. 5 можно выбрать одну из двух конструкций стен: стену из
бетонной смеси толщиной 0,15 м со степенью звукопоглощения 54, которая
отвечает требованиям с точностью до 1 дБ, или стену из цементных блоков тол-
щиной 0,2 м со степенью звукопоглощения 56. Так как в данном случае про-
изводится реконструкция существующего здания, более целесообразно выбрать
стену толщиной 0,2 м из цементных блоков. Для этого чтобы получить требуемое
звукопоглощение, двери в общей стене должны быть звукоизолирующими и
иметь одинаковую степень звукопроницаемости со стеной. В общей стене не
должно быть сквозных отверстий, например, для электрических штепсельных
розеток. Если по этой стене проходят вентиляционные каналы, следует преду-
смотреть меры для предотвращения прохождения звука через эти каналы. Могут
потребоваться также звуковые ловушки и глушители. При наличии подвесного
потолка в помещении для отдыха необходимо следить за тем, чтобы звук не про-
ходил из производственного помещения через потолок. Для успешной работы
системы звукоизоляции необходимо учесть все возможные пути прохождения
звука.
БОРЬБА С ШУМОМ С ПОМОЩЬЮ ОГРАЖДЕНИЙ
В том случае, если требуется ослабление шума на 20 дБ и более, обычно исполь-
зуют полное ограждение. Иногда частичное ограждение с двух или нескольких
сторон с верхней панелью или без нее может обеспечить необходимое затухание
звука без звукопоглощающей обработки стен помещения, которая может потре-
боваться при использовании простых преград. Частичные ограждения имеют
явные преимущества перед полным ограждением с точки зрения стоимости, удоб-
ства обслуживания и вентиляции, но их разработку и установку следует произ-
водить на основании тщательных расчетов. Частичные ограждения рассматри-
ваются в следующем разделе настоящей главы.
Ограждения можно приблизительно разделить на два вида: к первым отно-
сятся так называемые «неплотно прилегающие», когда имеется достаточно про-
странства в пределах ограждения и когда связь между машиной и ограждающими
панелями незначительная. Такие ограждения подчиняются обычным законам
акустики помещений. Второй тип ограждений можно назвать «плотно прилега-
ющим». Подобный тип ограждения часто применяется для получения требуемой
характеристики звукоизоляции.
Намотки
Ограждения плотно прилегающего типа часто получают путем намотки акусти-
ческого материала на объект, являющийся источником шума. На рис. 18 пока-
зана подобная обработка трубы, производящей шум [13]. Обкладка из освинцо-
152 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 18. Стекловолокнистая кон-
струкция с виниловой прокладкой
для ослабления шума:
i — перегородка из освинцованного
винила; 2 — стекловолокно; 3 —
цементированная лента из освинцо-
ванного винила; 4 — труба
ванного винила крепится с помощью стекловолокнистой ленты. Следует отметить,
что лента используется как для крепления звукопоглощающих элементов, так
и для уплотнения соединений. Для одной намотки с поверхностной плотностью
4,88 кг/м2 из свинца или освинцованного винила можно ожидать ослабления
шума на 20—30 дБ при частоте 500 Гц; для дополнительной изоляции можно
использовать второй слой из любого нежесткого массивного и непроницаемого
материала, например, линолеума, толя, тонкого стального листа. Поверхностный
слой должен быть достаточно жестким для того, чтобы крепить ограждение.
Рис. 19. Намотка из свинцового пенопласта
Для этой цели помимо стекловолокна можно применять пенопласт с открытыми
порами. Такая звукоизоляция относительно проста и очень эффективна.
На рис. 19 показан другой пример применения намотки. Цилиндр двигателя
был обмотан изоляцией для того, чтобы определить величину шума, создавае-
мого охлаждающими ребрами. В данном случае использовался выпускаемый
промышленностью составной материал, состоящий из свинцового листаже поверх-
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 153
ностной плотностью 4,88 кг/м2, заключенного между слоями из пенополиуретана
с открытыми порами толщиной 0,006 м. Этот материал очень легко принимает
требуемую форму. В данном примере звукоизоляционная обработка применя-
лась в экспериментальных целях, однако она позволила подойти к практическому
решению проблем, связанных с ослаблением шума на производстве.
Незакрепленные ограждения
Обычные незакрепленные ограждения можно изготовлять из материалов, ука-
занных в табл. 13. Приведенные в таблице стенки из стоек, расположенных
в шахматном порядке, позво-
ляют получить в случае необ-
ходимости степень звукопогло-
щения свыше 50. Часто целе-
сообразно применять огражде-
ния из выпускаемых промыш-
ленностью модулей,конструкция
которых показана на рис. 20.
В таких ограждениях исполь-
зуются стандартные огражда-
ющие панели, соединенные с по-
мощью различных уплотнений,
образуя прочную конструкцию,
которую в случае необходимо-
сти можно легко транспорти-
ровать. Частичные ограждения,
ограждения производственного
оборудования, испытательных
стендов должны иметь по воз-
можности модульную кон-
струкцию.
Звукопоглощающие
трубы
В ограждениях часто бывает
необходимо иметь отверстия для
труб, конвейеров и т. д. Эти
отверстия должны быть выпол-
нены так, чтобы не нарушалась
эффективность ограждений. Ча-
сто для этой цели используется
Рис. 20. Модульные панели в конструкции пол-
ных ограждений
звукопоглощающая труба или глушитель
для «улавливания» шума, в котором имеется сквозное отверстие, как это
показано на рис. 5. Для вентиляционных каналов промышленностью выпу-
скается большое количество типов глушителей, которые можно применять
почти при любых условиях. В некоторых случаях эти глушители могут
быть применены на конвейерных линиях или для других целей, когда
требуется звукоизолировать прямое отверстие. Однако часто приходится разра-
батывать и изготовлять специальный глушитель. На рис. 21 показана звуко-
поглощающая труба, используемая на испытательном стенде, где динамометр
соединен с тормозным диском посредством ременного привода и зубчатых пере-
дач. Шум от привода динамометра мешал работе стенда, поэтому его помещали
за преградой, а ременный привод и все необходимые кабели протягивали через
трубу. Труба длиной 1,2 м была изготовлена из фанеры толщиной 0,02 м, обли-
цованной с обеих сторон пенопластом толщиной 0,05 м с открытыми порами.
13. Звукопоглощение стен со звуковыми преградами
Описание конструкции Номинальная масса, кг/м2 Звукопоглощение при установленной частоте, Гц Степень зву- копроницае- мости*2
Облицовка с одной стороны Каркас или сердечник * Облицовка с другой стороны 125 170 250 350 500 700 1000 2000 4000
Гипсовая плита толщиной 0,013 м Деревянные стойки 2X4 м Стены из де} Гипсовые плиты тол- щиной 0,013 м эевянньи 26,8 с стое 17 к 22 27 32 35 37 1 1 41 43 I 39 40
Гипсовая плита плюс свинцовый лист Деревянные стойки 2Х 4ам Гипсовая плита тол- щиной 0,013 м плюс свинцовый лист 56 28 35 36 45 43 47 51 56 61 4
Стены из стальных стоек
Гипсовая сетка толщиной 0,0095 м плюс штукатурка толщиной 0,013 м Стальные стойки толщиной 0,04 м Гипсовая сетка тол- щиной 0,0095 м плюс штукатурка толщи- ной 0,013 м 64,5 27 32 37 41 43 44 46 39 47 41
Гипсовая сетка- толщиной 0,0095 м плюс штукатурка толщиной 0,013 л плюс свинцовый лист Стальные стойки толщиной 0,035 м Гипсовая сетка тол- щиной 0,0095 м плюс штукатурка £толщи- ной 0,013 м 79,3 35 38 43 46 45 47 47 49 58 43
Гипсовая сетка толщиной 0,0095 м плюс штукатурка толщиной 0,013 м плюс свинцовый лист Стальные стойки толщиной 0,04 м Гипсовая сетка тол- щиной 0,0095 м плюс штукатурка толщи- ной 0,013 м плюс свинцовый лист 93,8 36 40 45 47 47 47 49 53 61 47
Гипсовая сетка толщиной 0,0095 м плюс штукатурка толщиной 0,013 м плюс свинцовый лист Стальные стойки толщиной 0,04 м Гипсовая сетка тол- щиной 0,0095 м плюс штукатурка толщи- ной 0,013 м плюс свинцовый лист 104 39 40 44 48 48 48 50 55 60 50
154 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Блок из шлакобетона
Окрашенная Легкий цементный блок толщиной 0,1 м Окрашенная — 40 38 40 38 40 45 48 1 I 55 56 г
Неокрашенная Легкий цементный блок толщиной 0.1 м Свинцовый лист на фанере толщиной 0,013 м на обрешетке 1X2 м — 41 43 46 44 47 54 56 63 67 49
Периметр» образованный перегородками, и ограждения механизмов
Фанера толщиной 0,0095 м Деревянный пери- метр сооружения | Отсутствует | I181 16 I21 I21 124 125 27 22 121
Фанера толщиной 0,0095 м плюс свинцовый лист Деревянный пери- метр сооружения Отсутствует 20,7 33 33 34 35 37 38 41 44 45 г
Сталь марки 18 Стальной угол и швеллерная рама Отсутствует 9,75 26 25 27 28 30 32 35 38 41 33
Сталь марки 18 плюс свинцовый лист Стальной угол и швеллерная рама Отсутствует 1 24,5 33 32 34 35 I 38 39 41 44 । 46 | 40
Имеется Пустотелая дере- вянная (с про- кладкой) Имеется feepu 9,75 । и ,г| 15 ’ !* । 27 । 28 г
Свинцовый лист плюс фанера тол- щиной 0,013 м Пустотелая дере- вянная (с про- кладкой) Имеется 20,9 23 20 21 27 23 28 29 31 32 26
Свинцовый лист плюс фанера тол- щиной 0,013 м Пустотелая дере- вянная (с про- кладкой) Свинцовый лист плюс фанера толщи- ной 0,013 м 32,1 21 23 26 30 28 29 32 33 35 31
Имеется Деревянная дверь с твердым запол- нителем Имеется 23 31 23 26 Г Г । 29 27 35 23
Лист и Свободно подвешенный лист из освинцованного винила з осе инь 14,6 7,3 3,65 2,45 {ованн> 26 22 16 13 ого в и. 26 22 16 13 нила 28 23 17 14 28 23 16 13 30 25 18 15 32 29 21 18 35 30 24 21 41 35 30 26 45 42 35 32 34 28 22 18
*1 Данные выбраны из статьи «Практическое применение преград, изготовленных из свинцового листаж, предоставленной Ассоциацией предприятий свинцовой промышленности (США). ♦2 Значения степени звукопроницаемости дополнительных систем см. в табл. 5.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 155
156 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 21. Глушитель с зву-
коизоляционной трубой
для ослабления шума на
испытательном стенде
На рис. 22 показан глушитель типа звукопоглощающей трубы, плотно при-
крепленный к диаскопу и предназначенный для ослабления шума вентилятора.
Труба была присоединена к задней стороне диаскопа над выходным отверстием
для воздуха и была сконструирована таким образом, что ее можно легко снять.
Труба была изогнута для того, чтобы получить дополнительное затухание.
При решении подобного рода проблем, связанных с шумом, следует принимать
меры для того, чтобы не ограничить поток воздуха. В данном случае не возникало
никаких трудностей, и ослабление звукового давления составило 5 дБ (А).
Величина ослабления для прямоугольной трубы — ДРХ в дБ/м составляет
[14]
Д£р = (12,6^-а1-4) (23)
где Р — звукопоглощающий периметр трубы, м; S — площадь пропускного
поперечного сечения трубы, м2; а — определенный коэффициент поглощения
реверберационного помещения для звукопоглощающего материала трубы.
Рис. 22. Глушитель с зву-
коизоляционной трубой
для ослабления шума
вентилятора в диаскопе
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 157
Уравнение (23) применимо с точностью до 10% для труб, имеющих размеры
поперечного сечения с отношением сторон от 1 : 1 до 2 : 1; коэффициент погло-
щения — 0,2—0,4 в диапазоне частот 250—2000 Гц [15]. Более подробно о вы-
боре типа конструкции глушителей см. [15—18].
Типичная проблема
Имеются некоторые типы оборудования, которые вследствие специфического
характера создаваемого шума требуют специальных ограждений. К такому виду
оборудования относится электрооборудование с вращающимися роторами,
трансформаторы и вибросмесители. Каждый из них образует преимущественно
чисгые тона на очень низких частотах. На рис. 23 показан вибросмеситель, кото-
рый работает с частотой 60 Гц при амплитудах колебаний до 0,0Q6 м [19]. Бун-
кер вибросмесителя фактически представляет собой грубый низкочастотный
шумогенератор. Различные детали в большом помещении на низких частотах
могут легко возбуждаться, способствуя усилению звуковых волн, что приводит
в результате к недопустимым уровням шума, дребезжанию окон и осветительной
арматуры.
Несмотря на очень строгие требования, было принято решение установить
на вибросмесителе плотноприлегающее ограждение, которое должно быть доста-
точно легким, чтобы его могли поднять два человека, и иметь съемные верхние
и передние панели для загрузки и разгрузки бункера. Было установлено, что
в данном случае достаточно получить ослабление шума на 10 дБ при 60 Гц. 3tq
значит, что потери (/L) в ограждении должны составлять 10 дБ. Учитывая име-
ющееся свободное пространство, среднее расстояние между машиной и ограж-
дающими панелями было ограничено до 0,075 м. Таким образом, размеры ограж-
дения должны быть приблизительно 0,6X1,0Х 0,8 м.
Этап 1. Как было указано выше (см. рис. 12), ограждающие панели должны
быть очень жесткими, низшая резонансная частота (эффект резонатора) каждой
Рис. 23. Вибросмеси-
тель в кожухе без
передней и верхней
панелей
158 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
панели была значительно выше 60 Гц. Следует сначала рассчитать требуемую
жесткость на изгиб самой большой панели. Для области, расположенной ниже
резонанса, уравнение (18) может быть упрощено:
ДГ = 101б = (24)
На основании уравнений (24) и (16) определяется требуемая жесткость на
изгиб панели, отнесенная к единице ширины:
в =
12,7-10е-344s >
2.3,66.0,075л4 к
Р-0,8* УЛ ХГ.10.-1 t
Р + 0,82 ) \ ё L 10 J
1,47-104 кгс-м.
(25)
Этап 2. Определение требуемой толщины однородной панели. Для панели
0,8Х 1,0 м требуемые толщина и масса одной панели рассчитываются по уравне-
нию (25), t= уВ/5,5Е. Масса и толщина даны в табл. 14. По данным табл. 14
видно, что однородные панели вследствие их чрезмерной массы и стоимости не-
практичны для данной цели. Что касается панели из фанеры, то она, очевидно,
также непригодна, так как для обеспечения звукопоглощения не менее 10 дБ.
она должна иметь очень большую толщину.
14. Толщина и масса однородных панелей
Материал Е- 10-е кгс/см2 Толщина панели, мм Плотность панели, кг/м2 Общая масса панели, кг
Сталь 21 9,4 73,0 236
Алюминий 7 14,0 37,0 120
Фанера 0,7 29,2 17,0 55,3
Этап 3. Вследствие непригодности панелей из однородного материала целе-
сообразно использовать панели, составленные из разных материалов. Допустим,
что составная панель изготовлена из жестких листов с легким наполнителем,
например, сотовой конструкцией или пенопластом. Жесткость на изгиб составной
панели
Г /з / (П ____ М2 -1
Всост= + - 2 J £н.с= 1,47-104 кгс-м, (26)
где Ен. с — модуль Юнга наружных слоев.
Задавшись массой наружных слоев на единицу площади 0,05 кг/см2 на лист,
определим требуемую толщину листов t. Толщина панели D определяется из урав-
нения (24). Результаты расчетов представлены в табл. io.
Любая из этих панелей отвечает предъявляемым к ней требованиям. Поэтому
можно сделать выбор, принимая во внимание толщину листов, толщину панели,
материалы и стоимость, наличие стандартных размеров. С учетом этих факторов
была выбрана панель с сотовым наполнителем, имеющая толщину 31,8 мм и
рблццованная фанерой толщиной 6,25 мм, как показано на рис. 23.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 159
15. Толщина и масса составных панелей
Материал листов Толщина наружных листов, мм Толщина панели, мм Масса панели ♦, кг/см2 Масса ограждения*, кг
Сталь 0,46 17,6 0,1 23,8
Алюминий 1,35 18,5 0,1 23,8
Фанера 6,35 31,8 0,1 23,8
* Массу наполнителя не учитываем.
ОЦЕНКА ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
С ПОМОЩЬЮ ЧАСТИЧНЫХ ОГРАЖДЕНИЙ
В некоторых случаях невозможно полностью оградить машину или установку
вследствие необходимости обеспечить доступ для осмотра, обслуживания и до-
ставки материалов к машине и от нее. Ослабление шума может быть достигнуто
с помощью частичных ограждений, хотя снижение уровня звука не будет таким
сильным, как при использовании полных герметичных ограждений. Оценку
ослабления шума при применении частичного ограждения можно получить рас-
четным путем. Применение частичного ограждения возможно в тех случаях, когда
требуется снижение шума не более чем на 20 дБ.
Уровень звука внутри ограждения
Уровень звука внутри ограждения можно определить таким же способом, как
при оценке уровня звука в помещении. Расчеты могут быть произведены мето-
дом, описанным в гл. 4. Следует отметить, что если источник шума закрыт ограж-
дением, внутренние поверхности которого не обработаны или обработаны неболь-
шим количеством звукопоглощающего материала, то уровень звука в простран-
стве, ограниченном ограждением, будет выше, чем уровень звука в том же про-
странстве без ограждения. Повышение уровня звука в пространстве, закрытом
ограждением, происходит в результате отражения звуковых волн от его внутрен-
них поверхностей. Если в пространстве, закрытом полным ограждением без
отверстий, существует однородное звуковое поле, то звуковое давление внутри
ограждения может быть рассчитано по уравнению [10]
2 4РСГ/
Z iSi
(27)
где pj — среднеквадратичное звуковое давление внутри ограждения в опреде-
ленной полосе частот; Wj — акустическая мощность для источника шума в по-
лосе частот, Вт; р — плотность воздуха; с — скорость распространения звука
в воздухе; а/, / — коэффициент звукопоглощения для i-й поверхности в /-й по-
лосе частот; S/ — площадь i-й поверхности внутри ограждения, которая обра-
ботана звукопоглощающим материалом.
Внутренние поверхности обычно обрабатываются одним и тем же материа-
лом. Величина ar-t / характеризует акустическое поглощение этого материала
для /-й полосы частот.
При использовании ограждений с отверстиями можно получить приблизи-
тельное выражение для эквивалентного поглощения поверхностей ограждения,
160 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Рис. 24. Схема ограждения
с отверстиями:
1 — задняя поверхность;
2 — отверстия; 3 — верхняя
поверхность; 4 — передняя
поверхность; 5 — боковая
поверхность (оператор нахо-
дится перед ограждением)
предполагая, что коэффициент звукопоглощений отверстия равен 1,0. Полное
поглощение ограждения с отверстиями можно рассчитать для одной частотной
полосы с помощью уравнения
у. -|- 0&2^2 + ’ ’ ’ “F 1,05о,
i
(28)
где — поглощение для поверхности 1, метрические сэбины; а2^2 — погло-
щение для поверхности 2 и т. д. и So — суммарная открытая площадь ограждения.
Акустическая мощность, выходящая из ограждения через отверстия, пред-
ставляет собой акустическую мощность, приходящуюся на открытую площадь.
Так как звуковое поле внутри ограждения предполагалось однородным, то отно-
шение акустической мощности, приходящейся на отверстие, к акустической мощ-
ности огражденного источника шума равно коэффициенту поглощения, опреде-
ляемому уравнением
или
Ц^пад _______п_________
wист So. п + 2 a<Sj
I
Wl Sn
(29)
(30)
где So — открытая площадь ограждения; ^aiSi — поглощение обработанных
I
внутренних поверхностей, метрические сэбины; Wj — акустическая мощность,
падающая на отверстия; Fs — акустическая мощность источника.
Акустическая мощность, падающая на открытые площади, должна быть
скорректирована с помощью коэффициента излучения для того, чтобы учесть
направленность и эффекты дифракции. Каждое отверстие имеет коэффициент
излучения т), зависящий от расположения отверстия, что показано на рис. 24
и дано в табл. 16. Если наблюдатель находится перед частичным ограждением,
то расположение отверстия будет влиять на эффективную акустическую мощ-
ность, излучаемую к месту наблюдения. Мощность, излучаемая через отверстие,
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 161
10. Значения коэффициента акустического излучения Т) в зависимости от расположения
отверстия (предполагается, что наблюдатель находится перед ограждением)
Расположение открытой площади П Расположение открытой площади Ч
Впереди Сбоку ♦ 1,00 0,30 Вверху ♦ Сзади ♦ 0,30 0,15
* Если поверхности ограждения с отверстиями находятся около отражаю-
щих поверхностей следует увеличить , то соответствующие значения л, приведенные в таблице, в 2 раза.
будет равна мощности, приходящейся на отверстие, умноженной на коэффициент
излучения:
= * (31)
где WR — эффективная излучаемая акустическая мощность, достигающая наблю-
дателя, находящегося перед ограждением; Wi — акустическая мощность, при-
ходящаяся на отверстия; т) — коэффициент излучения, значения которого при-
ведены в табл. 16.
Используя величины т), акустическую мощность, излучаемую через отвер-
стия, можно связать с акустической мощностью огражденного источника шума
следующим уравнением:
WR _ x]Wr =
Ws Ws
______
n
So +
i=l
(32)
При наличии более одного отверстия в частичном ограждении полученная
эффективная акустическая мощность 1ГЭф суммируется следующим образом:
т т
W ~ Ws ~ Ws ~ 1 ’
$ОТ + У, а1$1
1=1
где W — общая мощность источника; — коэффициент излучения отверстием
ограждения; SQk — площадь отверстия; S0T — общая площадь пропускного
сечения ограждения; аг- — коэффициент поглощения звука для i-ro материала
внутри ограждения; S; — площадь i-й поверхности, покрытой звукопоглоща-
ющим материалом внутри ограждения. В большинстве случаев при эксплуатации
машин используют один материал внутри ограждения; тогда вместо ^Ja/S/
i
будет aS.
Ослабление шума NR (в дБ) для источника с частичным ограждением можно
вычислить по формуле
В приведенной формуле подразумевается, что источник шума первоначально
был расположен в свободном пространстве на большом расстоянии от отража-
6 Под ред. Л. Л. Фолкнера
162 ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
ющих стен. Если источник поместить близко от стены или большой отражающей
поверхности, то ослабление шума определяется как разность между начальным
значением W и значением после обработки:
NR = 101g - 10 1g . (35)
\ M'S /нач \ и/5 /обр
Пример 4. Частичное ограждение. Рассмотрим ограждение, имеющее на
каждой стороне отверстие для подачи материала. Машина установлена далеко
от стен или других отражающих поверхностей (кроме пола). Предполагаются
следующие размеры частичного ограждения: а = 3,04 м; b = 1,52 м; с = 1,82 м
(см. рис. 24). На каждой боковой стороне предусматривается отверстие размером
0,6 м на 0,3 м. На передней, верхней и задней поверхностях отверстия не тре-
буются. Оператор находится перед машиной. Необходимо определить ослабление
шума в октавных полосах, которое может быть получено с помощью частичного
ограждения.
1-й этап. Определение коэффициентов поглощения данного ограждения.
Предполагаем, что машина ограждена стальным армированным листом, коэф-
фициенты звукопоглощения которого даны в строке 2 табл. 17. Приведенные
значения являются минимальными, взятыми из табл. 1.
2-й этап. Определение поглощения в метрических сэбинах для каждой по-
верхности. Умножив площадь соответствующей поверхности на коэффициент
поглощения этой поверхности, получим значения, приведенные в строках 3,
4, 5,6 и 7 табл. 17 (площадь и поглощение отверстий исключены из этих расчетов).
Поглощение пола в данном случае не учитывается, так как предполагается, что
машина занимает большую часть площади пола внутри ограждения. Из строки 2
табл. 17 следует, что коэффициенты поглощения пола небольшие, следовательно,
общее поглощение пола незначительно. Однако для ограждений больших разме-
ров в расчете следует учитывать также поглощение пола.
3-й этап. Определение суммы значений поглощения в каждой октавной
полосе. Сумма значений, приведенных в строках 3, 4, 5, 6 и 7, дана в строке8.
4-й этап. Определение поглощения всей системы, включая открытые пло-
щади. Так как общая открытая площадь составляет 0,37 м2 и предполагается,
что коэффициент поглощения отверстий равен 1,0, к значениям строки 8 добав-
ляется 0,37 м2; результат приведен в строке 9 табл. 17.
5-й этап. Вычисление произведения коэффициента излучения отверстия и
площади отверстия. Оба отверстия находятся на боковых панелях. На основа-
нии табл. 16 значение т) составляет 0,3. Следовательно, каждая открытая пло-
щадь умножается на 0,3.Сумма для обеих площадей, как это показано в строке 10,
получается одна и та же для всех октавных полос.
6-й этап. Определение отношения акустической мощности, излучаемой от-
верстиями, к акустической мощности источника Wr/Ws- Значения этого отно-
шения даны в строке 11. Их вычисляют как отношение значений строки 10
к значениям строки 9 табл. 17.
7-й этап. Вычисление ослабления шума в дБ (если оператор находится перед
машиной) с помощью уравнения (35). Если машина установлена на относительно
большом расстоянии от стен или других отражающих поверхностей, то первый
член уравнения равен нулю и уравнение принимает вид
WR\
/после обработки*
Умножив логарифм величин, указанных в строке 11, на минус десять (—10),
получим положительные значения, характеризующие ослабление шума. Эти
значения даны в строке 12. Можно ожидать, что дополнительная обработка зву-
копоглощающим материалом внутренних поверхностей частичного ограждения
NR =— 101g
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 163
снизит уровень звука перед ограждением, так как используемый стальной лист
имеет низкие коэффициенты поглощения. Допустим, что внутренние поверхности
верхней и передней панелей ограждения обработаны дополнительно акустическим
пенопластом толщиной 25,4 мм. Определим ослабление шума при этом вяпианте
конструкции ограждения и сравним с данными без ограждения. Коэффициенты
звукопоглощения для пенопласта толщиной 25,4 мм даны в строке 13 табл. 17.
Эти значения^могут быть получены от завода-изготовителя акустического ма-
териала.
8-й этап. Определение поглощения в метрических сэбинах для обработанных
внутренних поверхностей верхней и передней панелей. Умножив коэффициенты
поглощения пенопласта на площадь поверхностей’верхней и’передней панелей,
получим результаты, приведенные в строках 14 и 15 табл. 17.
9-й этап. Определение общего поглощения ограждения. Складывая значения,
стоящие в строках 4, 5, 7, 14 и 15, и полагая750 = 0,37 м2, получим общую
сумму, указанную в строке 16.
10-й этап. Вычисление отношения Wr/Ws- Используя данные в строках 10
и 16, получим значения отношений, данных в строке 17. >
11-й этап. Определение ослабления шума ограждением, обработанным аку-
стическим материалом. В этом случае первый член уравнения (35) равен нулю
и уравнение принимает вид использованного в этапе 7. Логарифмы величин,
стоящих в строке 17, умножаются на (—10); в результате получаем значения
ослабления шума, указанные в строке 18. Эти значения характеризуют ослабле-
ние шума в октавных полосах для частичного ограждения с внутренними поверх-
ностями верхней и передней панелей, обработанными акустическим материалом,
по сравнению с соответствующими значениями без ограждения. При конструи-
ровании частичных ограждений звукопоглощение материала ограждения должно
выбираться более высоким Л чем^р несчитанное ослабление шума, по крайней
мере на 10 дБ в каждой октавной’полосе для того, чтобы получить требуемый
результат, так как передача’звука’через’стенки частичного ограждения снижает
эффективность системы звукоизоляции.
Для того чтобьГполучить большее’ослабление шума с помощью частичного
ограждения, отверстипомогут быть выполнены в виде звукоизоляционных трубок.
Для звукоизоляционной трубы ослабление’звука^ожно получить из уравне-
ния (23), умножив звукопоглощение трубы ( 12,6 а1,4 ) дБ/м на длину трубы.
В данном случае коэффициент звукопроницаемости*трубы определяется из
уравнения
тт ('^ 4 »'’)
Р = 1g"1
10
(36)
где (12,6 -у а1,4^ —ослабление звука в трубе, дБ/м, L— длина звукоизо-
ляционной трубы.
С учетом этого коэффициента эффективная мощность, излучаемая от отвер-
стий, выраженная уравнением, запишется
WS ~
т т
4=1 4=1
(37)
Ослабление шума будет иметь ту же самую величину, которую дает урав-
нение (34). ’*
Пример 5. Частичное ограждение с звукоизоляционными трубами. Допустим,
что затухание частичного ограждения, рассмотренного в примере 4, значения
6*
17. Расчет частичного ограждения (к примеру 4)
№ стро- ки Методика расчета Средние частоты октавной полосы, Гц
125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Коэффициенты поглощения верхней, перед- ней, задней и боковых панелей 0,05 0,04 0,03 0,02 0,02 0,01 0,01
2 Коэффициент поглощения пола 0,01 0,01 0,01 0,01 0,02 0,02 0,02
3 Поглощение в метрических сэбинах передней панели (4,65 м2) aS 0,23 0,19 0,14 0,09 0,09 0,05 0,046
4 Поглощение в метрических сэбинах боковой панели (2,6 м2) aS 0,13 0,1 0,07 0,056 0,056 0,028 0,028
5 Поглощение в метрических сэбинах боковой панели (2,6 м2) aS 0,13 0,01 0,07 0,056 0,056 0,028 0,028
6 Поглощение в метрических сэбинах верхней панели (5,6 м2) aS 0,28 0,22 0,17 0,11 0,11 0,056 0,056
7 Поглощение в метрических сэбинах задней панели (4,65 м2) aS 0,23 0,19 0,14 0,09 0,09 0,046 0,046
8 2 aiSi 10,8 8,6 6,4 4,4 4,4 2,2 2,2
9 Общее поглощение в метрических сэбинах, So = 0,37 м2; So + ZazSz 1,38 1,18 0,97 0,78 0,78 0,58 0,58
10 Для боковой панели т] = 0,3; 2 T1S= 0,3 (2) 4-0,3 (2) = 1,2 1,20 1,20 1,20 1,20 1,20 1,20 1,20
11 ns. w = e" vL q~ (значения из строки 10, деленные на соответствующие значения из строки 9) 0,081 0,095 0,115 0,143 0,143 0,192 0,192
Продолжение табл. 17
№ стро- ки Методика расчета Средние частоты октавной полосы, Гц
125 250 500 1000 2000 49J0 8000
12 13 Ослабление шума, дБ, равное —10 1g ) 10,9 10,2 9,4 8,5 8,5 7,1 7,1
14 Коэффициенты поглощения верхней и перед- ней панелей, акустически обработанных по внутренней поверхности пенопластом 0,23 0,54 0,60 0,98 0,93 0,94 0,96
15 Поглощение в метрических сэбинах обрабо- танной верхней панели (5,6 м2) aS 1,29 3,01 3,35 5,47 5,19 5,52 5,36
16 Поглощение в метрических сэбинах обрабо- танной передней панели (4,65 м2) aS 1,07 2,51 2,79 4,4 4,32 4,6 4,46
17 Общее поглощение в метрических сэбинах So + Sctj-Sj-, т. е. сумма строк 4, 5, 7, 14 и 15 плюс So> где So — 0,37 м2 WR nS0 ( = е । <— (значения из строки ^S 6о аЛ 3,22 0,0347 6,3 0,0178 6,8 0,0164 10,66 0,0105 10,09 0,0111 10,66 0,0105 10,51 0,011
18 10, деленные на соответствующие значения из строки 16) для обработанного огражде- ния
Ослабление шума для обработанного огражде- /WR\ ния, дБ, равное —10 lg I ] [см. урав- нение (34)] 14,6 17,5 17,8 19,8 * 19,6 19,8 19,7
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
18. Расчет частичного ограждения, имеющего отверстия с присоединенными к ним звукоизоляционными трубами (к примеру 5)
№ стро- ки Методика расчета Средние частоты октавной полосы, Гц
125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Коэффициенты поглощения работанной акустическим а для трубы, об- пенопластом 0,23 0,54 0,60 0,98 0,93 0,94 0,96
2 а» Л 0,13 0,42 0,49 0,97 0,90 0,92 0,94
3 12 Затухание трубы (в дБ) 6 Р 1 4 г a1»4 L, где 0,41 1,32 1.54 3,06 2,84 2,90 2,96
Р = 1,83 м, S = 0,186 м\ уравнение (23)] L = 0,61 м [см.
4 Значение затухания трубы, деленное на 10 0,041 0,132 0,154 0,306 0,284 0,290 0,296
5 Коэффициент звукопроницаемости трубы 0,91 0,74 0,70 0,49 0,52 0.51 0,51
R =
р — Г12-6 Р аУЛт 1 1 см уровне-
1g”1
10
ние (36)]
6 2 T)S = 0,3 (2,0 + 0,3 (2,0) = 1,20 Из строки 10 табл. 17 1,20 1,20 1,20 1,20 1,20 1,20 1,20
7 2 0T)S = 0T]Si + = 0о (4,0) 1,092 1,888 0,840 0,588 0,624 0,612 0,612
8 Полное поглощение ограждения метрические сэбины, SQ -|- (из строки табл. 17) 3.22 6,3 6,8 10,6 10,09 10,66 10.51
9 Р II о?| со 0tjS . _ —i~= — (значения из строки 7, 0 Ч- i • 0,0316 0,0131 0,0115 0,0052 0,0058 0,0053 0,0055
деленные на значения из строки 8)
10 Ослабление шума ограждения с звукоизоля- ционной трубой [см уравнение (34)] 15,0 18,8 19,4 22.9 22,4 22,7 22,6
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ И ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ 167
которого даны в строке 18 табл. 17, не отвечает требованиям, предъявляемым
к уровню звукового давления у рабочего места. Дополнительная обработка вну-
тренних поверхностей ограждения звукопоглощающим материалом снизит уровень
звука у рабочего места и, следовательно, обеспечит более высокое ослабление
шума по сравнению со значениями, данными в строке 18 табл. 17. Так как вну-
тренние поверхности ограждения могут обрабатываться ограниченным количе-
ством звукопоглощающего материала, а уровень звукового давления у рабочего
места обусловливается отверстиями, следует рассмотреть возможность исполь-
зования звукоизоляционных труб у каждого отверстия. Эта мера имеет то пре-
имущество, что звукопоглощающим материалом обрабатывают наиболее эффек-
тивный участок и, следовательно, при использовании того же количества мате-
риала можно получить более высокое ослабление шума. Определим ослабление
шума частичного ограждения, рассмотренного в предыдущем примере, если
к обоим отверстиям размером 0,305X0,61 м присоединены звукоизоляционные
трубы длиной 0,61 м. Труба должна быть облицована акустическим пенопластом
толщиной 0,025 м, таким же, каким обрабатываются внутренние поверхности
ограждения. При решении можно использовать ряд вычисленйй предыдущего
примера.
1-й этап. Определение ослабления звука, даваемого звукоизоляционной
трубой. Этот расчет дан в строках 1, 2 и 3 табл. 18. В строке 1 приведены коэф-
фициенты звукопоглощения для пенопласта толщиной 0,025 м, взятые из строки
13 табл. 17. В строке 2 коэффициенты поглощения возводятся в степень 1,4.
В строке 3 определяется затухание в звукоизоляционной трубе. Периметр Р
трубы 0,305X0,61 м составляет 1,83 м. Площадь поперечного сечения трубы
равна 0,186 м2 и длина L— 0,61 м. Конечные значения затухания в дБ даны
в строке 3.
2-й этап. Расчет коэффициента звукопроницаемости трубы на основании
уравнения (36). Расчеты представлены в строках 4 и 5.
3-й этап. Определение звуковой энергии, излучаемой от площади пропуск-
ного сечения трубы к передней поверхности ограждения. Значение рассчи-
тывается в строке 7, где р — коэффициент звукопроницаемости трубы; т] — коэф-
фициент излучения (из табл. 16), который равен для обоих отверстий 0,30; S —
общая открытая площадь двух боковых отверстий.
4-й этап. Вычисление отношения акустической мощности, излучаемой к пе-
редней поверхности ограждения, к акустической мощности неогражденного
источника Wr/Ws- Значения даны в строке 9.
5-й этап. Расчет ослабления шума частичным ограждением с звукоизоляцион-
ными трубами по уравнению (35). Так как первоначально машина была поме-
щена на большом расстоянии от стен и других отражающих поверхностей, пер-
вый член равен нулю, и уравнение принимает вид
Логарифмы величин строки 9, умноженные на (—10), записаны в строку 10.
Сравнение значений строки 18 табл. 17 и строки 10 табл. 18 показывает,
что присоединение звукоизоляционной трубы длиной 0,61 м к каждому боковому
отверстию дало в результате дополнительное ослабление шума приблизительно
на 2 дБ кроме октавной полосы 125 Гц, для которой дополнительное поглощение
менее 1 дБ. Увеличение длины звукоизоляционных труб повышает их эффек-
тивность. Увеличение длины звукоизоляционных труб повысит ослабление
шума перед ограждением. Для данного примера повышение снижения шума
равно затуханию звукоизоляционных труб. Если ограждение имеет отверстия
на нескольких сторонах, полученное повышение ослабления шума будет пред-
ставлять собой комбинацию каждого коэффициента затухания трубы и каждого
коэффициента излучения.
6
Демпфирующие материалы,
используемые для звуко-
и виброизоляции
ДЭВИД ДЖОНС
Введение
Обычно при разработке конструкций и механизмов учитывают различные кри-
терии, к которым относятся: 1) геометрические факторы и допуски; 2) условия
приложения внешней статической нагрузки и силы; Я) условия приложения
внешних динамических нагрузок и нагрузок, возникающих в пределах конструк-
ции или механизма; 4) динамические частотные характеристики. Факторы
группы 1 почти не имеют непосредственного отношения к явлениям, связанным
с шумами и вибрациями, но они могут в значительной степени влиять на факторы
группы 2. Факторы группы 3 влияют на шумы и вибрации, например на шум,
создаваемый в результате зацепления зубьев зубчатых передач двигателя.
Однако очень часто динамические частотные характеристики механизма (группа 4)
или конструкции усиливают шум или вибрации и создают серьезные трудности.
При расчете следует принимать меры для устранения явлений, к которым
относятся:
а) акустическая усталость, которая приводит к сильным напряжениям
и преждевременному разрушению в том случае, когда резонансные частотные
характеристики самолетной обшивки влияют на шум реактивных двигателей;
б) резонансы воздухозаборника реактивного двигателя или лопаток турбин,
которые могут возникать в результате изменения частоты вращения валов, обра-
зуя нежелательные напряжения, приводящие к неисправностям;
в) вращение валов, когда могут возникнуть критические скорости, близкие
к расчетным и приводящие к дребезжанию валов;
г) возможность резонанса зубчатых передач на определенных скоростях,
если только тщательный геометрический расчет или использование более под-
ходящего материала не внесут поправку в эти условия;
д) чрезмерные вибрации тонких панелей, пластин и оболочек механизмов
и конструкций, которые являются сильными вторичными источниками шума;
е) сильная вибрация трубопроводов и труб под действием возбуждения,
вызывающая шум и преждевременное разрушение;
ж) вибрация зданий со стальным каркасом под действием ветра или сейсми-
ческой нагрузки.
Проблемы контроля шумов являются трудноразрешимыми проблемами,
потому что хотя вибрация, усиленная резонансом, может возникнуть в недо-
ступном месте, большинство деталей конструкции будут усиливать, передавать
и вновь излучать энергию первоначального источника. Проблемы, связанные
с контролем вибраций, обычно в какой-то степени легче разрешить, потому что
вибрации определяются как непосредственно связанные с отклоняющейся от
нормы динамической характеристикой поврежденной детали, а не с местом (точ-
кой), которое удалено на некоторое расстояние от нее и которое может быть
самоисточником возбуждения. Из этого следует, что если шум зависит от локаль-
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 169
Рис. 1. Система масса—пружина—амортизатор:
а — масса, изолированная от конструкции с помощью демпфирующего материала, кото-
рый имеет характеристики, подобные характеристикам пружины; б — эквивалентная
система пружина—масса—амортизатор; в — эквивалентная система, *в которой пру-
жина и амортизатор заменены пружиной с комплексным модулем: 1 — конструкция;
2 — демпфирующий материал; 3 — пружина; 4 — амортизатор; 5 — пружина с ком-
плексным модулем
ной отклоняющейся от нормы характеристики детали конструкции, то можно
получить некоторое ослабление шума, контролируя вибрации, в противном слу-
чае найти решение значительно труднее. Существующая методика контроля
вибраций конструкций и машин тщательно рассмотрена ниже. Одним из явлений,
которое оказывает преобладающее влияние на динамическую характеристику
конструкций и механизмов, является резонанс. Для того чтобы понять сущ-
ность этого явления, следует рассмотреть простую систему масса—пружина—
амортизатор на рис. 1.
Система с одной степенью свободы
Система представляет собой тело массой М, соединенное посредством пружины
(коэффициент жесткости К) с твердой поверхностью. Сила, приложенная к массе,
имеет конечную частоту колебаний. На очень низких частотах масса просто рав-
номерно движется по мере того, как сила изменяется в зависимости от времени.
При повышении частоты инерционная сила — MX постепенно увеличивается, пока
не становится абсолютно равной или противоположной силе КХ пружины, и,
следовательно, амплитуда колебаний | X | может неограниченно увеличиваться
до бесконечно большой величины, что допустимо в теории. Частота, при которой
происходит это явление, известна как резонансная частота. На более высоких
частотах инерционная сила — MX становится очень большой, и тело массой М
стремится к «мертвой точке». Все сказанное выше справедливо для очень простых
конструкций. В более сложных конструкциях или механизмах возможны подоб-
ные явления, но в них наблюдается больше, чем один резонанс.
Сложные конструкции
Каждая грезонансная частота системы связана с очень высокой амплитудой
(бесконечной в теории, но не на практике) колебаний всех точек конструкции.
Распределение амплитуд колебаний над поверхностью известно как нормальный
тип колебаний. Трудности возникают в том случае, когда имеются одна или
более резонансных частот, тогда образуются высокие амплитуды, которые яв-
ляются причиной разрушения или неисправной работы.
170 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Методика вибрационного контроля
Контроль вибраций осуществляют в следующей последовательности: 1) смещают
резонансные пики за зону чувствительности; 2) уменьшают возбуждающие силы
источника; 3) изменяют соответствующим образом формы колебаний; 4) умень-
шают высоты резонансных максимумов.
Метод 1 широко используют при разработке валов, турбин и других враща-
ющихся механизмов для того, чтобы резонансные максимумы были достаточно
удалены от частот возбуждения. Не во всех случаях этот метод является идеаль-
ным, потому что трудно при большом числе резонансных частот избежать боль-
шого числа частот возбуждения, обусловливаемых широким диапазоном скорос-
тей; кроме того, этот метод вообще неприменим, если возбуждение осуществляется
в пределах широкого частотного диапазона, а не на дискретных частотах. Метод 2
можно использовать во всех случаях, но существует определенный предел ослаб-
ления возбуждения. Метод 3 связан с некоторыми трудностями, так как необ-
ходимо точно знать динамическую характеристику конструкции, но в некоторых
случаях, обычно в сочетании с методом 1, он дает хорошие результаты. Метод 4
устраняет трудности, связанные с вибрацией, но для его применения необходима
методика, полностью отличающаяся от методики первых трех методов, которые
главным образом предусматривают или уменьшение силы возбуждения, или изме-
нение геометрии конструкции. Для того чтобы уменьшить амплитуду при каждом
резонансе до незначительной величины, энергия должна рассеиваться в кон-
струкции до резонанса. Это явление называется демпфированием. Нужное
демпфирование можно ввести в конструкцию, используя материалы или методы,
которые рассеивают значительно большее количество энергии, чем обычные
конструкции без демпфирования.
Когда инженер сталкивается с конкретной проблемой, связанной с вибра-
цией, он прежде всего должен определить, какая деталь конструкции или системы
вибрирует и можно ли за счет незначительного изменения конструкции умень-
шить эту вибрацию. Если инженер приходит к решению, что имеет смысл
использовать демпфирование, то ему следует определить температуру вибриру-
ющей детали, потому что демпфирующие материалы чувствительны к темпера-
туре. Если температура известна, далее необходимо исследовать колебания
детали, т. е. выяснить, подобны они колебаниям плоской пластины или коле-
баниям балки. Если колебания подобны колебаниям плоской пластины, то
можно применить обработку свободным нанесением покрытия из высокоэластич-
ного материала, склеенного густым клеем с поверхностью. Если демпфирующий
материал выбран правильно, максимум его демпфирующей характеристики рас-
положен в области рабочей температуры, и первоначально его толщина должна
быть приблизительно равна толщине пластины. Если полученное таким образом
демпфирование недостаточно, то следует увеличить толщину слоя или произвести
более сложную обработку, например, чередуя слои из вязкоупругого вещества
или металла, напряженные или жесткие слои, называемые «демпфирующими
лентами». Подобная этой обработка не влияет на массу или толщину самой кон-
струкции. Однако, если первоначальная обработка свободным нанесением покры-
тия не дает желаемых результатов, необходимо проверить, подобно ли реальное
движение детали движению пластины и имеют ли вибрации резонансный харак-
тер, а не являются простыми вынужденными колебаниями конструкции. Если
имеют место резонансные эффекты, то распределение напряжений на поверхности
таково, что обработка слоями неэффективна. Рассмотрим идеальной формы полый
цилиндрический образец из определенного демпфирующего материала, прикреп-
ленный одной плоской поверхностью в соответствующей точке конструкции и
другой — к основанию. Соединение и основание следует выбирать таким образом,
чтобы резонансная частота амортизатора была равна резонансной частоте кон-
струкции при значительных колебаниях, которые необходимо ослабить. Этот
метод может быть очень эффективным при решении довольно простых проблем,
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 171
но в данном случае должна быть какая-то рациональная основа для выбора соот-
ветствующих материалов и видов обработки, что является предметом обсужде-
ния данной главы.
Ниже рассмотрены некоторые основные аспекты демпфирования с точки
зрения определения характеристик материалов и демпфированных конструкций.
Следует иметь в виду, что изменения процесса обработки и состава могут изме-
нить свойства материала. Рекомендуется измерять демпфирующие свойства опре-
деленного материала или материалов, используемых в каждом конкретном случае.
В уравнениях данной главы используются следующие обозначения:
А — коэффициент резонансного усиления или безразмерная
постоянная;
а — ускорение;
А', В', С' — постоянные;
В — безразмерная постоянная;
С — коэффициент затухания;
D — жесткость при изгибе или подстрочный индекс,1 обозначающий
демпфирующий материал;
Е — модуль Юнга;
Е — комплексный модуль Юнга;
Ео — действительная часть модуля Юнга;
Ес — модуль напряженного слоя;
Ее — эффективный модуль Юнга;
ехр — экспоненциальная функция;
е = Ed/E — отношение модулей;
f — частота, Гц;
fn — п-я собственная частота;
fnm — пт-я собственная частота;
fr — резонансная частота демпфированной системы;
F — сила;
G — модуль сдвига;
Gd — действительная часть модуля сдвига;
h — толщина пластины или балки;
Hd — толщина демпфирующего материала;
hc — толщина напряженного слоя;
i = V—1 — мнимое число;
# — жесткость пружины или радиус вращения;
/С — комплексная жесткость пружины;
/С$, Кт — коэффициент формы;
L, I — длина;
М — масса;
Ms — масса конструкций;
п = Hd/Ii — отношение толщин;
N — число слоев;
7? — радиус;
г — отношение к половине длины волны в пластине в перпен-
дикулярном направлении;
S, S' — площади;
t — время;
Т, TQ — абсолютные температуры;
W, Wq — смещения;
X — скорость;
х — координата вдоль оси балки;
X, Y — амплитуды смещения;
X, Y — ускорения;
у — мгновенное смещение;
172 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
ап — безразмерная постоянная;
ау* — температурный коэффициент линейного расширения;
Р, Pnm — безразмерные постоянные;
а — безразмерный параметр;
6 = уП\
А = x/L\
т|р — коэффициент потерь при растяжении—сжатии;
— коэффициент потерь при сдвиге;
т|е — эффективный коэффициент потерь;
Л’ Лз» “Hs' — коэффициенты потерь (см. текст);
^пт — длины полуволн колебаний;
v, vd — коэффициенты Пуассона;
Inm — собственное значение;
р, Ро» PD — плотности;
а — напряжение;
Фп/П — параметр сдвига;
фе — эффективное отношение масс;
Ф/im — параметр обратного сдвига;
со — круговая частота (рад/с);
сор — собственная круговая частота затухающих колебаний;
е — максимальная деформация;
s, 8о — деформации.
ДЕМПФИРУЮЩИЕ СВОЙСТВА МАТЕРИАЛОВ
Источники демпфирования
Большинство материалов, используемых в конструкциях, малоэффективны
вследствие малого количества энергии, рассеиваемой при циклической деформа-
ции. Однако все материалы под действием циклической деформации обычно
обладают в какой-то степени демпфированием. Демпфирование представляют
различными зависимостями деформации от напряжения, которые подтверждаются
на простых образцах их различных материалов. По достижении установившегося
состояния после нескольких циклов кривая зависимости деформации от напря-
жения имеет форму не прямой линии, как для идеально упругого материала,
а форму замкнутого контура, называемого петлей гистерезиса. Форма этой петли
зависит от материала, условий окружающей среды (например, температуры,
частоты и амплитуды деформации). Независимо от формы площадь внутри петли
гистерезиса является той величиной энергии, которая рассеивается в единице
объема за цикл и, следовательно, величиной демпфирования. Эти демпфирующие
свойства обусловливаются внутренними источниками, к которым относятся
граничные эффекты структуры, релаксация от точечных дефектов, термоупругие
эффекты, вихревые токи в металлах и сплавах и взаимодействия цепей больших
молекул в высокоэластичных материалах. Более подробно об этом см. в работе [1].
Демпфирование эластичными материалами
Демпфирующие свойства большинства высокоэластичных, т. е. резиноподобных
материалов, наиболее легко определить по характеристике, чтобы сравнить со
свойствами металлов. При использовании образцов из высокоэластичного мате-
риала, испытывающих одноосную циклическую деформацию, кривая зависимо-
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 173
сти деформации о г напряжения
при установившемся состоянии
имеет форму эллипса, как показано
на рис. 2.
Комплексные модули
материала
Для упрощения поставленной за-
дачи следует записать уравнение
эллипса, затем ввести синусо-
идально изменяющуюся деформа-
цию 8 = 80 sin со/ и рассчитать на
основании уравнения эллипса на-
пряжение, необходимое для полу-
чения требуемого движения. Пред-
ставление свойств материала мо-
жет быть осущеявлено, если дей-
ствительные модули Е или G иде-
ально упругого материала заме-
нены комплексными модулями ED(l
+ и]р) или (2^(1 + которые имеют
смысл, если деформация и напряжение изменяются как exp (/со/) во времени.
В данном случае этот сложный арифметический подход позволяет непосредственно
применить любые решения, которые возможны для случая идеально упругого
материала, путем простого перехода к комплексному вычислению. Специалисты,
которые не владеют комплексным вычислением, могут использовать действитель-
ные числа. Поэтому запишем основную завис;.мость в двух видах (соответственно
через комплексные и действительные числа):
или
а=Еп(! +'•%) е
(1)
(2)
Ер*\р de
со dt '
Такие соотношения между напряжением и деформацией’применимы для динами-
ческого случая, когда модуль упругости включает и «упругость» и диссипативную
энергию материала (см. рис. 1). При нагрузке, зависящей от времени, наблюдается
разность фаз между наряжением и деформацией:
а = Ее^ф&, (3)
где
е1ф = coscD + i sin Ф = созФ + i = созФ(1 + i 12Ф). (4)
Следовательно,
о = ЕсоэФЦ + i 1йФ) 8. (5)
Учитывая
ЕсозФ = Еп; tg Ф = tid,
получаем
G = £D(l+h)D), (6)
Если провести аналогию между напряжением а (сила на единицу площади
и деформацией 8 (смещение на единицу длины), то модель для демпфирующего
174 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
материала будет подобна колебательной системе с одной степенью свободы (см.
рис. 1, в). Для приложенной силы Fn> зависящей от времени Fexp (/©/), резуль-
тирующее смещение Ур не находится в фазе с приложенной силой, потому что
амортизирующая сила связана со скоростью, а сила пружины — со смещением.
Экспоненциальные выражения для синусоидальной силы и синусоидального
смещения можно представить в виде
Fn -Fexp (ко/); (7)
Yp = Y exp (8)
Используя эти уравнения, запишем дифференциальное уравнение для си-
стемы, показанной на рис. 1, в (предполагаем, что конструкция жесткая)
М-^ + С -^-_|-/< = Fexp(ioO- (9)
Применяя экспоненциальную форму для у = Уехр (tco/), преобразуем
уравнение (9) к виду
(-©2iW + i(oC + ^r = F. (10)
Этот результат можно записать на основе комплексных модулей:
K = K + Z/Cz==A-(l+i-^.y (И)
где Ki = ©С.
Тогда уравнение (10) примет вид
(—©2Л4 + К) Y = F. (12)
Если исключить массу из системы и приложить силу непосредственно к изоля-
ционному материалу, то
F = KY. О3)
Запишем уравнение (13) через силу на единицу площади (о) и смещение на еди-
ницу длины (е), тогда
ст = Ее, (14)
где Е — комплексный модуль материала;
ё = А = Ык+Цйщ|_Ед, + 1.^; (is,
здесь s — единица площади, и определим r]D =
Комплексный модуль показывает взаимосвязь между накоплением энергии,
энергией деформации и потерей энергии, определяемой коэффициентом потерь
Действительную часть комплексных модулей часто называют модулями накоп-
ления, а мнимую — модулями потерь.
Следует знать, что Ed и t]d являются в основном функциями частоты, тем-
пературы, амплитуды деформации и предварительной деформации для задан-
ного материала. Другое используемое выражение
» + Л'^- = В'« + С'Т <16>
эквивалентно уравнению (1), а е —еоехр (/©/), если должным образом выбрать А',
В' и С', чтобы по возможности наиболее точно искусственно воспроизвести дей-
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 175
ствительные изменения Ed и т]р в зависимости от частоты. С помощью этих про-
стых соотношений между напряжением и деформацией можно получить неко-
торое представление о значениях ED и т]р для простой системы.
Упруговязкая система
с одной степенью свободы
Для простой системы с одной степенью свободы, показанной на рис. 1, в, с дви-
жением конструкции по закону х = Хехр (/со/) уравнение движения массы можно
получить на основании второго закона Ньютона. В этом случае предполагаем>
что сила вынужденного возбуждения F exp (tco/) равна нулю, поэтому
^F=Ma. (17)
Сумма сил пружины и амортизатора равна инерционной силе, т. е.
+ <,8>
Используя уравнение (11), уравнение движения (18) преобразуем к виду
+ (х-у)=М^-. (19)
Производя перестановку и используя соотношение (15), получаем
+ + = (20)
Если решение у (/) = Уехр (tco/), то отношение перемещения массы (У) к пере-
мещению конструкции (X)
F,v (l+^O)(gD^)
' _M& + (EDSlh}(\ + iT\D)-
(21)
Абсолютное значение комплексной величины Y/X можно определить с помощью
характеристики чувствительности | Y/X\ в зависимости от со или М(й21г/ЕпЕ.
В пиковой точке значения амплитуды MuWi/EdS = 1, поэтому
+ Лр
I У/Х |тах = ------= А, (22)
т1р
где А — коэффициент резонансного усиления.
На рис. 3 показана кривая чувствительности как функция | Y/X | частоты со.
Пиковая или максимальная чувствительность достигается при собственной ча-
стоте затухающих колебаний системы сор. Максимальную величину А называют
коэффициентом резонансного усиления. Из уравнения (22)
Пл = , (23)
D J/Л2—1
т. е. т)р — величина резонансного усиления, переданного через простой обра-
зец, представляющая критерий демпфирования материала.
176 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Рис. 3. Характеристика чув-
ствительности отношения
амплитуд смещения | Y/Х |
в зависимости от частоты:
X — смещение конструк-
ции; Y — смещение изоли-
руемой массы (см. рис. 1);
сор — собственная частота
затухающих колебаний
Коэффициент резонансного усиления А увеличивается, когда амплитуда
массы |У| больше заданной амплитуды конструкции |Х|. С другой стороны,
коэффициент потерь будет меньше, когда Y много больше X. Таким образом,
большое значение характерно для требуемого вибропоглощающего материала
или вибропоглощающей системы.
Эффэкты температуры, частоты
и деформации
Большое количество существующих высокоэластичных материалов отличается
один от другого изменением Ed и tjd в зависимости от частоты, температуры,
амплитуды деформации и напряжения; температура является, несомненно, наи-
более важным фактором, так как в некоторых случаях Ed может изменяться
на четыре порядка в пределах узкого диапазона температур. Изменения модуля
Юнга Ed и коэффициента потерь в зависимости от температур для эластичного
материала при определенной частоте и амплитуде циклической деформации обычно
имеют форму, показанную на рис. 4. Для хрупкой области характерны большие
значения Ed и небольшие t)d; в переходной области Ed быстро изменяется в за-
висимости от температуры, а значения т]£> возрастают, в упругой области Ed
изменяется значительно медленнее, значения т]о меньше, чем в переходной об-
ласти, но больше, чем в хрупкой. При очень высоких температурах происхо-
дит необратимый распад материала.
Если принимать во внимание частотные эффекты, то одним из наиболее
пригодных методов является метод, основанный на принципе эквивалентности
температуры и частоты [4]. При этом
методе строят зависимости (Торв/Тр)
Ed и тр от так называемого параметра
приведенной частоты far, где ат —
функция абсолютной температуры Т
и стандартной температуры То. Обыч-
но принимают р0/р = 1 в пределах
широкого диапазона температур. При
обработке «основных» кривых широко
используют экстраполяцию результа-
тов испытаний, полученных при ши-
роком, но все же ограниченном ком-
плексе условий. Например, имея
данные, полученные в пределах диапа-
зона частот от 100 до 1000 Гц и диа-
пазона температур от 17,8 до 93,3° С,
можно определить свойства при 37,8° С
и 2 Гц. Для этого вначале на основе
существующих данных получают наи-
более подходящее семейство основных
Рис. 4. Изменение Ер и Т]£) в зависимо-
сти от температуры Т:
1 — хрупкая область; 2 — переходная об-
ласть; 3 — упругая, область
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИЙ 177
Рис. 5. Зависимости действительной части модуля Юнга Eq (сплошные линии) и коэффициента потерь t\q (штриховые ли*
нии) от температуры для разных материалов:
а — ЗМ-428; б — ЗМ-467; в — LD = 400; г — BTR
178 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 179
*Ея,юс/см
Рис. 6 (а) Рис. 6 (б)
10'
180 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
10
.Еп,кгс/смг
1,0
0,1
0,01
Рис. 6. Зависимости
действительной части
модуля Юнга Е &
(сплошные линии) и
коэффициента потерь
Л г) (штриховые ли-
нии) от температуры
для паракрилов че-
тырех разных соста-
вов:
а — паракрил-BJ (на
100 массовых долей
каучука, масс, доли:
паракрил-BJ 100;
окись цинка 10; сера
1,5; дисульфид бензо-
тиозила * "
слитель
низация
160° С;
рил-BJ
сажи (на 100 массо-
вых долей каучука,
масс. доли:. пара-
крил-BJ 100; печная
сажа со сверхвысоким
сопротивлением исти-
ранию 25; окись цин-
ка 10; сера 1,5; ди-
сульфид бензотиозила
1,5; антиокислитель
1,0); вулканизация
30 мин при 160° С;
в—паракрил-BJ с до-
бавкой сажи (на 100
массовых частей кау-
чука, масс, доли: па-
ракрил-BJ 100; печ-
ная сажа со сверхвы-
соким сопротивлением ____,____ ... _____ ... ___.. . _________ __________________
30 мин при 160° С; а — паракрил-D (на 100 массовых долей каучука, масс, доли:,паракрил-DlOO; окись
дикумила 3); вулканизация 1 ч при 138° С
1,5; антиоки-
1,0); вулка-
30 мин при
б — парак-
с добавкой
10
10
10
। S_______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________
I
1 ) I j
д 1 : . .s.
,7
/'/7 А \
/ / / V 7л
10
-48 -32 -18 ’ -4
в)
10 * 24 38 Т,°С
0,001
10’
-18 -4
10 24-
г)
истиранию 50; окись цинка 10; сера 1,5; дисульфид бензотиозилаг1,5; антиокислитель
JO sz т°с
0,01
1,0); вулканизация
цинка 10; перекись
Рис. 7. Зависимости действительной части мудоля Юнга Е& (сплошные линии) и коэффициента потерь т)£> (штриховые линии) от
температуры для разных материалов:
а — Вайтон-В (на 100 массовых долей каучука, масс, доли; Вайтон-В 100; MgO 20; средняя термическая сажа 5; Диак 1); вулка-
низация 1 ч при 160° С; клей шемлок 607: б — полимерная смесь (на 100 массовых долей каучука, масс, доли: паракрил-BJ 50
паракрил-DlOO; поливинилацетат 50; полистирол (дайлен 8) 100; окись цинка 10; антиокислитель 2246 1; перекись дикумила 7;
печная сажа с сверхвысоким сопротивлением истиранию 50; вулканизация 1 ч при 138° С
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 181
182 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
в) г)
Рис. 8. Зависимости действительной части модуля Юнга Ер (сплошные линии) и коэффициента потерь Лр (штриховые линии)
от температуры для разных материалов:
а — акварлас F-70; б — мистик 7402; в — силгард 188; г — винил (плитка из винила для настила полов)
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 183
184 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Рис. 8. д. Зависимости действительной части мо-
дуля Юнга Eq (сплошные линии) и коэффи-
циента потерь т]р (штриховые линии) от темпе-
ратуры для 15РД-110
кривых, затем производят экс-
траполяцию. Можно определить
опытным путем коэффициент
ат, необходимый для построе-
ния кривой log (TqEdIT) — \Qgf
при температуре Т, и затем
близрасположенную кривую
log (Ed) — log f при темпера-
тур6 П, учитывая при этом
кривые т|£) — log f при темпера-
турах Т и То. Подобным спосо-
бом были получены кривые на
рис. 5—8 *. Таким образом,
недостатки метода или методов
измерения могут частично ком-
пенсироваться. В данной главе
эти методы не рассматриваются,
так как в достаточной степени
изложены в работах [5, 11].
Зависимости действительной
части модуля Юнга или ком-
плексного модуля упругости и
коэффициента потерь от темпе-
ратуры &для] общеиспользуемых
демпфирующих материалов при-
ведены на рис. 5—8. Заметим,
что Ed и зависят от темпе-
ратуры, поэтому демпфирующие
материалы следует выбирать,
учитывая их рабочие темпера-
туры, так как демпфирующий
материал может быть эффек-
тивен при одной температуре
и абсолютно неэффективен при другой. Часто изготовитель указывает свой-
ства демпфирующих материалов только при комнатной температуре. Если эти
материалы необходимо применять при других температурах, то следует забла-
говременно получить консультацию
у изготовителя или ознакомиться
с данными рис. 5—19.
Демпфирующие свойства
металлов
Петля гистерезиса типичного кон-
струкционного сплава имеет неболь-
шую площадь и заостренную форму
(рис. 9), поэтому демпфирование
низкое. При пластических дефор-
мациях площадь петли увеличива-
ется, и, следовательно, повышается
* Данные лаборатории материа-
лов ВВС.
Рис. 9. Петля гистерезиса заостренной
формы
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 185
демпфирование, но только за счет использования материала в области, где он
может разрушиться при относительно небольшом числе циклов.
Подобное свойство характерно для большинства широко используемых
конструкционных сплавов. Следует рассмотреть менее употребительные группы
сплавов, прежде чем иметь возможность получить более высокие уровни демпфи-
рования при низких уровнях деформации, когда влияние пластичности становится
значительным. К группе сплавов, которые имеют высокую демпфирующую ха-
рактеристику, относятся некоторые сплавы на основе меди, марганца, алюминия
и магния [1, 12, 14].
Типичная демпфирующая характеристика
Результаты испытаний консольной балки при резонансных колебаниях часто
используют для определения демпфирующих свойств материала балки. Зависи-
мости | Y/Х | от частоты показаны на рис. 10, где fn — резонансная частота п-го
типа колебаний, — ширина полосы по уровню половиннсйй мощности, кото-
рая определяется точками на резонансной кривой по уровню 0,707 от ма-
ксимальной амплитуды с обеих сторон пиков резонансной кривой (рис. 10).
Если максимальное ускорение на конце балки равно Y, а входное ускорение
в месте закрепления балки X, то полученные данные будут являться критерием
затухания n-го типа колебаний, который выражается двумя числами, иначе
говоря, коэффициентами потерь
<24)
In
где
L
j Фп (X) dx
| (х) dx
О
здесь Фп (,г) — n-й нормальный тип колебаний консольной балки; L — длина
балки.
Эти коэффициенты можно использовать для оценки изменения затухания
балки при каждом типе колебаний в зависимости от максимальной амплитуды
деформации у места закрепления балки на ее поверхности или частоты и тем-
пературы. Коэффициенты r]s и t]sz не характеризуют демпфирующие свойства
самого материала, за исключением материала с линейными характеристиками,
т. е. r]s и T]s, не зависят от амплитуды деформации, но дают качественное пред-
ставление о пригодности данного сплава для демпфирования.
Для иллюстрации демпфирующей характеристики обычного конструкцион-
ного материала на рис. 11 сплошной линией показано изменение r]s в зависи-
мости от частоты для балки длиной 0,18 м, шириной 0,01 м и толщиной 0,001 м,
изготовленной из алюминия 7075-Т6. Результаты получены для балки в воздуш-
ной среде при атмосферном давлении, эквивалентном высоте над уровнем моря
38 100 м. Из анализа рис. И следует, что влияние атмосферных условий на демп-
фирование (например, излучение звука) незначительно. Установлено, что демп-
186 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Рис. 10. Зависимость от-
ношения ускорений
I Y/ X | для консольной
балки от частоты:
У — ускорение на конце
балки; *Х — ускорение,
сообщенное закреплен-
ному концу балки; 1 —
жесткое крепление; 2 —
консольная балка
фирование не зависит от деформации, т. е. оно линейное, и, следовательно,
является точным показателем демпфирования материала. Однако вследствие низ-
ких уровней демпфирования эти результаты почти не имеют значения при оценке
демпфирования сложной конструкции.
В противоположность вышесказанному свойства высокодемпфированного
сплава магния с медью (соностона) в значительной степени зависят от амплитуды
деформации [12]. Результаты, полученные при испытании консольных балок
шириной 0,01 м, толщиной 0,001 м и различной длины L, показаны на рис. 12.
В этом случае графики r]s в зависимости от максимальной деформации поверх-
ности характерны только для отдельных образцов, а не для материала вообще.
Рис. 11. Изменение коэффициента потерь ris в зависимости от частоты для алюминиевых
балок; светлые знаки соответствуют атмосферному давлению; темные — 38 100 м над
уровнем моря
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 187
Рис. 12. Изменение коэффи-
циента потерь T)s в зависи-
мости от максимальной де-
формации поверхности е;
материал соностон, Т = 27° С
Демпфирующие свойства эмали
Стекловидную эмаль в основном используют для декоративных и защитных
целей, но только совсем недавно обратили внимание на демпфирующие свойства
эмали. Следует отметить, что рассеяние энергии в какой-то степени отличается
от рассеяния в металлах и эластичных материалах, но демпфирующая харак-
теристика очень похожа на демпфирующую характеристику эластичных ма-
териалов.
Влияние температуры и частоты
Изменение комплексного модуля упругости эмали в зависимости от температуры
показано на рис. 13. Различие характеристик эмали и эластичного материала
заключается в том, что у верхнего участка «упругой» области эмаль плавится,
Рис. 13. Типичная демпфирующая харак-
теристика эмали в зависимости от темпе-
ратуры:
1 — хрупкая область; 2 — переходная об-
ласть; 3 — область разрушения
Рис. 14. Зависимости действительной ча-
сти модуля упругости Юнга ED (сплош-
ные линии) и коэффициента потерь т]/)
(штриховые линии) от температуры для
обычной эмали Chicago 325 (данные лабо-
ратории материалов ВВС)
188 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
а эластичный материал разрушается. Для определения св°йств
эмали в данном случае применим метод эквивалентности тем р ур на
Следовательно, графики Ed и по в зависимости от far могут бьуть тол ученьош
основании экспериментальных данных. Предполагаем, что о ’ TV0H0r0
температура перехода обычно очень высокая, а верхний пРе^ *
диапазона, в котором может быть эффективное демпфироваi , , •ой
На рис. 14 показаны зависимости Ео и от темпера ур Д
эмали [15].
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДЕМПФИРОВАННЫХ
КОНСТРУКЦИЙ
Номинально недемпфированные конструкции
Большинство сборных конструкций обладает демпфированием при‘ каждом тип^
колебаний, значительно превышающим демпфирование самогоИИ„„О_₽УИссипатив-
материала. Это объясняется тем, что большое количество источни д
ной энергии, которых нет в простом образце, присутствуют_вр еское
ции. К дополнительным видам демпфирования могут отно вибрирующих
демпфирование, возникающее в результате излучения зву_ Р Р сколь.
поверхностей конструкции; демпфирование стыков, ^У“°® вь13ванным Попе-
жением между границами раздела, так и движением В0ЗДУха(’1к1 перекачкой
речным движением перекрывающихся металлических листов [ 1 ₽ ное
воздуха через отверстия в граничных поверхностях, °гРа^ “• рие в кон-
воздушное пространство. Можно повысить естественное демпф Р лостных
струкции, не ухудшая ее прочности, жесткости, иначе, говоря, У™с™^
характеристик. Следует учитывать естественное демпфированi е Ирования
колебаний конструкции. Более того, неустойчивость * нискольких
в любой исследуемой конструкции очень велика. Наприм р, Д‘ е /8)1
одинаковых конструкций значения коэффициента потерь [ . УР 0 _ =
при любом заданном типе колебаний могут изменяться в 10_Р , яет ^чно
= 0,002 до = 0,02. Эта невозможность прогнозирования не позвол е„о
определить естественное демпфирование, потому что смещени £Р пропорцио-
резонансе под действием синусоидального возбуждения 0 Р возбуждения
нальны t]s, а напряжения и смещения под действием случаи о У
обратно пропорциональны ]A)s [17].
Обработка свободным нанесением покрытия
Обработка свободным нанесением покрытия является наипростейшим способе
введения демпфирования в конструкцию из тонкого листово рпиал‘а со_
данном типе обработки слой из соответствующего эластичного материа
hD=nh
Рис. 15. Схема обработки свободным нанесением покрытия:
/упруговязкий слой; 2 — нейтральная ось; 3 — металлическая пластина
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 189
единяется с помощью клея с теми вибрирующими поверхностями, которые вна-
чале вибрируют при изгибе, как показано на рис. 15. По мере того, как эти по-
верхности изгибаются, слои, нанесенные на поверхности, циклически деформи-
руются и, следовательно, рассеивают энергию.
Свободное демпфирование
нежестких балок и пластин
Коэффициент потерь демпфирования для заданного типа колебаний нежесткой
балки, покрытой слоем упруговязкого материала, может быть найден по урав-
нениям
_ ^Den Г 3 + 6п 4-4п2 + 2еп3 + е2п4 ] .
1,5 ~ 1 4- еп [ 1 + 2еге(2 + Зге + 2я2) 4- еМ J ’
”Рр 1 ГМ _ 1 4- 2еге (2 4- Зге 4- 2ге2) 4- е2ге4
р JL/n]- >+««
(26)
(27)
гдет]ч = я = holh} h — толщина балки; ho— толщина упругого слоя;
е = EdIE', Ed — действительная часть модуля Юнга; р — плотность материал!
балки; ро — плотность упруговязкого материала; fr — резонансная частота
n-го типа колебаний демпфированной балки; fn — п-я собственная частота не-
демпфированной балки.
Эти классические уравнения первоначально были выведены д-ром Г. Обер-
стом и д-ром К. Франкенфельдом в 1952 г. [18].
Если вместо нежесткой балки произвести обработку нежесткой пластины,
эти уравнения будут также действительны при условии, что коэффициент Пуас-
сона упруговязкого материала vd будет приблизительно равен коэффициенту
Пуассона материала балки или пластины V.
Автор видоизменил приведенные выше уравнения [19], которые имеют
большое значение, в частности, при исследовании жестких пластин:
, neD 1 Г fr I2 _ А + Be
+ р J Ш 2
где
(1 _я2е)з+ Г1 +(2п4- ге2)е13 .
(l-J-ne)3
(2ге + 1 4- ге2е)3 — (1 — ге2е)3.
Ь~ (14- пе)3
(28)
(29)
(31)
Совершенно очевидно, что две системы уравнений идентичны, что легко прове-
рить.
Методика расчета
Дана геометрия пластины, известны недемпфированные резонансные частоты fn
и предполагается, что известны Ed и t]d демпфированного материала как функции
температуры и частоты. Для заданного отношения толщины п ( рис. 15, п = )
190 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
выбирают тип колебаний и производят первую предположительную оценку при
частоте fr этого типа колебаний для демпфированной системы. Используя урав-
нение (29), рассчитывают новое значение fr с учетом значений Ер и т)£>, соответ-
ствующих начальной частоте fr. Процесс повторяют до тех пор, пока два значе-
ния fr не совпадут, затем, используя уравнение (28), рассчитывают значение T)s.
Процесс повторяют в пределах требуемого диапазона температур. Если полу-
ченная таким образом демпфирующая характеристика не подходит, то можно
или увеличить п, или выбрать другой материал с соответствующей максимальной
температурой демпфирования. Самым важным критерием, как это видно из урав-
нения (26), является произведение Е/угщ, которое должно быть большим, если
требуется максимальное демпфирование. ж.
Пример расчета № 1. Определить коэффициент потерь tis и резонансную частоту
в основном типе колебаний закрепленной с четырех сторон прямоугольной стальной
пластины толщиной 0,006 м, если пластина для демпфирования покрывается слоем
из упруговязкого материала толщиной 0,006 м. Температура 4-23,9° С, Ер = 0,07Х
Х10в кгс/см8, Чр = О»4» Для стали Е = 0,2X10’ кгс/см2, основная частота недемпфиро-
ванной пластины 200 Гц. Плотность стали составляет 0,009 кг/см8, плотность демпфирую-
щего материала 0,0018 кг/см8. При данных условиях
л = Лр/Л = 1; е = 10«/3 X Ю’ = 1/ЗЭ; т]п = 0,4;
Из уравнения (26) тц в 0,115 и из уравнения (27) (1 4" 0,2) (/г/200)2 = 1,422.
Следовательно, fr =* 218 Гц.
С другой стороны, используя уравнения (28) и (29), получаем А ~ 2,03; В = 24,6;
0,4
~ 2,03-30
+ 24,6
= 0,115;
(1 4- 0,2) (fr/200)3 ₽ (2 / 3 4- 24,6/39)/2 = 1,422,
т. е. fr = 218 Гц, как и выше.
Демпфирование жестких пластин
Наличие элементов жесткости в конструкциях из тонкого листового металла
обычно снижает эффективность обработки свободным нанесением покрытия.
Ожидаемый эффект от подобной обработки для повышения демпфирования каж-
дого типа колебаний в основном очень трудно оценить, для чего требуется
большое количество допущений. Если обрабатываются все поверхности, которые
первоначально деформировались при изгибе, коэффициент потерь в каждом
типе колебаний можно рассчитать с помощью уравнения (19):
П, ~ VI1 + и - 2 + Рпт)/Ве]; (32)
(1 4- pDn/p) {fr/fniny 1 + (Л _ 2 + Ве)/рл/п> (33)
где А и В определяются, как и раньше;
2£nm J J Ф/tm ty
^шйн+(4)*тг+'
D
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 191
Оценка
Рассчитать трудно, потому что в общем случае не имеется достаточно
данных о форме колебаний, в идеальном случае можно оценить f>ntn. На прак-
тике лучше всего использовать обработку всей поверхности известным упруго-
вязким материалом определенной толщины. В этом случае по измеренным ха-
рактеристикам оценивают t]s; из уравнений (32) и (33) определяют pnm. Уравне-
ния затем можно использовать непосредственно для оценки влияния других
материалов и толщин обработки.
Пример расчета № 2. Пластина, как в примере расчета № 1, жесткая с аморти-
зирующей обработкой по всей поверхности (т), « 0,04). Для определения &пгп при основ-
ном типе колебаний и добавочном слое необходимо знать для нежесткой пластины.
Из уравнения (32), используя значения п и е из примера № 1, получаем
0,4
°’ “ 1 + (2,03 — 2 + Злт)/(24,6/30) :
30
24Л (°.°3 + ₽„т) = 9.°;
Теперь следует повторить расчет при новом значении п, необходимом для увели-
чения t]s до 0,115. Подставляя разные значения, в итоге определяем, что если п = 1,84,
то значение коэффициента потерь будет желаемым.
Многослойная обработка конструкции
с напряженными слоями
На рис. 16 показаны различные виды многослойной демпфирующей обработки,
которые исследуются аналитически и экспериментально. Наипростейшая много-
слойная обработка заключается в том, что тонкий слой упруговязкого материала
прикрепляется к поверхности конструкции и прижимается жестким слоем,
обычно металлическим, к наружной поверхности. Повторяя операцию, легко
получить несколько слоев. Преимущества этого типа обработки огромны, так как
механизм рассеяния энергии происходит первоначально в процессе деформации
сдвига упруговязкого материала по мере того, как поверхность деформируется
Рис. 16. Схемы демпфирующей многослойной обработки:
а — свободный слой с упруговязким клеем; б — многослойная конструкция демпфирую-
щего материала; в — обработка несколькими слоями, расположенными с интервалом;
г — обработка несколькими скрепленными слоями; 1 — конструкция; 2 — упруговяз-
кий клей; 3 — упруговязкий материал
)92 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
при изгибе. Упруговязкий материал, чтобы быть эффективным, не должен иметь
очень высокий модуль сдвига, как в случае обработки свободным ’нанесением
покрытия [20]. Поэтому, выбирая очень жесткие составляющие слоев, можно
в дальнейшем улучшить демпфирующую способность. В итоге, выбирая различ-
ные материалы для каждого упруговязкого слоя, можно до некоторой степени
оптимизировать демпфирование для того, чтобы оно было эффективным в пре-
делах более широкого температурного или частотного диапазона, чем при исполь-
зовании одного упруговязкого материала между каждым напряженным слоем
[21, 22].
Демпфирование нежестких балок и пластин
В отличие от анализа обработки свободным нанесением покрытия анализ обра-
ботки напряженными слоями обычно затруднителен, экспериментальные данные
не всегда совпадают, хотя, по-видимому, качественная характеристика подобных
систем понятна [23, 25]. Разработчик обычно отдает предпочтение полуэмпири-
ческим данным, основанным на экспериментах, хотя и недостаток этого метода
заключается в использовании ограниченного числа изменяющихся параметров.
Обширная программа для оценки нескольких напряженных слоев на простых
балках должна учитывать большое разнообразие слоев 7V, комплексный модуль
сдвига упруговязких слоев GD (1 + и]р) [или 0 + М°ДУЛЬ напря-
женного слоя Ес, толщину упруговязкого материала to, толщину напряженного
слоя hCt модульную длину полуволн в n-м типе колебаний, длину L и толщину h
балки, модуль упругости Е балки и граничные условия. Совокупность пара-
метров (в общей сложности их десять) требует снятия большого количества
экспериментальных данных. Однако анализ позволяет определить безразмер-
ные группы параметров, наиболее пригодные для исследования. Согласно эле-
ментарной теории большое число параметров можно объединить в один «параметр
сдвига» EDtfjEJichD, который в сочетании с геометрическими отношениями
hDlhc и hD/h> отношением модулей EjE и N уменьшает общее число неза-
висимых параметров от десяти до пяти. Можно получить достаточно точную
характеристику для нескольких слоев с эквивалентным комплексным модулем
Юнга Ее (1 + П]е), для которого Ее/Е, и в значительной степени зависят
только от EDtfJhchD и hplhc, т. е. hDlh, EjE и W исключаются. Число пред-
ставляющих интерес параметров уменьшается до двух, экспериментальные
исследования значительно упрощаются.
Эквивалентные комплексные модули
Обширные “испытания различных многослойных обработок проводились на
закрепленной с обоих концов алюминиевой балке длиной 0,18 м, шириной 0,025 м
и толщиной 0,001 м. Типичные графики измерения в зависимости от
построены на рис. 17. На основании этих графиков, используя урав-
нения (28) и (29), можно определить значения Ее и для каждого выбранного
значения EDK^ (Ее и — соответственно модуль Юнга и коэффициент потерь
одного свободного слоя демпфирующего материала). Типичные графики отно-
шений эквивалентных моделей EjEc и эквивалентных коэффициентов Ле/'Чп
в зависимости от ED'k^jE(hDhc показаны на рис. 18. Чтобы использовать эти
данные для нежестких пластин, необходимо только заменить параметр сдвига
балки Ф/г = EDtfJEchchD на параметр сдвига пластины Фпт = +
+ 1) EJiJid, где — длин/ половины волны n/n-го типа колебаний* г — отно-
шение Кпгп к расстоянию между двумя узловыми линиями. Например, для пла-
стины 0,25X0,2 м, закрепленной штифтами с четырех сторон, при основном типе
колебаний %ц = 0,2 м и г = 8/10.
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 193
Рис. 17. Зависимости 'П5/‘П^ 1122 от ED^n Для N = ^..hc = 0,00005Jm; hD = 0,00005 м
Рис. 18. Зависимости Ее1Е0 и от = ED^nlEchchD
Методика расчета
Для пластины заданных размеров с классическими граничными условиями, т. е.
для пластины, закрепленной с обоих концов или с четырех сторон, или свобод-
ной сначала оценивают и г для представляющего интерес типа колебания на
основе системы незатухающих колебаний, которые считают известными. При
каждой температуре предполагают известной резонансную частоту fr пт-го
типа колебаний демпфированной пластины, a Ed и т|£> берут из соответствующей
спецификации на выбранный упруговязкий материал. В таком случае для задан-
ного модуля напряженного слоя Ес, толщины связующего вещества ho и толщины
напряженного слоя hc можно рассчитать Фпгп и по рис. 18 определить EglEc
и Затем так как Ес и tjd известны, рассчитывают Ее и т]е. Для заданного
числа пар слоев N > используемых при обработке, можно определить отношение п
7 Под ред. Л. Л. Фолкнера
196 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Для основного типа колебаний W = sin (nX10,3)Xsin (пр/0,5), если оси х и и распо»
ложены по сторонам пластины длиной 0,3 м и 0,5 м с началом координат в углу, подстав-
ляя в данное уравнение движения v = '/«» находим
£fta_ Г-L + 1 I2 -pfc®2 = 0, (39)
12(1 — V2) [0,32 ’ 0,52J 11
откуда после вычислений получаем
= 184 Гц.
Для демпфированной пластины п « 1 и = 1,4. Из уравнения (37) находим фи =
= 60,9, а из уравнения (35) тц = °»252-
На основании уравнения (37) получаем
fr = 189 Гц.
Резонансные демпфирующие устройства
Различные виды многослойной демпфирующей обработки эффективно исполь-
зуют только в тех конструкциях и при таких типах колебаний, когда возникает
большая поверхностная деформация. В конструкциях, в которых развиваются
значительные деформации поверхности, можно использовать резонансный
демпфер. Основные требования, предъявляемые к резонансному демпферу,
следующие: 1) демпфер должен быть расположен в точке, соответствующей ма-
ксимуму амплитудной характеристики, например пучности; 2) частотный спектр
характеристики должен иметь один резонанс, или ряд широко разделенных,
резонансов, или ряд широко разделенных групп типов колебаний.
Ниже рассмотрен принцип действия демпфера.
Характеристика демпфера
На рис. 1 дана идеальная схема резонансного демпфера, состоящего из массы М,
прикрепленной к пружине с упругими демпфирующими свойствами. По существу
этот простой резонансный демпфер представляет собой систему с одной степенью
свободы. На основании уравнения (21) сила, действующая на конструкцию через
демпфер и возникающая в результате возбуждения X exp (tot) в точке креп-
F=—К(У —X)(l+ iT))exp(iW); <40)
р_______~М(оХ (41)
1-^(1 + ^)
А
На частоте, для которой Мы2/К = 1, получим уравнение
р = —ixK = хК (42)
т)
показывающее, что сила F пропорциональна скорости х, т. е. это демпфирующая
сила. Выбирая соответствующие значения М, К ит), можно разработать демпфер
с высокой степенью демпфирования [30, 31].
Резонансные демпферы, используемые в простых
конструкциях
Если конструкция имеет только одну резонансную частоту или ряд широко
удаленных резонансных частот, то устройство резонансного демпфера может
быть очень простым, причем частота демпфера ад = V К/М должна почти сов-
падать с частотой колебаний, которые будут демпфироваться.
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ . 197
Демпфер осуществляет разложение одного основного типа колебаний на
два [32]. Низкочастотная составляющая соответствует массе демпфера М и по-
верхности конструкции, движущейся в фазе, в то время как высокочастотная
резонансная составляющая соответствует массе и поверхности, движущейся
в противофазе. Эффект движения с частотой демпфирования сор по сравнению
с частотой (оп рассматриваемого типа колебаний заключается в выделении одного
из максимумов за счет другого, при этом оптимальное демпфирование происходит
в том случае, когда два максимума имеют одинаковую амплитуду.
Для простых конструкций, в которых возможно возникновение одного резо-
нансного максимума или ряда удаленных один от другого резонансов, частотная
характеристика демпфированной системы вблизи самой низкой частоты может
быть записана в следующей форме:
1_________________________
Фе (<0/<01)2
1 — + tTl)
(43)
где Wo — статическое смещение под действием приложенных сил при нулевой
частоте; фе — эффективная масса;
/ М \
здесь Ms — масса конструкции; уг— безразмерный параметр, зависящий от
формы колебаний и местоположения демпфера. Расчет ух в общем случае затруд-
нителен, хотя его легко произвести в простых случаях.
Уравнение (43) показывает, что характеристика W7F0 на любой частоте (о
и в .любой точке конструкции зависит от эффективной массы ф^, отношения ча-
стот сор/сох и коэффициента потерь т) демпфера. Следовательно, для заданных т]
и фе изменение сор/сох будет изменять настройку демпфера и относительную ам-
плитуду двух максимумов в характеристиках демпфера, как показано на рис. 20.
На рис. 21 приведены зависимости iis = (| ITg/lT2 | — 1)—1у/2 от ад/(Ох для т]=
= 0,2 и фе = 0,1,
198 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦии
Рис. 21. Изменение ns = (|^/UZ2| - 1)~ 1/2
в зависимости от (O£)/coi:
1 — верхний максимум; 2 — нижний макси-
мум
Рис. 22. Графики оптималыь
Т| =. 1)“1/2 в ?1х величин
от коэффициента потерь д Ьисимости
и фв ^мпфера т]
Методика расчета
Если т] и г|)е невелики, значения cop/iOi для случая оптимального демцл
можно получить по формуле Жирования
=___________1_________
\ /опт (1 +фе)1/2 (1 +п2)1/4 ’ (44)
Для конструкции, подобной пластине,
vi = y---------------,
J ф2 (А, 6) db d6
s
(45)
где Фх — форма колебаний (предполагается известной); S — плопц.
ности конструкции, подобной пластине; А/, бу— координаты /-го демщ^ повеРх-
число демпферов равно J. wpa, если
Зная Vi и фе, можно выбрать соответствующий материал демпфер
торого известен т]. При этом значении фе и найденном значении содр Для ко“
определить | WjW | с помощью кривых на рис. 22. Если этот уровень можно
вания отвечает требованиям, то нет необходимости производить Демпфирсь
расчет. Если изменение температуры происходит в достаточно боль1^овтоРныя
зоне, то расчет следует повторить при различных температурах. Ом Диапа-
Пример расчета № 5. Конструкция имеет один резонансный максиму^
400 Гц. Масса конструкции составляет 4,5 кг. Резонансный демпфер помещен .на частоте
для которого T1 = 3. Используя упруговязкий материал с модулем Юнг^ том месте,
и коэффициентом потерь 0,2, требуется сконструировать демпфер, который 70 кгс/см2
в характеристике не менее чем в 7 раз. Снизит пик
По рис. 22 по крайней мере, должно быть равно 0,1 для | W 0/W |
Из уравнения (44) при фе = 0,1 и т] = 0,2 получаем 0,143.
(®О/“1)опт = °-94'
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 499
Тогда (®£>)опт = 400-0,94 = 376 Гц и
। М
м
Следовательно, 0,1=-т-=--3, т. е. /14 = 0,15 кг.
4,о
Но
.2 _ К EDSKT
(®£>)опт- М - ИМ
где Ejy = 70 кгс/см2; S — площадь сечения демп-
фера [предполагается, что демпфер имеет цилин-
дрическую форму (см. рис. 1)]; h — длина; —
коэффициент формы [2],
Рис. 23. Резонансный демпфер,
основанный на сдвиге массы
Кт= 1 + Р (S/S')2;
здесь S' — ненагруженная опорная площадь по-
верхности образца; Р — безразмерный коэффициент,
равный приблизительно 0,2 для ненаполненного
эластичного материала и 1,5 для наполненного эластичного материала. Следователь-
но, для цилиндрического образца радиусом /?
(376-2л)2
70л/?2 (1 -I- /?2/4Л2)
h (0,15/386)
/?2 / , /?2 ) 0,04
Л2 4Л2 j— h
Любые значения Ли/?, которые удовлетворяют этому уравнению, будут характеризо-
вать приемлемые демпферы. Например, для /?/Л = 1
откуда Л = 0,03 м и /? = 0,03 м.
Если необходимо рассчитать демпфер сдвигового типа, показанный на рис. 23,
то методика расчета подобна описанной выше:
(ш1))опт —
К _ GpSKS
/И Л/И
где Gp — модуль сдвига (обычно Gp ss S — нагруженная опорная площадь по-
верхности; Л — толщина пограничных слоев [33];
К 1 .
S 1 + Л2/36К2 *
•десь К — радиус вращения поперечного сечения слоя вокруг нейтральной оси изгиба,
для прямоугольного пограничного слоя К = llV\2. Следовательно,
n7fi 2jn2_________333-0,9_______.
' ' Л (0,33/386) (1 + Л2/3/2) ’
т(1+^-)=0’1406-
Для Л// = 0,1 b = 0,018 м, причем можно допустить I — 0,025 м, Л = 0,0025 м; Z =
•* 0,05 м, Л = 0,005 м и т. д.
Использование резонансных демпферов
сложных конструкциях
Кел и резонансные демпферы применяют для сложных конструкций, обладающих
большим количеством близко расположенных резонансных частот, то вышеприве-
денные расчеты усложняются, и влияние демпферов на динамическую х ар акте-
200 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
ристику конструкции зависит от точности геометрических параметров конструции,
т. е. общие принципы расчета разработаны быть не могут.
Следует, однако, заметить, что если типы представляющих интерес колебаний
расположены в пределах более чем одной октавной полосы частот, имеют в значи-
тельной степени отличающиеся энергии или большое число узловых линий, то
резонансные демпферы, вероятно, не будут оказывать большого влияния на дина-
мическую характеристику конструкции. Однако если типы представляющих инте-
рес колебаний находятся в пределах октавной полосы частот и имеют одинаковые
энергии, то резонансные демпферы будут очень эффективными. Этот тип частотной
характеристики подобен частотной характеристике при использовании обшивочно-
стрингерных конструкций.
Резонансные демпферы, используемые
в обшивочно-стрингерных конструкциях
Типичная обшивочно-стрингерная конструкция показана на рис. 24. В данном
случае типы колебаний обычно делят на группы или диапазоны частот колебаний,
соответствующие:
а) отсутствию узлов в пределах секций;
б) одной, двум или более узловым линиям в пределах каждой секции, парал-
лельной жестким рамам;
в) одной, двум или более узловым линиям в пределах каждой секции, парал-
лельной стрингерам.
Частотные пределы каждой полосы зависят от относительного удлинения
каждой секции, а именно от отношения смещений рамы и стрингера. Если относи-
тельное удлинение небольшое, то первая полоса, не имеющая узловых линий
в пределах каждой секции, будет отделена от остальных, в то время как при
большом относительном удлинении полосы будут перекрываться. На практике
это означает, что резонансные демпферы нельзя использовать с достаточной
эффективностью при относительных удлинениях более чем в 2 раза. Однако для
относительных удлинений более чем в 2 раза ряд испытаний показал, что резонанс-
ные демпферы могут быть очень эффективны [34, 35]. На рис. 25 приведены типич-
ные спектральные характеристики для обшивочно-стрингерной конструкции
[34]. Однако не существует общих правил расчета даже в этом случае, не говоря
о том, что демпфер должен настраиваться таким образом,чтобы его резонансная
частота находилась около центра полосы частот, и коэффициент потерь демпфера
т) был бы по возможности высоким.
Рис. 24. Обшивочно-
стрингерная конструк-
ция:
/ — стрингер; 2 — обе
шивка; 3 — рама
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТИРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ . 201
Рис. 25. Демпфированные
спектральные характе-
ристики обшивочно-
стрингерной конструк-
ции (в центре секции)
(Л = 0,5: = 0,1)
Области применения
Вышеприведенные данные могут использовать разработчики при выборе точных
методов демпфирования и материалов для решения проблем вибрации. Однако
нельзя утверждать, что необходимо рассмотрение аналитического и эксперимен-
тального приближения вследствие большой сложности реальных конструкций и
вытекающей необходимости для проверки того, что анализ действительно дает
динамическую характеристику системы. Для иллюстрации этого утверждения
ниже будут рассмотрены некоторые примеры практических проблем. Задачи,
с которыми приходилось сталкиваться другим исследователям и организациям,
описаны в различных публикациях;-[36, 45].
Орудийный отсек
Проблема колебаний пластины ]3, 11], которая встречается в орудийном отсеке,
представляет интерес для слоистых демпфирующих материалов. Геометрия
центральных перегородок отсека показана на рис. 26, из которого видно, что
перегородка представляет собой почти квадратную небольшой жесткости пластину,
закрепленную с трех сторон и свободную с одной стороны. Типичный измеренный
частотный спектр показан на рис. 27. Можно видеть большое число резонансов,
которые возникают на всем исследуемом частотном диапазоне, и трудность заклю-
чается в том, что один или несколько типов колебаний в отсеке являются резонанс-
ными и вызывают очень быстрое разрушение. Резонансные демпфирующие устрой-
ства были непригодны из-за большого числа резонансов и жестких узлов отсека.
Формы колебаний на рис. 28 показывают,jito деформации поверхности, которая
202 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 203
Рис. 28. Формы колебаний:
а — тип колебаний 1,1 (110 Гц); б — тип колебаний 1,2 (170 Гц); в ** тип колебаний 2,1
(145 Гц); г — тип колебаний 1,3 (314 Гц)
вибрировала в основном подобно пластине и подвергалась слоистой демпфирую-
щей обработке, были большими. В результате было установлено, что обработка
свободным нанесением покрытия и многослойная обработка наиболее пригодны
для того, чтобы избежать изготовления большого количества конструкций.
Обработка свободным нанесением слоя покрытия
Рассмотрим жесткую пластину, большая часть поверхности которой обработана
свободным нанесением слоя покрытия. Для того, чтобы определить р/МП, следует
прежде всего произвести соответствующую обработку и измерить -qs для каждого
204 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Рис. 29. Изменения *ns в зависимости от температуры:
а — LD-400; б — ЗМ-428А; в — ЗМ-467 (сплошные линии — теоретические кривые)
типа колебаний. На рис. 27 приведены типичные спектральные характеристики
при таком демпфировании. На рис. 29, а показано изменение модуля и коэффи-
циента потерь т]з в зависимости от температуры для нескольких типов колебаний
(слой из материала LD-40 толщиной 0,014 м соединен с центральной площадью
и связан с элементами жесткости посредством клейкой ленты ЗМ-410, которая
использовалась для того, чтобы можно было удалить нанесенный слой после испы-
тания). На основании испытаний консольной балки и анализа уравнений (32)
и (33) было установлено, что величина $пгп приблизительно равна 8,0. Так как
требовалось, чтобы температура при максимальном демпфировании составляла
приблизительно —17,8° С, для решения этой проблемы данную обработку не
использовали. Однако ее применение было необходимо как для того, чтобы пока-
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 205
зать, что слоистая обработка является эффективным способом увеличения демпфи-
рования колебаний при минимальных стоимости и сложности, так и для опре-
деления
Многослойная обработка
Так как требовалась более низкая температура максимального демпфирования,
был использован материал, имеющий соответствующие свойства при —17,8° С.
В данном случае применялась демпфирующая лента, состоящая из связующего
слоя толщиной 0,00005 м, нанесенного на лист из мягкого алюминия толщиной
0,00001 м. Затем эти двухслойные листы соединялись для того, чтобы произвести
многослойную демпфирующую обработку середины панели.
Методика расчета, которая может быть принята в данном случае для каждого
типа колебания, должна включать начальную предположительную оценку ча-
стоты. Затем вычисляют Ed ht]d с помощью комплексных модулей ленты. Можно
использовать для данного типа колебаний, которая, конечно, вводит некоторую
погрешность (окончательные результаты могут быть определены после нескольких
оценок %п), и определить ECt hc и hp. Значения Ее и т]е устанавливают для экви-
валентного свободного слоя, используя рис. 18. В этом случае эти величины
следует применять в сочетании с уравнениями (32) и (33) для оценки fr и r)s.
Если найденное значение fr значительно отличается от начального, то расчет
необходимо повторить.
Зависимости r)s от температуры для пяти пар слоев ЗМ-428 А показаны на
рис. 29, б для $пт = 8,0. Предполагалось, что ~ 0,2 м для всех рассматривае-
мых колебаний и г 2/3. Из вышесказанного можно сделать вывод, что описанная
методика расчета соответствует экспериментальным данным. Поэтому эта обра-
ботка приемлема для введения значительного количества демпфирования в пре-
делах от —34 до +10° С или при +23,9° С. При более высоких температурах
демпфирование, очевидно, будет непригодным. Впоследствии было показано, что
при высокой температуре демпфирование не требуется. Результаты анализа и
экспериментальные данные показаны на рис. 29, в.
Рис. 30. Антенна запросчика-ответчика
206 ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Рис. 31. Спектральные характеристики при возбуждении вибратором:
а — недемпфированная (выходное ускорение 28 g; входное ускоре-
ние 1 g; частота 488 Гц; температура 27° С); б — демпфированная
(выходное ускорение 10 g; входное ускорение 1 g; частота 439 Гц;
температура 27° С)
Рис. 32. Демпферы;
а — без пазов; б — с пазами
Проблема демпфирования в антенне
Рассмотрим пример, когда слоистая демпфирующая обработка непригодна для
демпфирования [3, 17, 46]. Форма антенны показана на рис. 30. Поверхность ее
сильно изогнута и имеет очень малые участки, подобные пластине. Исследование
спектральной характеристики вблизи центра показало один резонансный макси-
мум около 485 Гц, на частоте которого антенна вибрирует подобно диафрагме
(рис. 31). Больше не наблюдалось резонансных максимумов вплоть до 2000 Гц.
Эта проблема связана с подъемом амплитудной характеристики и малыми поверх-
ностными деформациями (за исключением деформаций в непосредственной бли-
зости от края, где преждевременное разрушение возникло под действием орудий-
ного огня в пределах широкого частотного диапазона). Так как резонансный
демпфер является одним из немногих устройств, в котором демпфирование зависит
от смещения, или, точнее говоря, от ускорения, а не от деформации поверхности,
был сконструирован резонансный демпфер для решения этой конкретной задачи.
Геометрия демпфера была разработана с учетом его крепления к электри-
ческому соединителю (рис. 32). На рис. 32, б показана выбранная форма демпфера,
Рис. 33. Изменение коэф-
фициента усиления Ку
в зависимости от темпера-
туры
ДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЗВУКО- И ВИБРОИЗОЛЯЦИИ 207
в котором были сделаны пазы для получения оптимальных прочности химической
связи и жесткости демпфера. Изменялась также жесткость материала за счет
изменения его состава, пока не были получены приемлемые уровни прочности и
демпфирования в пределах широкого температурного диапазона. На рис. 33
показаны зависимости коэффициента усиления от температуры при различных
ускорениях. Использовался материал паракрил BJ. Сравнение с демпфирующей
характеристикой материала с низким уровнем деформации (см. рис. 6, б) пока-
зывает качественную зависимость степени демпфирования от температуры, близ-
кой к передаваемой. Из этого следует, что разница температур должна быть по
возможности малой для того, чтобы демпфер имел удовлетворительную характе-
ристику. Фильтр из сажи использовался для увеличения прочности эластичного
материала, но, как можно видеть из рис. 6, а и 6, б изменялась также его жест-
кость. Для того чтобы компенсировать в какой-то степени увеличение жесткости,
были сделаны пазы.
7
Применение виброизоляции
для ослабления шума
ДЖЕЙМС Ф. ГАМИЛЬТОН,
МАЛЬКОЛМ ДЖ.КРОКЕР
Введение
Ослабление шума с помощью виброизоляции связано с уменьшением сил и пере-
мещений, которые обычно являются источником шума. Если вибрирующая ма-
шина жестко прикреплена к основанию, то сила или движение непосредственно
передаются основанию, что может быть причиной нежелательных шума и вибра-
ций. Между источником вибрации и основанием устанавливают виброаморти-
затор.
Основной принцип изоляции установившихся гармонических колебаний 1
можно показать на системе с одной степенью свободы 2 (рис. 1). Система состоит
из твердого тела, представляющего собой изолированную деталь оборудования,
которая соединена с основной конструкцией амортизатором.
Существуют две основные проблемы, с которыми приходится сталкиваться
при изучении вопросов снижения уровней шумов.
1. Источник шума известен и помещен в основную конструкцию. Наиболее
эффективным средством снижения силы, передаваемой основанию, является амор-
тизатор, помещенный между источником и основанием (рис. 1,а).
2. Элемент конструкции (например, панель или пол) излучает нежелательный
шум, а источник шума находится на расстоянии от вибрирующей детали (рис. 1,6).
Необходима изоляция элемента конструкции, создающего шум. Как было пока-
зано в гл. 6, можно использовать обработку демпфирующими материалами эле-
ментов конструкций, образующих шум; она будет очень эффективной, если панель
или конструкция находится в состоянии резонансной вибрации, т. е. вибрируют
на собственной частоте.
Эффективность амортизатора измеряется уменьшением переданной силы или
движения в результате уменьшения возбуждающей силы или движения. Одним
из наиболее часто используемых показателей эффективности амортизатора явля-
ется коэффициент передачи. Коэффициент передачи силы равен отношению пере-
данной силы Ft к возбуждающей F [1], т. е.
^ = -5-. (О
Коэффициент передачи движения равен отношению переданного движения
к возбуждающему, т. е.
гт х X X
ТМ — у у ~ Y
1 При установившихся гармонических колебаниях сила F имеет постоянную ампли-
туду и дискретную частоту (т. е. синусоидальную во времени), а соответствующее движе-
ние массы имеет такую же постоянную амплитуду при той же самой дискретной частоте.
2 Система с одной степенью свободы представляет собой систему, которая движется
только в одном направлении (например, в направлении X).
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 209
(движение определяется как смеще-
нием, так и скоростью и ускорением).
Коэффициент передачи скорости вво-
дится в основном вследствие зависи-
мости излучения звука от частоты
колебаний звукоизлучающей поверх-
ности панели.
Коэффициент передачи представ-
ляет собой относительную величину
вибрации, переданной через амортиза-
тор. Эффективность амортизатора
Лг=(1-Т).1ООо/о, (3)
Рис. 1. Системы виброизоляции с одной
степенью свободы:
а — передача силы; б — передача движе-
ния; 1 — масса; 2 — ^амортизатор; 3 —
основание
где Т есть Тм или Тр в зависимости от
условий. Другим критерием эффектив-
ности амортизатора является отно-
шение динамического перемещения
изолированной машины к перемеще-
нию, которое обычно вызывается статической силой той же величины. Это от-
ношение называют коэффициентом динамичности
Y Х Х
а Хо - F/K
(4)
где X — перемещение изолированной массы; Хо — перемещение при статическом
приложении возбуждающей силы; F — приложенная сила; К. — коэффициент
упругости.
УПРОЩЕННАЯ ТЕОРИЯ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Описание теоретической модели
Если машина находится на упругом подвесе на полу, то простая система с одной
степенью свободы на рис. 2 может служить в качестве теоретической модели.
Амортизаторы в упругом подвесе для упрощения заменены эквивалентной пру-
жиной и эквивалентным демпфером. Предполагается, что основание идеально
жесткое по сравнению с жесткостью пружины.
При вертикальном смещении недемпфированная собственная или, иначе
говоря, резонансная частота машины, помещенной на упругом подвесе,
<5>
или
где fn — резонансная частота подвеса машины, Гц; /С — коэффициент упругости
пружины, кгс/м; М — масса машины, кг; W — вес машины, кгс; g — ускорение
свободного падения, м/с2; Дст — статическое отклонение массы на пружине.
Даже при отсутствии возбуждающей силы масса будет вибрировать верти-
кально на этой частоте, если имеет место вертикальное перемещение.
При введении демпфирования в систему собственная частота (в Гц)
fd = fnyi-WRc)2- (6)
210 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рис. 2. Система виброизо-
ляции с одной степенью
свободы, включающая амор-
тизатор с демпфирующими
свойствами:
1 — масса машины; 2 — пру-
жина; 3 — демпфер; 4 — ос-
нование
Частоту fa называют демпфированной резо-
нансной частотой; это частота свободных коле-
баний в том случае, если в системе существует
демпфирование (см. рис. 2).
Коэффициент демпфирования 7? [в Н/(м/с)]
является коэффициентом пропорциональности, свя-
зывающим силу и скорость демпфера:
*=£• (7)
Критическое демпфирование представляет со-
бой минимальное демпфирование, предупрежда-
ющее возникновение колебания, когда масса,
соединенная с демпфером и пружиной, как это
показано на рис. 2, перемещаясь от своего положе-
ния равновесия, не колеблется. Это явление может
возникнуть, когда коэффициент демпфирования
равен 2 /М/С. В этом случае он называется ко-
эффициентом критического демпфирования и обо-
значается 7?с, следовательно,
Rc = 2 УМК. (8)
Для того чтобы получить безразмерный коэффициент, который характеризует
все системы независимо от их размера, коэффициент демпфирования делят на
коэффициент критического демпфирования; это отношение называют декрементом
затухания и обозначают б, т. е.
6 =
7?
(9)
Простая гармоническая сила
или возбуждающее движение
Если возбуждающая сила F (/) вызвана неуравновешенными магнитными силами
или им подобными, то, вероятно, это будет простая гармоническая сила (сину-
соидальная во времени). Коэффициент динамичности
V [1 - (Ж)2]2 + 4 (f/fn)2 (RIRA* ’ (10)
Кл~ KJF
где X — перемещение машины, м; F — возбуждающая сила, Н; f— частота
возбуждающей силы, Гц; R— коэффициент демпфирования, Н/(м/с); Rc—
коэффициент критического демпфирования, Н/(м/с); К — коэффициент упругости
амортизатора, кгс/м; fn — собственная частота, Гц [см. уравнение (5)].
График на рис. 3 построен на основании уравнения (10).
Если возбуждающая изменяющаяся во времени сила F (/) возникает при
резонансной частоте fn, то имеют место очень большие амплитуды движения массы.
В действительности при коэффициенте демпфирования R = 0 предусматривается
бесконечная амплитуда. На практике в любом случае наблюдается некоторое
демпфирование, а амплитуда перемещения машины всегда будет ограниченной
(даже если она может стать очень большой при резонансе).
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 211
Рис. 3. Зависимости коэф-
фициента динамичности от
отношения демпфирован-
ной частоты возбужде-
ния к недемпфированной
собственной частоте fn
простой системы с одной
степенью свободы:
I — область с контролируе-
мой жесткостью; II — об-
ласть с контролируемым
демпфированием; III — об-
ласть с контролируемой
массой
Уравнение (10) приведено к безразмерной форме в результате деления ампли-
туды вибрации X на FtR. Величина F/К представляет собой статическое переме-
щение, возникающее при воздействии на машину статической силы F.
Коэффициент передачи силы
Если предполагать, что основание идеально жесткое, то оно не должно переме-
щаться. Однако существует изменяющаяся во времени сила, передаваемая осно-
ванию и равная сумме усилий пружины Rx (t) демпфера Rx (/). Отношение ампли-
туды силы, переданной основанию Ft, к амплитуде возбуждающей силы F
rFT 1./ 1+4(Щ2(/?//?с)2
F F V [l-(///n)2]2 + 4(f//n)2(/?//?J2*
График на рис. 4 построен на основании этого уравнения.
Области контроля жесткости, демпфирования и массы
Если возбуждающая частота f близка к резонансной частоте fn, то f/fn ~ 1, и
если декремент затухания б небольшой, то из уравнений (10) и (11) следует
(12)
В области, где возбуждающая частота почти равна резонансной, т. е. f/fn ~ 1,
переданная сила и движение массы машины М будут большими и обратно про-
212 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рис. 4. Зависимости коэф*
фициента передачи силы Тр
от отношения частоты воз-
буждения f к собственной
частоте fn простой системы
с одной степенью свободы:
/ — область с контролируе-
мой жесткостью; II — об-
ласть с контролируемым
демпфированием; III — об-
ласть с контролируемой мас-
сой
порциональны декременту затухания 6. В этой области увеличение демпфирова-
ния уменьшает как переданную силу, так и движение массы, и наоборот, умень-
шение демпфирования увеличивает их. Поэтому область, где f ~ fn, называют
областью с контролируемым демпфированием (см. рис. 3 и 4).
В области, где возбуждающая частота f значительно ниже резонансной fnt
f/fn 0, и из уравнений (10) и (11) получаем
Хд~1;
TF^1. (13)
В этом случае можно видеть, что Ft ~ F, т. е. переданная сила приблизительно
равна возбуждающей, а X FlК, т. е. движение массы обратно пропорционально
жесткости К амортизатора. По этой причине частотную область, где f < fn, назы-
вают областью с контролируемой жесткостью. Если возбуждающая частота f
выше собственной частоты fn (f > fn), то движение может быть инерционным или
масса контролироваться. Все три области показаны на рис. 3 и 4.
Из рис. 4 следует, что в любом случае сила, переданная основанию, равна
или больше приложенной в области, где f/fn<Z К2 . Если рассматривать массу
машины и амортизатор как систему в целом (см. рис. 2), то ее следует сконструи-
ровать так, чтобы эта система не использовалась в области, где f/fn<Z К2 . Хотя
демпфирование уменьшит силу, переданную в этой области, она будет всегда равна
или больше силы, приложенной к массе. Если нельзя избежать установившегося
режима работы машины в этой области, лучше всего не применять амортизатор,
а прикрепить машину болтами к полу при условии, что пол жесткий. В этом слу-
чае коэффициент передачи силы Tf= 1, т. е. меньше, чем он должен был бы быть
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 213
при наличии демпфирования. Это условие обычно применимо для некоторых типов
оборудования, например, для станков. Однако следует подчеркнуть, что по_мере
возможности система не должна использоваться в области, где f/fn<Z 1^2.
Когда возбуждающая частота повышается так, что f/fn > К 2 , регистриру-
ется область с контролируемой массой, где 1 (см. рис. 4). В действительно-
сти, если f/fn > 1, то 7> < 1, что абсолютно необходимо сточки зрения изоляции
силы. Таким образом, эту область называют также областью виброизоляции.
Принимая во внимание влияние декремента затухания 6 в области виброизоляции
(или области с контролируемой массой), по рис. 4 определяем, что на коэффи-
циент передачи силы Tf неблагоприятно влияет демпфирование. Рассмотрим
систему на рис. 2, в которой амортизатор создает демпфирование. Для использо-
вания этой системы в области виброизоляции выбранный амортизатор должен
иметь по мере возможности небольшую величину демпфирования для того, чтобы
получить максимальный коэффициент передачи. Для работы в этой области жела-
тельно разработать систему изоляции так, чтобы f/fn > 1 и 6 = R/Rc = 6min- Все
амортизаторы имеют некоторое демпфирование, как показано в Табл. 1, а кривая
на рис. 4, соответствующая 6=0, является только теоретической кривой.
1. Типичные декременты затухания
Амортизатор Декремент затухания 6 = R/RC ТУшах
Стальная пружина 0,005 100,0
Из эластичных материалов: из натурального каучука из неопрена на кремниевой основе из низкотемпературных материалов 0,05 0,05 0,15 0,12 10,0 10,0 3,5 4,5
Фрикционные амортизирующие пружины Металлическая сетка Пневматический амортизатор Из войлока и пробки 0,33 0,12 0,17 0,06 1,5 4,0 3,0 8,0
Пневматические опоры Изменяется при регули- ровании пропускной спо- собности отверстий и резер- вуаров 100,0
Если машина или двигатель работают в области виброизоляции, то может
возникнуть опасная ситуация при прохождении через область с контролируемым
демпфированием со скоростью, равной или ниже рабочей. Если прохождение
через область контроля демпфирования осуществляется быстро, то маловероятно,
что реализуются высокие амплитуды и коэффициент передачи. Однако при более
медленном прохождении через эту область амплитуда и коэффициент передачи
могут быть очень большими. В этом случае амортизатор следует сконструировать
так, чтобы он имел более высокий декремент затухания даже за счет ухудшения
в какой-то степени его характеристики при установившейся рабочей скорости.
Передача перемещения, скорости и ускорения
Иногда необходимо исключить передачу движения части конструкции. Система
с одной степенью свободы и гармоническим возбуждением может снова служить
в качестве теоретической модели (рис. 5). В этом случае отношение амплитуды
214 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рис. 5. Простая система
с одной степенью свободы.
имеющая
с демпфером:
1 — масса;
3 — демпфер;
ние
амортизатор
2 — пружина;
4 — основа-
перемещения, переданного массе, к амплитуде
входного перемещения основания Y (коэффициент
передачи движения) [3]
1+4(Щ2(/?//?с)2
[ЫШТ^ШЖ)2 ’
(14)
Этот результат подобен результату, полученному
для коэффициента передачи силы [см. уравнение
(11)]. Отношение скорости массы к скорости ос-
нования (Х/У) и отношение ускорений (Х/У)
также можно найти с помощью уравнения (14).
Следовательно, по вертикальной оси на рис. 4
можно откладывать любой из коэффициентов пе-
редачи движения Тм [см. выражения (2) и (14)].
Кроме того, все факторы, которые применимы для
уменьшения коэффициента передачи силы Tf, при-
годны в равной степени для уменьшения коэффи-
циента передачи движения Тм-
Все три показателя (коэффициент передачи, эффективность изоляции и
коэффициент динамичности) являются безразмерными величинами, и их можно
использовать для систем различных размеров.
Большинство машин, создающих шум, имеют различные механизмы, являю-
щиеся источником возбуждающих сил например инерционных, магнитных и т. д.
Разработчик виброамортизаторов обычно должен принимать во внимание широкий
диапазон частот изоляции, определяемый диапазонами частот возбуждающей
силы, основных резонансных частот конструкции и звуковой частоты. К некото-
рым механизмам или конструкциям прикладывается возбуждающая сила (внешний
удар), вызывающая осложнение при изоляционной обработке, что будет обсуж-
даться ниже.
Практические трудности
Необходимо, чтобы при низком коэффициенте передачи силы или движения
flfn 1- Если f!fn> К2 , то это означает, что fn имеет небольшое значение, так
как частота возбуждающей силы / определяется эксплуатационными требованиями
машины. Из уравнения (5) следует, что или масса машины должна быть большой,
или жесткость пружины (коэффициент К) — незначительной. На практике легче
получить небольшое значение К- Однако может возникнуть практическая труд-
ность, связанная со стабильностью подвеса в поперечном направлении. Если
вертикальное отклонение велико, машина может быть нестабильной в горизон-
тальной плоскости и «наклоняться» в обе стороны в процессе эксплуатации.
Это имеет место при использовании устройств небольшой массы, например, венти-
лятора, воздуходувки, насоса, компрессора и т. д. При разработке изоляционной
системы для подобного рода устройств следует предусматривать бетонное основа-
ние, масса которого в 10 раз больше массы машины, и затем выбрать соответствую-
щие пружины для подвеса машины и изолирующее основание. Этот метод обеспе-
чивает требуемую изоляцию при небольшом поперечном отклонении пружин.
Статическое отклонение массы М. (т. е. величина отклонения пружины, когда
на нее помещена масса)
у _ Mg W (15)
As — — rr }
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 215
Рис. 6. Зависимость резонансной частоты fn от статического от
клонения Аст
где g = 9,8 м/с2 — ускорение свободного падения. С учетом уравнения (4) полу-
чаем
xs =
g
^2fn
(16)
Зависимость отклонения Xs от fn, графически построенная по уравнению (16),
показана на рис. 6. Зная статическое отклонение, можно определять резонансную
частоту системы по формуле (5). Значения fn даны в табл. 4 для различных диапа*
зонов статического отклонения.
Систему изоляции принято характеризовать статическим отклонением машины
на амортизаторе. В США под этим подразумевается, что известны масса машины и
требуемое статическое отклонение.
Для того чтобы получить необходимую величину виброизоляции при низкой
возбуждающей частоте f, fn должна быть очень низкой, чтобы f/fn > 1. Если fn
очень низкая, то значение коэффициента Д’ также должно быть небольшим.
Иначе говоря, следует использовать пружины с очень низкой постоянной упру-
гости. Однако, как видно из рис. 6, это может привести к очень большому стати-
ческому отклонению, недопустимому на практике. Пружины, имеющие очень
низкую постоянную упругости, являются причиной нестабильности машины,
которая может опрокидываться. Поэтому машину обычно устанавливают на
тяжелое бетонное основание, затем выбирают амортизаторы, учитывая общую
массу машины и основания. Если поверхность основания имеет относительно
большую площадь, а центр тяжести расположен низко, то проблема опрокидыва-
ния может быть сведена до минимума.
Пример. Рассмотрим случай, когда возбуждающая частота f = 20 Гц. Если декре-
мент затухания б = 0,2, а требуемый коэффициент передачи силы ТрХ 0,05, определим
статическое отклонение амортизаторов. По рис. 4 было установлено, что отношение
частот f/fn ж 9, т. е. f/fn = 9, откуда fn = f/9 = 20/9 = 2,2 Гц.
По рис. 6 при fn = 2,2 Гц определяем, что Аст ж 0,05 м. Такое статическое откло-
нение очень большое, но оно допустимо для стабильных в горизонтальных направлениях
216 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
систем. Для сведения до минимума горизонтальной нестабильности следует использо-
вать тяжелое основание, тогда центр тяжести системы будет расположен ниже. Ограни-
чить горизонтальное движение системы можно, и применяя горизонтальные буферные
стопоры или же воздушные амортизаторы, стоимость которых значительно выше стои-
мости амортизаторов типа стальной пружины. Несмотря на это, в некоторых случаях
применяют воздушные амортизаторы.
Типы амортизаторов
Пружины. Металлические пружины являются самыми обычными амортизаторами.
Они имеют ряд преимуществ, в частности, широкий диапазон жесткостей и неспо-
собность к деформациям ползучести. Недостаток таких амортизаторов заключается
в том, что они имеют низкое собственное демпфирование. Обычно демпфирование
добавляется за счет использования фрикционных демпферов или других устройств,
например, воздушных камер с отверстиями или вставками из проволочной сетки.
Большинство пружинных амортизаторов используется при сжатии и имеет линей-
ные скорости отклонения, если только несколько пружин не объединены в одну.
Типичный амортизатор со спиральной пружиной и соответствующая ему кривая
нагрузка — отклонениеХдоказаныХна рис. 7.
Рис. 7. Простой амортиза-
тор с металлической пружи-
ной (а) и типичная кривая
нагрузка—отклонение (б):
/ — торцовые пробки
Рис. 8. Простые высокоэла-
стичные амортизаторы:
а — ленточный амортизатор
(растягивающийся перпенди-
кулярно плоскости листа);
б.твердый высокоэластич-
ный амортизатор
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 217
Амортизаторы из эластичных материалов. Эластичные материалы, например
натуральный каучук, неопрен и бутил, часто используют при изготовлении амор-
тизаторов, которые работают на сжатие и сдвиг. Их преимущество состоит в том,
что они обычно обладают достаточным внутренним демпфированием, что позволяет
использовать их при резонансной частоте машины в течение коротких промежут-
ков времени. Специальные эластичные материалы более высокой стоимости могут
быть изготовлены для использования при температурах вплоть до 204° С. Недо-
статок амортизаторов из эластичных материалов заключается в том, что они
сильно деформируются при ползучести. По этой причине они не должны подвер-
гаться воздействию непрерывных деформаций, превышающих 10—15% при
сжатии или 25—50% при сдвиге. Типичные амортизаторы из высокоэластичных
материалов, используемые при сжатии и сдвиге, показаны на рис. 8 Необходимую
информацию об амортизаторах из высокоэластичных материалов можно найти
в работах [5, 6].
Пневматические амортизаторы
Пневматические амортизаторы, воздушные пружины или, иначе говоря, воздуш-
ные амортизаторы практически пригодны при наличии низкочастотных сил (5—
10 Гц). Низкочастотный шум обычно неслышен, но может быть причиной неприят-
ных физических ощущений, например, тошноты. Нередко необходимо предохра-
нять хрупкие корпуса приборов от подобных низкочастотных возбуждений.
В этом случае требуются низкочастотные амортизаторы с резонансными частотами
в диапазоне 0,5 < 3 Гц. Пружинные амортизаторы имеют статические
отклонения 0,028 м при резонансной частоте 3 Гц и 1 м при резонансной частоте
0,5 Гц. Однако, когда машина находится на воздушной пружине, можно получить
нулевое статическое отклонение. Частично это достигается последующим накачи-
ванием амортизатора, установленного под машиной. Воздушные пружины имеют
еще одно преимущество, а именно, их демпфирование велико при резонансе, но
незначительно при высоких частотах, если оно обеспечивает хорошую изоляцию.
На рис. 9 показан простой герметичный пневматический амортизатор.
Жесткость воздушной полости пневматического амортизатора
к yMgA .
(17)
V»
резонансная частота
fn = i "К = if (18)
где у — отношение теплоемкости при постоянном давлении к теплоемкости при
постоянном объеме, для воздуха у= 1,4; А — несущая нагрузку площадь воздуш-
ной пружины, м2; Уо — объем воздушной полости, м3; g = 9,8 м/с2 — ускорение
свободного падения.
218 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Другие материалы амортизаторов
В качестве виброизоляционных материалов можно использовать шерстяной
войлок, пробку, стекловолокно, пенопласт, проволочную сетку и др. Эти мате-
риалы применяют в качестве прокладок или покрытий. Однако пока нет доста-
точно данных о свойствах, включая срок службы, высокоэластичных и пневмати-
ческих амортизаторов, которые рассматривались выше.
Для выбора любого типа амортизирующей системы следует получить техни-
ческие требования от изготовителей. Имеющиеся в настоящее время данные
позволяют легко производить точный анализ. В табл. 1 приведены типичные
значения декремента затухания и максимальные значения коэффициента передачи
силы различных материалов.
Высокочастотные эффекты
Хотя в большинстве случаев теоретическая модель с одной степенью свободы,
описанная выше, пригодна для разработки виброамортизаторов, в некоторых
случаях она менее эффективна, чем можно было ожидать. Это приводит к получе-
нию большего значения коэффициента передачи на высоких частотах, чем значе-
ние, предусмотренное простой теорией. Так как ухо более чувствительно к высоко-
частотному шуму (выше приблизительно 1000 Гц), этот факт иногда очень важен.
Неприменимость простой теории при высоких частотах может объясняться
некоторыми причинами.
1. Не всегда можно предположить, что фундамент идеально жесткий. Иногда
он не обладает жесткостью, подобной жесткости используемых амортизаторов,
что является причиной возникновения дополнительных резонансов высокой ча-
стоты при увеличении коэффициента передачи на этих частотах (рис. 10).
2. Не всегда можно допустить, что машина ведет себя подобно жесткой массе.
Фактически ее масса пространственно распределяется в зависимости от собствен-
ной внутренней гибкости. Этот эффект является причиной возникновения дополни-
Рис. 10. Изменение коэффициента пере-
дачи в зависимости от влияния допол-
нительной гибкости фундамента:
1 — жесткий фундамент; 2 — гибкий фун-
дамент; 3 — демпфированный фундамент
дачи Кп в зависимости от эффекта вну-
тренних дополнительных резонансов ма-
шины:
1 — влияние демпфирования; 2 — жесткое
тело
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 219
тельных резонансов на высоких частотах при соответствующем увеличении
коэффициента передачи на этих частотах (рис. 11).
3. Виброизоляторы не имеют нулевой массы, как это предполагалось ранее.
Масса амортизатора распределяется по амортизатору, и на высоких частотах
будут возникать стоячие волны, которые способствуют увеличению коэффициента
передачи.
Гибкость фундамента
При выборе виброизолирующих креплений следует учитывать влияние гибкости
фундамента на коэффициент передачи амортизатора. В проведенном ранее упро-
щенном анализе фундамент предполагался абсолютно жестким. Допускалось
также, что система амортизатора позволяла машине перемещаться таким образом,
что большая часть возбуждающей силы уравновешивалась инерционной силой
машины. Относительно низкая жесткость амортизирующей системы допускает
этот эффект, если фундамент в основном не движется. Однако если жесткость
амортизатора будет равна (или больше) жесткости фундамента, отклонение амор-
тизатора будет меньше, а фундамент будет также перемещаться при увеличении
коэффициента передачи и уменьшении эффективности амортизатора.
С точки зрения динамики несущие фундаменты или полы должны иметь по
возможности высокие собственные частоты и большую жесткость по сравнению
с изолируемой системой. Если собственные частоты системы машина—амортиза-
тор и фундамента отличаются значительно (в идеальном случае в 10 раз), то две
собственные частоты в сочетании будут те же самые, что и две отдельные собствен-
ные частоты, а кривая изменения коэффициента передачи будет подобна кривой
на рис. 10 [1 ]. Следует отметить, что эта кривая имеет почти ту же форму, что и
на рис. 4, но в данном случае она построена с учетом влияния дополнительной
гибкости фундамента.
На практике при разработке амортизаторов рекомендуется принимать фунда-
мент жестким, если выбранная частота системы машина — амортизатор будет
значительно ниже частоты фундамента. Первый резонанс для деревянных полов
обычно находится в области 20—30 Гц, для бетонных полов — в области 30—
100 Гц в зависимости от основания под бетонным полом. Кроме того, для снижения
резонансных эффектов основания рабочие частоты машины не должны превышать
в 0,8—1,3 раза собственные частоты фундамента. Как показано на рис. 10, демпфи-
рование фундамента будет целесообразно.
Устройства, крепящиеся к легким панелям
Выше виброизоляция рассматривалась для случая, когда машина была установ-
лена на фундаменте с амортизирующей системой. Это условие приемлемо, если
фундамент массивный по сравнению с изолируемой машиной или если фундамент
находится на земле. Когда двигатель, вентилятор, рычажный механизм, воздуш-
ный клапан и т. д. прикрепляются к легкой панели, панель не может быть жесткой.
Этот случай представляет большой интерес при контроле шума, так как панели
может сообщаться движение под действием переданной силы, что приведет в ре-
зультате к появлению звука.
Когда устройство прикреплено к нежесткой панели, движение панели пред-
ставляет интерес, так как она является источником звука, а не движение устрой-
ства, прикрепленного к панели. Если пренебречь демпфированием (7? = 0), то
движение панели у точки соединения может быть приближенно выражено урав-
нением
Хп =-------------- 2 , (19)
(Afj + Afj) (2nf)2 J/
220 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
где резонансная частота системы, Гц,
fr=— I/ _____________: (20)
,г 2 л V AM42/(Mi +/И2) ’
F (/) — вынуждающая функция силы, Н; Л4Х, М2 — соответственно массы изоли-
руемого устройства и панели, кг; К — коэффициент упругости амортизатора,
кгс/м.
Для этой системы отношение переданной силы к приложенной выражается
формулой ______________
— ^2 1/“______J____ /21)
F M± + M2 V [l~(flfr)T < '
Отношение сил имеет ту же самую величину, что и для жесткого основания,
когда R = 0 и учитывается множитель + /И2) [см. уравнение (11)]. Это
означает, что рис. 3 и 4 действительны для нежесткой панели, если величины по
осям ординат умножить на Л42/(А4Х + М2), а вместо fn подставить fr. Для жесткой
или нежесткой панели отношение возбуждающей частоты к собственной должно
быть значительно больше 1, т. е.
f f
-Г-» 1 ИЛИ -7-» 1.
Тп Тг
Если масса панели намного больше изолируемой, то предположение, что
основание жесткое, вполне допустимо. Например, если М2 = lOAfx, то
Л12 10Л4Х 10 П П1 г /О1\1
—г л ж ~ —г ЛлГ = тт" = 0,91 [см. уравнение (21)]
Л11 + Л12 TWi + lOMi 11 1 ,J
и
MtM2 ПШХА4Х 10 o
., . д, = —I ' = ТГ^1=: 0,9Шх [см. уравнение (20)].
Мх + М2 Mi + lOMi 11 i l Jr \ /J
Таким образом, и собственная частота, и отношение переданной силы к при-
ложенной будут приблизительно равны величинам, характеризующим жесткую
панель. Если, с другой стороны, панель легкая, то Afx= М2 и, следовательно,
/И2 Mi 1 г
-ал—= т?—гтг = -о" [см- уравнение (21)]
Afx + Af2 Mi + Mi 2 1 r v '
и
MiM2 MjMi 1 .. _
77 = ,, . д-р = тг[см. уравнение (20)],
Мх + Л42 Mi-j-Mi 2 х 1 г
поэтому
(22>
Результирующая собственная частота для нежесткой панели fr выше, чем
собственная частота для жесткой панели frt, поэтому требуется амортизатор
с большим статическим отклонением для того, чтобы получить то же самое отно-
шение возбуждающей частоты к собственной f/fn или f/fr и ту же величину пере-
данной силы.
Влияние внутреннего резонанса
Внутренние гибкость и резонансы машины влияют на кривую изменения коэффи-
циента передачи. Возбуждения небольшой амплитуды могут быть усилены внут-
ренними резонансами, которые являются причиной увеличения коэффициента
передачи (рис. 11).
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 221
Следует принимать меры предо-
сторожности в системах, имеющих
большое количество гибких элементов
и широкополосное частотное возбужде-
ние. Увеличение жесткости машины
для повышения частоты внутренних
резонансов и (или) применение демп-
фирующего материала, которым обра-
ботаны детали машин, значительно
снизит влияние резонансов. В настоя-
щее время имеется мало данных об
этих резонансах, если только они воз-
никают на частотах, близких к собст-
венной частоте амортизатора, и нельзя
показать, что они являются основным
источником шума или вибраций.
Волновые эффекты
в амортизаторах
Волновые эффекты в амортизаторах
могут в значительной степени изме-
нить коэффициент передачи на высо-
ких частотах, в частности, когда массы
амортизаторов значительно больше
массы машины. Коэффициент передачи
на этих высоких частотах также зави-
сит от демпфирования, присущего
амортизаторам. Волновые эффекты
12. Изменение коэффициента пере-
Кп в зависимости от волнового эф-
Рис.
дачи
фекта дополнительных амортизаторов (б =
= 0: б = 0,03):
1 — основной резонанс системы; 2t 3 —
соответственно первый и второй резонансы
стоячей волны; 4 — кривая Мастера (ц «
«70, б « 0,1); 5 — кривая по прибли-
женному расчету
в амортизаторах исследовались мно-
гими специалистами [8, 9]. Теорети-
ческие результаты работы [9] пред-
ставлены на рис. 12 для различных
значений р (р, равно отношению массы
машины М к массе амортизатора т).
Показана также кривая, полученная
экспериментально при р = 70. Ре-
зультаты соответствуют двум значе-
ниям декремента затухания (6 = 0 и
д = 0,03) и трем значениям р,. Экспериментальные данные и теоретические
в основном совпадают [10]. На рис. 12 показано, что стоячие волны в аморти-
заторах могут снизить их эффективность при частотах, которые приблизительно
в 30 раз больше резонансной частоты fn системы машина—амортизатор. Первый
резонанс стоячей волны возникает, когда в амортизаторе происходит смещение
на половину длины волны. Вторая гармоника имеет место при увеличении этой
частоты в 2 раза, третья гармоника — при увеличении частоты в 3 раза и т. д.
Для того чтобы ослабить волновые эффекты в амортизаторе с целью повыше-
ния эффективности изоляции высокочастотных вибраций и возникающих шумов,
следует использовать амортизаторы малой массы в сочетании со значительным
демпфированием. Как показано в табл. 2, стальные пружины обычно имеют
более низкое демпфирование и большую массу, чем высокоэластичные амортиза-
торы. Поэтому высокоэластичным амортизаторам следует отдать предпочтение
в случае, когда необходимо решить проблему высокочастотной изоляции.
При применении резины, войлока или какого-либо другого мягкого мате-
риала в сочетании с пружинным амортизатором обычно обеспечивается высоко-
частотная изоляция.
222 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
2. Характеристические сопротивления некоторых распространенных материалов
Материал Плотность р, кгс-с2/м* Скорость волны с, м/с ® Ф Ф о Дм» fixes- s h оо и » (D Я О О- О 2 ST Ч л • о с о 5 н и о К и Xхя Материал Плотность р, кгс-с2/м* Скорость волны с, м/с 1 ф •• ® Ф Ф ч । Ло О “SSosE X о*-' о я «
Алюминий Чугун Свинец Сталь Стекло Бетон Пробка 293,4 834,4 1226,4 834,4 249,2 282,2 26,04 5151 3697 1200 5044 5197 3110 500 141,6 290 138,0 994,4 121,6 82,24 1,22 Сосна Твердая резина Мягкая резина Пресная вода Воздух 48,8 119,3 103,04 108,36 0,13 3505 1451 70 1480 343 16,0 16,16 0,68 150 0,0042
Рассогласование сопротивлений
В электричестве, акустике и теории вибрации хорошо известен тот факт, что если
сопротивления согласованы, то имеет место максимальная скорость передачи
энергии от одной системы к другой или из одной среды в другую. При рассогласо-
вании сопротивлений наблюдается низкая скорость передачи энергии.
Для простых гармонических волн напряжения (в твердых телах) или волн
давления (в жидкостях) можно показать, что часть энергии, переданная из среды 1
в среду 2 (если среды бесконечны по протяженности и имеют одинаковую площадь
поверхности) характеризуется коэффициентом передачи
(23)
а часть отраженной энергии — коэффициентом отражения
(24)
Произведение рс (р — плотность среды, с — скорость звука) известно как
характеристическое волновое сопротивление среды. Из уравнений (23) и (24)
следует, что если рхсх = р2с2, то at = 1 и аг = 0, т. е. вся энергия передается и
не отражается. Если рхсх р2с2 или р2с2 > р^, то ar -> 1, т. е. вся энергия отра-
жается и не передается.
При р2с2 > рх^х или Рхб?х Ргс2 происходит рассогласование сопротивления,
которое требуется для виброизоляции. Рассогласование сопротивлений часто
используется, когда машины, изготовленные из плотных материалов, устанавли-
ваются на войлок, резину или другие материалы с низкой плотностью для получе-
ния необходимой виброизоляции. К сожалению,теория слишком упрощена, потому
что рассматриваемая среда, металл, из которого изготовлена машина, прокладки
из войлока или резины имеют ограниченные размеры. Это является причиной
серьезных осложнений вследствие наличия стоячих волн в среде. Тем не менее
этой простой теорией можно пользоваться в качестве руководства. Характери-
стические сопротивления некоторых распространенных материалов приведены
в табл. 2.
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 223
Пример расчета рассогласования сопротивлений
резиновой прокладки и стальной пружины
Предположим, что требуется установить пружинные амортизаторы машины на
резиновую прокладку для того, чтобы ослабить прохождение высокочастотных
вибраций через стальные пружины в фундамент. Как рассматривалось выше, это
будет иметь эффективное значение, если сопротивление материала пружины и
сопротивление резины достаточно рассогласованы.
В этом случае можно использовать уравнение (23), если принять, что
равно сопротивлению пружины, а р2с2 — сопротивлению резины, т. е.
Pi^i = Znp; р2с2 = Zp,
следовательно,
(25)
К
(рс), (26)
Сопротивление винтовой стальной пружины [8]
Znp = (2 кгтт)
где v — коэффициент Пуассона; d — диаметр проволоки, м; D — диаметр спи-
рали, м; р — плотность стали, кгс-с2/м4; с = 5044 м/с — скорость звука в стали.
Следовательно, для стальной пружины
Znp = 348 770 кгс-с/м3.
Если в качестве прокладки применять мягкую резину, то с использованием дан-
ных табл. 2 найдем характеристическое сопротивление
рср = 6920 кгс • с/м3.
Следовательно,
Znp _ 348 770
рср “ 6920 ’
т. е. получено хорошее рассогласование сопротивлений. Если сделать упрощаю-
щее предположение, что пружина и резиновая прокладка бесконечны, то на осно-
вании уравнения (23) получим
а/ =
4 (50)
(1 +50)3~
0,08.
Следовательно, только 8% энергии, воспринимаемой пружиной, будет переда-
ваться по резиновой прокладке.
Дополнительные эффекты
Хотя большинство систем амортизации разрабатывают с использованием простой
теории виброизоляционной системы, имеются дополнительные факторы, которые
следует учитывать. В результате можно усовершенствовать теорию. Ниже рас-
смотрены некоторые из этих факторов для того, чтобы читатель имел представле-
ние, каким образом их учет влияет на качество проектируемых амортизаторов.
Инерционные блоки. В некоторых случаях использование амортизатора с не-
достаточно малой жесткостью для виброизоляции приводит к тому, что изолируе-
мая машина сильно раскачивается и не может надлежащим образом работать.
224 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
S)
Рис. 13. Машины без инер-
ционного блока (а) и с инер-
ционным блоком (б)
В таких случаях необходимо устанавливать машину на более массивные инер-
ционные блоки, которые, в свою очередь, помещают на амортизаторы, как пока-
зано на рис. 13. Подобное расположение имеет ряд преимуществ, заключающихся,
например, в том, что жесткость системы амортизатора может значительно увели-
чиваться за счет установки инерционного блока. Для того чтобы поддерживать
одну и ту же собственную частоту и, следовательно, один и тот же коэффициент
передачи, жесткость амортизаторов должна повышаться пропорционально увели-
чению массы.
Увеличение жесткости амортизатора уменьшает амплитуду вибрации за счет
уменьшения отношения F/К и перемещение от статически приложенной силы
[см. уравнение (10)]. Более легким способом увеличения жесткости является
увеличение массы.
Присоединение инерционного блока может быть эффективно при использова-
нии машин, которые имеют массивные неуравновешенные подвижные элементы,
так как движение стремится быть пропорциональным отношению масс неуравнове-
шенных подвижных элементов к массе неподвижной машины. Типичными установ-
ками подобного типа являются машины с падающим молотом. Поршневые двига-
тели или компрессоры создают повышенный уровень шума. Агрегаты с нечетным
числом цилиндров могут также создавать серьезные трудности. Можно получить
приемлемую виброизоляцию за счет использования выбранных амортизаторов, но
движения «большой» амплитуды изолируемой машины будут все же возникать
в результате значительных неуравновешенных сил. Для того чтобы поддерживать
это движение в допустимых пределах для присоединения к вспомогательным
устройствам с помощью гибких соединений, может потребоваться инерционное
основание, масса которого больше массы машины в 2—5 раз.
Большинство машинных систем состоит из двигателя, приводящего в дей-
ствие машину, например, из электродвигателя, и большой воздуходувки, соеди-
ненных полужестко приводным валом. Для сохранения соосности эти элементы
не следует устанавливать на самостоятельные изолирующие системы. Наличие
системы, установленной как единый блок на жесткий бетонный инерционный
блок, масса которого в 2 или несколько раз больше массы системы, упростит
выбор амортизатора.
Большой бетонный фундамент может также служить в качестве жесткой опоры
для правильной работы, например приводных ножниц. Фундамент подобного типа
Рис. 14. Схемы фундамен-
тов машины с инерционным
блоком:
а — утопленный; б — на-
ружный
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 225
позволит также изолировать машину от внешнего оборудования, например,
шлифовальный станок от автопогрузчика с захватом, работающим в непосред-
ственной близости от него.
Типовые бетонные фундаменты показаны на рис. 14: на рис. 14, а — утоплен-
ный фундамент, а на рис. 14, б — фундамент, находящийся над полом, способный
передвигаться вместе с машиной. Масса фундамента' должна быть равна массе
машины, а для некоторых случаев значительно больше ее.
Одно из основных преимуществ инерционного блока заключается в том, что
он облегчает контроль определения расположения центра тяжести относительно
места приложения внешней силы и сил реакции амортизаторов. Этот контроль
позволит уменьшить вибрацию фундамента до простых несвязанных движений
(элементарные однокоординатные колебания).
Формы колебаний
При свободных колебаниях форма колебания является периодически повторяю-
щейся функцией собственной частоты. Элементарные одно координатные колеба-
ния могут представлять собой колебательное поступательное перемещение или
вращение вдоль или вокруг любой из трех ортогональных осей. Сложные колеба-
ния характеризуются тем, что они могут иметь составляющие перемещения вдоль
двух ортогональных осей или более.
Машины, установленные на амортизаторах, имеют несколько степеней сво-
боды: движение в вертикальном направлении, движение в двух горизонтальных
направлениях и вращение вокруг трех осей. В основном каждая машина на изоля-
ционной системе будет иметь шесть степеней свободы: три поступательных движе-
ния и три вращательных. Полученное в результате колебательное движение
машины будет представлять собой комбинацию этих шести координат, соответ-
ствующих шести степеням свободы. В основном для виброизоляции имеет значение
вертикальное перемещение машины, однако действительное движение есть сово-
купность трех поступательных и трех вращательных движений. Установка амор-
тизаторов относительно центра тяжести массы определяет результирующее дви-
жение, связанное с вибрационной характеристикой. С помощью разных вариантов
крепления амортизатора можно получить различные виды движения и «формы»
колебаний, например только поступательное или только вращательное, или
комбинированное поступательное и вращательное. При комбинированном движе-
нии результирующее движение является функцией связанных колебаний. На этот
факт следует обращать особое внимание, потому что система может быть предназ-
начена для вертикального движения машины, имеющей только вращательный тип
колебаний, возбужденных с помощью большой амплитуды вращения машины
в процессе эксплуатации.
Связанные колебания
Связанные элементарные однокоординатные типы колебаний возникают в резуль-
тате неправильного выбора месторасположений амортизатора или его жесткости
или обоих параметров вместе. Если амортизаторы выбраны и расположены надле-
жащим образом, то элементарные колебания не будут связаны и будут существо-
вать независимо друг от друга. На рис. 15 показаны схемы установки аморти-
заторов.
Точки крепления амортизатора в машине должны находиться в горизонталь-
ной плоскости центра тяжести машины, как показано на рис. 15, б. Таким обра-
зом, горизонтальные составляющие сил в амортизаторе будут проходить через
центр тяжести изолируемой массы и не будут возбуждать вертикальное или
горизонтальное движение массы. Жесткость амортизаторов следует выбирать
таким образом, чтобы она была обратно пропорциональна расстоянию от аморти-
8 Под ред. Л. Л. Фолкнера
226 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рис. 16. Схемы расположе-
ния амортизаторов для свя-
занных типов колебаний:
а — обычное расположе-
ние; б — идеальное
затора до центра тяжести для получения эффекта несвязанного вращения. Следо-
вательно, при вертикальном поступательном движении момент реакции аморти-
затора не возникает, если
KiA± = К2Д2. (27)
Очевидно, расположенные на одинаковом расстоянии амортизаторы должны быть
одинаковой жесткости. Подобные приближения решения в вертикальной и гори-
зонтальной плоскостях при соответствующем расположении и жесткости аморти-
заторов дадут в результате три абсолютно несвязанных поступательных и враща-
тельных типа элементарных колебаний. Например, отсутствие связи при горизон-
тальном вращении достигается за счет использования поперечной жесткости
амортизатора, обратно пропорциональной его расстоянию от центра тяжести.
Элементарные колебания, которые возбуждаются, определяются типом
возбуждения (силой, моментом) и местом расположения машины. Возбуждающие
силы машины, проходящие через центр тяжести, как показано на рис. 15, б,
будут вызывать движения только в этом направлении, и амортизаторы будут дей-
ствовать эффективно только в этом направлении. Однако возбуждающие силы
машины действуют при большом количестве частот, и разработчик амортизатора
должен учитывать изоляцию всех сил для того, чтобы получить необходимую
виброизоляцию и ослабление шума.
Для хорошей виброизоляции частоты возбуждения должны быть значительно
выше самой высокой частоты колебаний. Частоты элементарных колебаний можно
определить по уравнениям (28) и (29), а для выбора амортизаторов — использовать
рис. 4. Итак, для поступательных типов колебаний
где Ki — коэффициент жесткости амортизатора в направлении движения, кгс/м;
М — изолируемая масса, кгс-с2/м; для вращательных типов колебаний
<2”
где КА2 — параметр, равный сумме произведений жесткости амортизатора на
плечо пары (сил) в направлении вращения; J — вращающий момент инерционных
сил изолируемой массы.
Рис. 16. Схемы расположе-
ния центров тяжести:
а — основная система; б —
специальная система
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 227
Следует обращать внимание на расположение центра тяжести изолируемой
массы относительно места расположения амортизаторов. В случае необходимости
расположение центра тяжести можно изменять, прикрепляя инерционный блок
к первоначальной системе, как показано на рис. 16. Для сложных систем, подоб-
ных электродвигателю с большим вентилятором установленным на инерционном
блоке, контроль расположения центра тяжести значительно упростит выбор и
установку амортизатора.
Динамические виброамортизаторы
Динамические виброамортизаторы пригодны в том случае, когда в изолируемой
системе преобладающая возбуждающая сила возникает на одной частоте или на
такой низкой частоте, которую трудно контролировать, например, в пластине или
оболочке, которые сильно излучают шум на одной резонансной частоте. Динами-
ческие виброамортизаторы используют также в том случае, когда изолируемая
система установлена на гибком фундаменте. Применение динамических аморти-
заторов позволит устранить движение и силу, переданную фундаменту, при
резонансе фундамента.
Основной принцип виброизоляции состоит в присоединении поглощающей
системы пружина — масса к первоначальной изолируемой системе, как показано
на рис. 17. Собственная частота fa виброамортизатора должна быть равна частоте
f возбуждающей силы или движения, которые^будут поглощаться, т. е.
где Ка — коэффициент упругости виброамортизатора, кгс/м; Ма — масса вибро-
амортизатора, кг. Виброамортизатор устраняет большую часть первоначального
движения изолируемой системы и передаваемой силы на частоте возбуждения.
Амплитуда движения массы виброамортизатора
<з|>
где F — сила, действующая на машину.
Важно контролировать амплитуду движения массы виброамортизатора, так
как на низких возбуждающих частотах может потребоваться такая мягкая пру-
жина, которая даст избыточное движение. Тогда большая масса амортизатора
позволит иметь более жесткую пружину. Масса виброамортизатора обычно состав-
ляет Vjo—V4 массы первоначальной системы.
Рис. 17. Схемы систем:
а — без амортизатора; б —
с амортизатором
8*
228 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Изоляционное соединение
Большое значение следует придавать устранению перемычек или «жестких»
связей в амортизирующей системе. Виброамортизаторы могут быть правильно
выбраны и установлены, но установка перемычек может значительно снизить
эффективность изоляции. Даже «мягкая» перемычка будет способствовать обра-
зованию связанных колебаний, что снизит общую эффективность изоляции
системы.
К изоляционным соединениям относятся:
1) жесткие трубопроводы или электрические кабелепроводы вместо гибких
соединений; на трубопроводе высокого давления иногда необходима намотка или
использование других гибких конструкций;
2) жесткие валы или сцепления между механическими системами вместо гиб-
ких сцеплений и связей;
3) крепления или хомутики для подвески труб к предварительно изолирован-
ным панелям или стенкам.
Подвижность и эксплуатация оборудования
Помимо снижения шума и вибраций виброизоляционные системы имеют еще ряд
преимуществ, например, подвижность оборудования. При использовании соответ-
ствующей виброизоляции, позволяющей не привинчивать машину для сохранения
устойчивости, ее можно легко перемещать по мере того, как изменяются режимы
работы. Соответственно сконструированные опоры амортизатора предохраняют
машины от «раскачивания» и позволяют их перемещать. Стандартный вильчатый
захват и транспортные катки дают возможность перемещать далеко не все самые
большие детали оборудования.
Другое преимущество заключается в том, что сокращаются работы по техни-
ческому обслуживанию. Вследствие уменьшения износа некоторых деталей сни-
зится объем работ по контролю и затягиванию зажимов и болтов в том случае,
когда деформация может быть причиной несоосности и возникновения напряже-
ний.
Ударное возбуждение
Большинству машин свойственны относительно большие силы, которые по своей
природе являются негармоническими, но прикладываются внезапно (в результате
соударения, зацепления или торможения приводных элементов и др.). Подобные
воздействия приводят:
1) к образованию вибраций конструкции машины при резонансных частотах и
последующему излучению звука от поверхностей машины;
2) к передаче сил к опорной конструкции, в результате чего излучается звук
в другом месте конструкции. Современные направления в конструировании машин
с автоматическим управлением, работающих на больших скоростях, увеличивают
сложность этих проблем. Повышенные скорости подвижных элементов в высоко-
скоростных машинах явно увеличивают кинетическую энергию машины, тогда
как механизмы автоматического контроля приводят к внезапным изменениям
с последующим образованием импульсных движений и сил.
Для ослабления ударного шума обычно необходимо изолировать машину от
опорного фундамента или изолировать излучающую часть машины от источника
ударов в самой машине. Кроме того, соответствующий контроль источника ударов
обычно может уменьшить эту проблему.
Изоляция ударов
Хотя принципы, используемые при изоляции ударов, в значительной степени
схожи с принципами, рассматриваемыми при изоляции установившихся гармони-
ческих колебаний, все же существуют некоторые различия, обусловливаемые не-
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 229
Рис. 18. Динамическая характеристика (б) недемпфированной
амортизирующей системы (а):
1 — сила удара; 2 — переданная сила
установившимся характером удара. Ослабление удара достигается за счет исполь-
зования амортизаторов, которые накапливают энергию колебаний при относи-
тельно высокой скорости, связанной с ударным возбуждением, и затем освобож-
дают ее на очень низкой скорости, которая соответствует собственной частоте
амортизатора.
Обычно ударные амортизаторы представляют собой упругие элементы (подоб-
ные амортизаторам установившихся гармонических колебаний), которые устанав-
ливают между источником ударов и амортизируемой системой. Упругий элемент
(пружина) накапливает энергию удара в виде энергии деформации и затем осво-
бождает ее, заставляя вибрировать ^изолируемое тело на собственной частоте
амортизирующей системы до тех пор, пока энергия не рассеится за счет внутрен-
него демпфирования амортизатора.
Динамическая характеристика недемпфированной амортизирующей системы
показана на рис. 18. Изменение во времени удара представлено треугольным
импульсом Fo и периодом Т. Собственный период т амортизатора должен быть
продолжительнее, чем период ударного импульса Т, вследствие того, что ударный
импульс исчезает прежде, чем изолируемая система становится способной реаги-
ровать на него в какой-либо значительной степени. Недемпфированный собствен-
ный период изолируемой системы
т = -± = 2л 1/" . (32)
Тп г А
Очевидно, изоляция удара, требующая длительных собственных периодов, также
осуществляется с помощью низкочастотных амортизирующих систем.
Коэффициенты полезного действия ударных амортизаторов обычно выра-
жаются отношением величин максимальных откликов к максимальным величинам
возбуждения [12]. Коэффициент передачи ударной силы равен отношению макси-
мальной переданной силы Frmax к максимальной возбуждающей Fo, т. е.
Tsf = /?гДпах . (33)
^0
Коэффициент передачи скорости удара равен отношению максимальной ско-
рости машины Хигах к максимальной входной скорости Утах, т. е.
Tsv = *max . <34)
У шах
230 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Коэффициент динамичности удара равен отношению максимального движения
машины Атах к отклонению при максимальной статической приложенной силе
Ао, т. с.
г __ A max _ Атах
д ~ Ао “ Fq/K *
(35)
Кривая коэффициента передачи удара
Кривая коэффициента передачи удара представляет собой график зависимости
коэффициента передачи удара Т от отношения периода удара к собственному
периоду амортизатора Т/т. На рис. 19, б приведены зависимости коэффициента
передачи удара для трех различных форм ударных импульсов от отношения Тк.
Для этой конкретной кривой коэффициент передачи удара определяется в зависи-
мости от внешнего эффективного возбуждения, когда коэффициент передачи
эффективного удара
(36)
Ге
где эффективная внешняя сила или усредненная сила, как показано на рис. 19, а,
t=T
= J F(t)dt.
/=о
(37)
Очевидно, что для изоляции удара собственный период т должен быть больше 4Т,
хотя желательно, чтобы он был больше ЮТ. Таким образом, для того, чтобы
получить надежную конструкцию амортизатора,
т > 10 Т или frt’C .
(38)
Из анализа рис. 19, б следует, что когда период ударного импульса имеет
небольшую длительность по сравнению с собственным периодом системы, эффек-
тивность удара определяется не формой ударного импульса, а его площадью.
Кривая коэффициёнта передачи удара на рис. 19, б построена для недемпфирован-
ной амортизирующей системы, но для значения декремента затухания 6 < 0,5.
Так как коэффициент передачи увеличивается в зависимости от степени демпфиро-
вания, то при изоляции удара желательно иметь низкий декремент затухания 6.
Рис. 19. Зависимости силы
удара (а) и коэффициента
передачи силы удара (б) от
времени
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 231
Периодический удар
Большинство ударных импульсов в машинах возникает с определенной последо-
вательностью или периодичностью, как показано на рис. 20. Обычно период
между ударными импульсами То бывает очень длительным по сравнению с перио-
дом ударного импульса Т. Если внутреннее демпфирование в амортизирующей
ударной системе достаточно, чтобы задемпфировать ответную реакцию, обуслов-
ливаемую одним ударным импульсом до того, как возникнет следующий ударный
импульс, то при разработке амортизирующей системы следует учитывать кривую
передачи удара с целью получения отношения т/Т :> 10.
Если ответная реакция под действием возбуждения не демпфируется до
образования следующего импульса, то будет наблюдаться установившийся гармо-
нический эффект, а также проявляется влияние ударного импульса. В идеальном
случае собственный период т амортизирующей системы следует выбирать из
условий:
для изоляции удара *
ЮТ или
для виброизоляции
f П 'р •
1 о
Частота периодического удара 1/Т0 обычно очень низкая (порядка 0—2 Гц),
поэтому такой удар трудно изолировать без больших статических отклонений,
как это описывалось выше. Так как частота периодического удара слишком
низкая, чтобы был слышен шум, а движение на этой частоте обычно незначитель-
ное, на практике обычно допускается, чтобы частота амортизатора fn была выше
частоты ударного импульса 1/То. Следует принимать меры предосторожности для
того, чтобы частота амортизатора fn не находилась в области частоты ударного
импульса.
Пример. Машину необходимо изолировать от воздействия удара с квадратной фор-
мой импульса. Определить статическое отклонение амортизатора в допустимых расчетных
пределах, если вес машины W = 226,8 кгс; Fe = 22,7 кгс; Т — 0,01 с; Го = 0,5 с.
Предположим, что fn = 1 Гц — допустимая частота амортизатора. Решая урав-
нение (5), находим
Для стальных амортизаторов это статическое отклонение слишком велико и недо-
пустимо при горизонтальной стабильности системы.
Рис."20. Схема возбуждения периодического ударного импульса:
/ — ударная сила; 2 — сила ответной реакции
232 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рассмотрим случай<когда т > ЮТ. Допустим, что т = ЮТ или т = 0,1 с, тогда
fn = 1/т = 10 Гц. На основании уравнения (5) получаем
п
Это статическое отклонение можно легко получить с помощью стальных амортизаторов,
и оно обеспечит приемлемую изоляцию машины от воздействия ударной нагрузки. Однако
полученные цифры соответствуют минимальному статическому отклонению амортиза-
тора. Действительное допустимое статическое отклонение обычно зависит от стабиль-
ности работы машины или от требований, предъявляемых к установке машины, в основ-
ном оно не должно превышать 0,05 м.
Рассчитаем коэффициент передачи ударной силы для статического отклонения
0,0025 м.
Если Г/т = 0,1, то
TSF= -~та^ 0,25
е
см. рис. 19).
Эквивалентная внешняя сила
Т
22,7 кгс.
О
Ударная сила, переданная на фундамент через амортизатор,
FT max = rSFF/= 0’25-22’7 = 5>67 кгс-
Ослабление силы удара
Ослабление ударного возбуждения снижает трудности, связанные с ударной виб-
рацией. Из вышесказанного следует, что при проектировании необходимо при-
нимать во внимание следующее:
1) масса М. должна быть по возможности большой (большая масса машины
является эффективным средством ослабления воздействия удара);
2) максимальная сила удара должна быть по возможности незначительной,
т. е. в том случае, когда сила возникает в результате удара тела массой Мо,
имеющего скорость сближения Vo, сила удара может быть ослаблена за счет
уменьшения Мо или Уо или обоих параметров;
3) амортизирование или ослабление резкости удара за счет использования
более гибкой вставки между соударяющимися элементами уменьшит степень
возбуждения высоких резонансов и уровень излучения шума; снижение резкости
начала или окончания операций даст этот же эффект.
Следует принимать меры предосторожности для того, чтобы эти изменения не
увеличили период Т ударного импульса до такой степени, когда будут фактически
возрастать переданная сила или полученное движение.
Устранение источников возбуждения
Возбуждающие силы внутри оборудования и механизмов возникают от ряда источ-
ников, например, от вращающихся и совершающих возвратно-поступательное
движение деталей, дисбаланса, потока жидкостей, пульсирующих магнитных
полей и других источников. Для большинства машин, например штамповочных
прессов, центробежных воздуходувок и т. д., свойственно подобное возбуждение;
однако возбуждающую силу можно значительно уменьшить при разработке и
производстве оборудования. Хотя некоторые источники возбуждения можно
устранить, в большинстве машин их так много, что общий возбуждающий уровень
машины остается высоким, поэтому требуется изоляция для ослабления шума.
Иногда некоторые источники шума возникают только при работе машины, и их
нельзя ослабить.
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 233
К основным источникам возбуждения относятся следующие [16, 17]:
1) небаланс вращения и возратно-поступательного движения;
2) трение и сцепление;
3) ударные силы или силы резания;
4) разбалансировка между нагрузкой и движущими силами или моментами;
5) эффекты магнитных полей;
6) поток жидкости и турбулентность.
В настоящем справочнике не рассмотрены все способы ослабления или
устранения этих источников возбуждения, в последующих разделах описаны
только возможные источники и частоты этих источников. Обычно правильная
эксплуатация подразумевает знание источника шума.
Дисбаланс при вращении
Частота возбуждения определяется частотой вращения и, обычно, высшими гармо-
никами этой частоты. Для несбалансированных вала и ротора основная возбуж-
дающая частота (в Гц)
где п — частота вращения, об/мин.
Несоосные или коленчатые валы могут быть причиной возбуждения двойной
частоты и ее гармоник.
Дисбаланс возникает, когда центр массы ротора не совпадает с осью враще-
ния. Остаточный дисбаланс Ми зависит от общей массы М ротора. Удельный дис-
баланс эквивалентен смещению центра тяжести на величину, эквивалентную
статическому дисбалансу, и определяется по формуле
е -= Ми/М. (40)
Удельный дисбаланс е изменяется обратно пропорционально частоте вращения п
ротора и достигает значений эквивалентных коэффициентов балансировки машин,
что приводит к следующему соотношению:
еп _ const или ею = const, (41)
где со — угловая скорость, рад/с.
Дисбаланс ротора равен Мие, г-мм. Из условия = const следует, что в геомет-
рически подобных роторах, вращающихся с одинаковыми скоростями, и в жестких
подшипниках напряжения будут одинаковыми.
Определены коэффициенты качества балансировки, которые характеризуют
диапазоны допустимых остаточных дисбалансов, соответствующих определенным
значениям есо в мм/с. Коэффициенты качества балансировки для различных типов
роторов, рекомендуемые международным стандартом ИСО 1940—1973 (Е), при-
ведены в табл. 3. Зависимости максимального остаточного дисбаланса на единицу
массы ротора от частоты вращения приведены на рис. 21 для основных значений
коэффициентов качества балансировки, кратных 2,5. Промежуточные линии на
рис. 21 используют при более точных расчетах. Данными табл. 3 можно поль-
зоваться для определения коэффициента качества балансировки различных типов
вращающихся механизмов, если существуют неуравновешенные силы на крити-
ческом участке механизма.
Пример. Частота вращения центробежного охладителя воды с ротором массой
226 800 г равна 3600 об/мин. Выбрать коэффициент качества балансировки и определить
дисбаланс ротора.
234 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
3. Коэффициенты качества балансировки для различных групп жестких роторов
Коэффициент качества балансировки G или е©*1, мм/с Вращающиеся детали и механизмы
4000 Кривошипно-шатунные приводы *2 жестко закреплен- ных тихоходных судовых дизельных двигателей с нечет- ным числом цилиндров *3
1600 Кривошипно-шатунные приводы жестко закрепленных больших двухтактных двигателей
630 Кривошипно-шатунные приводы жестко закрепленных больших четырехтактных двигателей и упруго закреплен- ных судовых дизелей
250 Кривошипно-шатунные приводы жестко закрепленных быстроходных двигателей с четырьмя цилиндрами *3
100 Кривошипно-шатунные приводы быстроходных дизе- лей с шестью или более цилиндрами ♦*; двигатели (бензи- новые или дизельные) для автомобилей, грузовиков и электровозов *4
40 Автомобильные колеса, ободы колес, приводные валы; кривошипно-шатунные приводы упруго закрепленных быстроходных четырехтактных двигателей (оензиновых или дизельных с шестью или более цилиндрами **) и дви- гателей автомобилей, грузовиков и электровозов
16 Приводные валы (вал воздушного винта, карданный вал) специального назначения; детали дробильных машин, сельскохозяйственных машин, двигателей (бензиновых и дизельных) для автомобилей, грузовиков и электро- возов; кривошипно-шатунные приводы двигателей с шестью или более цилиндрами специального назначения
6,3 Детали заводского оборудования; приводы главной судовой турбины (торговый флот); центробежные тур- бинные роторы барабанного типа; вентиляторы; роторы газовых турбин самолетов; маховики; вращающиеся поршни насосов; детали станков; обычные электрические якоря; детали двигателей специального назначения
2,5 Газовые и паровые турбины, включая судовые главные турбины (торговый флот), жесткие роторы турбогене- раторов; роторы; турбокомпрессоры; приводы станков; электрические якоря среднего и большого размера специального назначения; турбонасосы
1 Приводы ленточных самописцев и фонографов, шлифо- вальных станков; электрические якоря небольшого раз- мера специального назначения
0,4 Шпиндели, диски, электрические якоря прецизионных шлифовальных станов; гироскопы
* 1 © = 2лп/60 п/10, где п в об/мин, © в рад/с; обычно для жестких роторов с двумя корректировочными плоскостями следует принимать во внимание полови- ну остаточного дисбаланса для каждой плоскости; у подшипников дисбаланс может быть меньше; для роторов дискообразной формы рекомендуется учитывать дисбаланс для одной плоскости. * 2 Кривошипно-шатунный привод представляет собой механизм, который включает в себя коленчатый вал, маховик, муфту сцепления, шкив, амортизатор колебания, вращающуюся часть шатуна и т. д. ♦ •В данном международном стандарте тихоходные дизели — это двигатели со скоростью поршня менее 9 м/с; быстроходные дизели — двигатели со скоростью поршня более 9 м/с. ♦ ♦ В двигателях масса ротора состоит из суммы масс, всех элементов кри- вошипно-шатунного привода (см. сноску *2)
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
235
Рис. 21. Зависимости мак-
симального остаточного дис-
баланса на единицу массы
ротора (или смещения цент-
ра тяжести As) от макси-
мальной частоты вращения
при разных значениях коэф-
фициента качества баланси-
ровки G
Решение. По табл. 3 находим, что для этого типа ротора наиболее приемлемым
является коэффициент качества балансировки G = 6,3. По рис. 21 при G = 6,3 и п =
= 3600 об/мин определяем, что дисбаланс на единицу массы равен 0,015 —-—. Для ро-
тора массой 226 800 г дисбаланс
Мие =0.015-226 800 =3402 г-мм.
Результирующая сила, обусловливаемая дисбалансом вращения, представляет
собой произведение дисбаланса и квадрата угловой скорости, т. е. равна Верти-
кальная составляющая этой силы
FBeDT = A1weo)2 sin(D/- (42)
1 ДО
Для охладителя воды вертикальная составляющая этой силы (в гс), зависящая
от времени,
^верт = 58 500 sin (120яО •
Таким образом, максимальная сила составит 58 500 гс, а возбуждающая частота —
60 Гц.
236
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Дисбаланс при возвратно-поступательном движении
Такой тип дисбаланса образуется в результате появления инерционных сил при
возвратно-постуЬательном движении деталей в машине. Обычно возвратно-посту-
пательное движение несинусоидально и может привести не только к основной
возбуждающей частоте, но и к высшим гармоникам относительно большой ампли-
туды. Величина второй гармоники обычно зависит от длины шатуна относительно
радиуса кривошипа. В основном невозможна полная динамическая балансировка,
и вследствие наличия больших масс совершающих возвратно-поступательное дви-
жение деталей для уменьшения скорости движения системы могут потребоваться
инерционные блоки.
Возбуждение трением
Такое возбуждение возникает в результате отсутствия смазки или плохой смазки
и является причиной высокочастотного возбуждения вследствие быстрых сопри-
косновений трущихся поверхностей. На степень возбуждения влияют как качество
обработки поверхности, так и действующая нагрузка.
Удар
Относительно большие внезапно приложенные силы характерны для большинства
типов машин или элементов машин, соприкасающихся с другими элементами.
Уменьшение силы удара или «амортизирование» удара ослабит его действие.
Дополнительное уменьшение силы действия удара можно получить за счет увели-
чения массы конструкции, что приведет к уменьшению общего ускорения системы.
Ударные силы стремятся возбудить систему на ее собственных частотах, которые
являются причиной передачи силы на этих частотах.Эффекты ударного возбужде-
ния демпфируются со временем в зависимости от демпфирования в системе.
Дисбаланс нагруженного привода
В большинстве систем наблюдается основной дисбаланс между движущей силой
или вращающим моментом и нагрузкой или вращающим моментом в любой момент
времени, если только работа за такт постоянна. В результате дисбаланса возникает
то ускоренное, то замедленное движение, приводящее к образованию колебаний.
Обычно генерируются все частоты основной и высших гармоник. Ослабление
колебаний можно получить за счет инерционных эффектов вращения или привод-
ных систем больших размеров.
Эффекты магнитного поля
Причинами возбуждения при действии магнитного поля в приводных электродви-
гателях являются периодические силы, которые возникают в статоре и роторе.
Изменения (колебания) величины крутящего момента относительно среднего
вращающего момента возникают при увеличении в 2 раза линейной частоты и ее
гармоник и обычно являются основным источником шума в электродвигателе.
Хотя, как правило, радиальные составляющие меньше по величине, они образуют
вибрационные силы. В асинхронных двухполюсных двигателях
f — a - лип,
(43)
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
237
где а — число гармоник (целое число), и
f = N-^±2fnnH, (44)
где N — число пазов ротора.
Тщательная установка электродвигателей с помощью специально разработан-
ных амортизирующих опор значительно снизит шум в электродвигателе.
Шум, создаваемый потоком текучей среды
«Шум лопасти» — один из основных источников возбуждения при потоке текучей
среды. Это возбуждение является результатом возникновения импульса жидкости
(часто воздуха) каждый раз, когда вращающийся поршень или лопасть вентиля-
тора проходят точку разрыва стационарного потока.
Частота повторения этого импульса определяет основную ’частоту возбужде-
ния (в Гц) и ее гармоники
(«>
где N — число лопастей; п — частота вращения, об/мин; а — число гармоник
(целое число).
Это возбуждение возникает у любой точки разрыва потока в системе, и общее
возбуждение системы является функцией общего числа разрывов потока за один
цикл работы машины.
Подобное явление может быть причиной образования шума в электродвига-
телях, где пазы ротора играют роль лопастей, а воздушные зазоры в статоре
являются разрывами потока.
Подшипники и зубчатые передачи
Шум подшипников качения и зубчатых передач обычно вызывается периодиче-
скими ударами роликов (шариков) и зубьев зубчатых передач. Частоты возбужде-
ния определяются угловыми скоростями и кратными угловых скоростей, завися-
щими от числа роликов или зубьев зубчатых передач. При наличии выступающего
места на одной зубчатой передаче частота определяется произведением угловой
скорости и числа зубьев в зубчатой передаче. В подшипниках и зубчатых переда-
чах может также возникать широкополосный шум. Метод оценки уровней звуко-
вого давления в зубчатых передачах описан в работе [18].
В подшипниках скольжения могут возникнуть колебания масла при угловой
скорости, в 2 раза меньшей угловой скорости подшипника. В плохо смазанных
подшипниках с большими зазорами возбуждение при увеличенной в 2 раза частоте
может быть вызвано промежуточным импульсом.
T рансформаторы
Возбуждающее усилие возникает в сердечнике вследствие магнитострикционного
эффекта. Так как эффект не зависит от направления намагничивания, то обра-
зуются частоты, которые в 2 раза выше линейной частоты и гармоник, кратных
удвоенной линейной частоте:
где а — целое число.
• / — 2/лин^,
(46)
238
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Применение принципов виброизоляции
В промышленности большинство проблем, связанных с шумом от вибраций,
возникают в том случае, когда от одной или нескольких машин передаются колеба-
ния полу или несущим конструкциям здания. Принципы передачи и образования
колебаний подробно рассмотрены в предыдущих параграфах, ниже описаны неко-
торые методы применения и определения характеристик виброамортизаторов (опор)
для промышленного оборудования. Почти во всех случаях будет показано, на-
сколько промышленная, пригодная для использования амортизирующая аппа-
ратура соответствует существующим требованиям. Необходимо ознакомиться
с различными типами амортизирующих опор машин для промышленного исполь-
зования [19, 20]. В основном выбор опоры зависит от статического отклонения
опоры. Из уравнения (16) и рис. 6 следует, что статическое отклонение амортиза-
тора и собственная частота машины, установленной на амортизатор, взаимосвя-
заны, что подтверждают данные, приведенные в табл. 4. Рекомендуемый диапазон
отклонений для большинства обычных типов амортизаторов дан в табл. 5.
4. Значения собственных частот амортизатора в зависимости от его статического
отклонения под действием нагрузки
Статическое отклонение, мм Собственная частота fn Статическое отклонение, мм Собственная частота f
Гц цикл/мин Гц цикл/мин
0,508 22,0 1320 68,58 1,9 114
1,02 15,7 940 76,2 1,8 108
1,524 12,8 770 86,36 1,7 102
0,254 10,0 600 96,52 1,6 96
5,08 7,0 420 111,76 1,5 90
7,62 6,0 360 127,0 1,4 84
10,16 5,0 300 152,4 1,3 78
15,24 4,0 240 177,8 1,2 72
20,32 3,5 210 203,2 1,1 66
27,94 3,0 180 254,0 1,0 60
30,48 2,8 168 304,8 0,9 54
35,56 2,6 156 381,0 0,8 48
43,18 2,4 144 508,0 0,7 42
50,8 2,2 132 685,5 0,6 36
60,96 2,0 120 990,6 0,5 30
5. Рекомендуемые диапазоны отклонения для обычных типов промышленных
амортизаторов
Диапазон отклонения, мм Амортизатор
Св. 12,7 7,62—12,7 2,54—6,35 Стальная пружина или пневматическая пружина Тандемные высокоэластичные опоры Однослойные высокоэластичные опоры, состоящие из двух или четырех слоев ребристых неопреновых про- кладок
До 2,54 Опора с одним слоем ребристой неопреновой прокладки
Типы амортизаторов
Недемпфированные стальные пружины. При вертикальной нагрузке обычно
используют винтовую стальную пружину с собственными частотами ниже 6 Гц.
Незакрепленный амортизатор с регулировочным болтом и амортизирующей про-
кладкой, прикрепленной к основанию, показан на рис. 22.
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
239
Рис. 22. Амортизатор пружинного типа
с большим отклонением
Незакрепленные стальные пру-
жины следует использовать при
статическом отклонении >25,4 мм,
и они должны быть достаточно
большого диаметра для обеспече-
ния поперечной стабильности при
вертикальной нагрузке. В табл. 6
даны рекомендуемые минимальные
диаметры (наружные диаметры) для
разных нагрузок и отклонений.
При необходимости (если раз-
меры рабочего пространства огра-
ничены) можно использовать пру-
жины меньших диаметров, чем ука-
занные в табл. 6, но с кожухами.
Однако возможность попадания
пыли и трение пружины о кожух
могут привести к заневоливанию
пружины и потере эффективности
изоляции.
Если требуется дополнитель-
ное ограничение поперечного дви-
жения стабильных стальных пру-
жин, пружинящие опоры снабжают
стабилизирующими кожухами
(рис. 23).
Имеются также специально раз-
работанные пружинящие опоры для
потолочных подвесок (рис. 24).
Демпфированные стальные пружины. Хотя недемпфированные стальные
пружины обеспечивают оптимальную изоляцию при рабочих скоростях, иногда
необходимо вводить небольшое демпфирование в амортизирующую опору для
того, чтобы ограничить движение машины во время пуска или выключения, когда
она проходит через резонанс. Существуют опоры с демпфированной стальной
пружиной различных размеров. В амортизаторе, показанном на рис. 25, демпфи-
рование осуществляется путем введения сухой трущейся поверхности между
верхней и нижней частями кожухов, а регулировка силы трения производится
пружинным механизмом. Следует напомнить, что эффективность изоляции снижа-
ется при рабочих скоростях выше резонансной.
Высокоэластичные амортизирующие опоры общего назначения. Высоко-
эластичные материалы, например неопрен, обладают свойствами, которые особенно
пригодны для амортизирующих опор. Амортизирующие опоры из таких материа-
лов могут быть отлиты различной формы и размеров и иметь требуемые характе-
ристики жесткости как в вертикальном, так и в поперечном направлении. Примеры
в. Рекомендуемые диаметры (в мм незакрепленных пружин
Нагрузка, кгс Максимальное требуемое отклонение, мм
25,4 38,1 50.8 88,9
До 113,4 63,5 88,9 88,9 139,7
113,4 — 226,8 88,9 101,6 114,3 177,8
226,8—453,6 114,3 114,3 139,7 190,5
453,6—907,2 . 127,0 139,7 177,8 203,2
240
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
241
таких амортизаторов показаны на
рис. 26 и 27. Обладающий стойкостью
к смазкам и моющим растворам неоп-
рен является наиболее пригодным ма-
териалом, а его собственного демпфи-
рования достаточно для того, чтобы
ограничить коэффициент передачи при
собственной частоте амортизатора и
ослабить высокочастотные резонансы
в амортизаторе.
Амортизирующие прокладки. Раз-
личные материалы, включая резину,
войлок, пробку и спрессованное сте-
кловолокно, могут использоваться
для прокладок, обеспечивающих эф-
фективную виброизоляцию у точек
крепления механизма. Одной из наи-
более универсальных является ребри-
стая неопреновая прокладка, показан-
ная на рис. 28. Можно применять
толщин и твердостей, а также в форме л:
его разрезать и подогнать под размеры машин.
Путем соответствующего расположения, т. е. введения стальных пластин
между слоями, можно удовлетворить многие требования, предъявляемые к изоля-
ции. Простые недорогостоящие легко изготовляемые амортизаторы поставляются
с одной или двумя неопреновыми ребристыми прокладками, соединенными со
стальной пластиной, имеющей винт для горизонтальной установки (рис. 29).
Резинопневматические амортизаторы. Заполненные воздухом амортизаторы
(рис. 30) в отличие от стальных пружин используют при низких частотах. Эффек-
тивность изоляции до 99% можно получить при низких собственных частотах от
0,1 до 5 Гц без большого статического отклонения, необходимого для стальных
пружин. Кроме того, амортизаторам данной конструкции свойственны идеальная
поперечная стабильность, отвечающая требованиям внутреннего демпфирования,
Рис. 26. Неопреновый амортизатор
V
неопреновые прокладки различных
та для того, чтобы иметь возможность
Рис. 27. Низкочастотные высокоэластичные спрессованные амор-
тизирующие опоры
242
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рис. 28. Ребристая неопреновая про- Рис. 29. Неопреновая прокладка с винтами
кладка для горизонтальной установки
Рис. 30. Пневматический резиновый амортизатор
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ7ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
243
самовыверка горизонтальности с
помощью регулировки объема воз-
духа и защита от воздействия
ударныхТнагрузок. К недостаткам
(по сравнению со стальными пру-
жинами) относятся высокая стои-
мость, ограниченная допустимая
нагрузка и необходимость периоди-
ческой проверки.
Роликовый амортизатор. В хо-
лодных коллекторах и подобном
оборудовании образуются очень
большие горизонтальные силы при
низких эксплуатационных скоро-
стях. Специально разработанные
амортизаторы предназначены для
изоляции этих сил. На рис. 31
показан амортизатор, в который
встроены ролики, обеспечивающие
упругость в горизонтальном напра-
влении при собственной частоте
амортизатора до 1 Гц.
Рис. 31. Роликовый амортизатор
Методика выбора амортизатора
Рекомендуемые типы амортизирующих опор для различных машин указаны
в табл. 7. При выборе и проектировании амортизирующей системы необходимо
иметь технические данные оборудования и знать условия его эксплуатации,
к которым относятся:
1) место, где должно устанавливаться оборудование;
2) рабочие характеристики оборудования (мощность, частота вращения, число
ударов в минуту, пусковой крутящий момент);
3) 7направление и величина основных частот возбуждения;
4) масса оборудования и ее распределение;
5) число, размер и месторасположение опор относительно центра тяжести
оборудования;
6) приспособления (трубы, трубопроводы и т. д.);
7) тип поверхности и конструкции, на которую устанавливают оборудование;
8) требуемая эффективность изоляции.
Количество данных, которое фактически необходимо, зависит от сложности
оборудования и серьезности проблемы вибрации. К минимально необходимой
информации относятся возбуждающая частота, нагрузка на амортизатор и тре-
буемая эффективность изоляции. Для большинства машин основная возбуждаю-
щая частота возникает в результате неуравновешенных сил при рабочих скоростях
машины. Можно считать, что вес машины распределяется приблизительно равно-
мерно; следует учитывать, что допустимая нагрузка на пол составляет 3,51 кгс/см2.
Если возникают сомнения, следует или обратиться за консультацией к изготови-
телю, или, если это практически возможно, взвесить машину.
Если машина относится к вышеуказанному классу, методика выбора аморти-
затора следующая:
1. Выберите эффективность изоляции. Для некритических установок обычно
пригодна 85%-ная Эффективность. По рис. 3 определите, что 85%-ная изоляция
эквивалентна коэффициенту передачи 0,015; следовательно, отношение возбуждаю-
щей частоты к собственной равно 3 (критическое демпфирование 0,05).
2. Разделите возбуждающую частоту на частотное отношение для того, чтобы
получить собственную частоту амортизатора. По табл. 4 (или рис. 6) определите
статическое отклонение амортизатора.
244
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
7. Рекомендуемые типы амортизаторов для различных машин
Машины с выверкой на горизон- 1 тальность резино-пнев- матический
Воздушные компрес- соры: вертикальные и типа Y горизонтальные Кондиционеры воздуха Машины: прошивочные для холодной высадки для литья под давле- нием для заливки металла в форму под давле- нием методом впры- ска гибочные сварочные упаковочные для обработки бумаги печатные для испытания на удар обувные фармацевтические TWX Пишущие машинки Прессы: листоштамповочные клепальные ротационно-ковочные Пресс-автоматы для производства гвоздей Молоты: ковочные падающие Вибрационные грохоты Станки: координатно-свер- лильные токарные фрезерные винторезные расточные зубофрезерные, на- резающие колеса червячной фрезой шлифовальные ленточно-полироваль- ные поперечно-строгальные деревообрабатываю- щие Ножницы Устройства: балансировочные вибрационные пита- ющие тормозные Вакуумные насосы Вентиляторы III 1 1 Ill • II -II • • 1 • 1 • 11 11 11 111 1 • • • 1 11 • 111 • 111 11 1 111 • 1.
* Данные фирмы «Barry Controls».
Амортизатор
амортизирую- щая прокладка роликовый с недемпфи- рованной пружиной с демпфиро- ванной пру- жиной хо са о я Л CD’S 03 о 3 и §5° । чения
3 л S ф о 3
— — — —
— — — • •
— —
— — —
— — — — —
— — — — —
— — — •
— — — — •
— — — •
— — — —-
— — — — —
— — —
— — — — •
— — — —
— — — —
— — —
— — — —
— — ——
— — — —
—
— — — —
— — — — —
— — — — —
— — — —
— — — —
— — — — —
— — — —
— — — — —
— —
— — —
— — —
— —
— — — — —
— — — —
— — — •
— — — —
— —
— — — •
активный
пневматиче-
ский
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
245
Продолжение табл. 7
Машины Амортизатор
с выверкой на горизон- тальность резино-пнев- матический амортизирую- щая прокладка роликовый с недемпфи- рованной пружиной с демпфиро- ванной пру- жиной 1 \о СО а о я е: « CD’S со о 3 я М д л К о ® о д О » д а Д О □ 5й активный пневматиче- ский
Вибраторы
Воздуходувки — — —
Главные зубчатые пере- — — — • • —
дачи Дизели .
Моталки • • — — —
Оборудование для об- • — — — — — • —
работки пищевых про- дуктов Перфораторы • к
Пилы — — —— —
Суппорты • — — — — — — —
Трансформаторы • — — — — — —
3. Если вес машины равномерно распределен, разделите вес на число точек
крепления для того, чтобы получить нагрузку на амортизатор. Для выбора типа
амортизатора используйте табл. 7, затем определите размер на основании номи-
нальной нагрузки и статического отклонения.
4. Если вес машины неравномерно распределен, амортизаторы следует
выбирать исходя из равного статического отклонения. Затем каждый амортизатор
выбирайте так, как написано в п. 3. Можно использовать пружины различных
классов, например сдвоенные (параллельные) или тандемные (последовательно
расположенные) для того, чтобы получить одинаковое отклонение. Если это'неосу-
ществимо на практике, используйте подрамники, рельсы или инерционные блоки
или все устройства вместе для того, чтобы сместить точки крепления в центр
тяжести или получить равномерное распределение нагрузки.
Не существует стандартного способа определения номинальной рабочей харак-
теристики амортизатора. Большинство изготовителей должны указывать нагрузку
в зависимости от отклонения или нагрузку в зависимости от собственных частот,
но некоторые авторы дают только значения собственной частоты при максималь-
ной расчетной нагрузке. Собственная частота при промежуточной нагрузке W'
(47>
где fn — номинальная собственная частота при максимальной расчетной нагрузке.
Более сложные методики расчета и выбора требуются для амортизаторов
типа 1, когда необходимая эффективность изоляции очень высокая (т. е. 98% или
более), для амортизаторов типа 2, если возбуждающие частоты вызывают угловые
отклонения, а также отклонения поступательного движения, для амортизаторов
типа 3, когда вынуждающее воздействие является результатом комбинированных
ударных и периодических сил, и для амортизаторов типа 4,если гибкие конструк-
ции пола включаются в установку.
Имеется достаточно данных о характере вибраций установок в помещении
для выбора нужного амортизатора. В табл. 8 указаны рекомендуемые амортиза-
торы для различных видов подобного оборудования. Типы амортизаторов, ука-
занные в этой табл. 8, описаны в табл. 9. Для критических установок, когда
передача вибрации должна быть минимальной, очень важно учитывать такие
факторы, как месторасположение изолируемого оборудования в здании и изоля-
цию креплений к оборудованию.
8. Рекомендации для выбора виброизоляционных систем для механического и электрического оборудования
Системы Мощность (л. с), или выходная нагрузка (тс) Частота вращения, об/мин Площадь *6
Мини- мальная Нор- маль- ная Кри- тиче- ская Мини- маль- ная Нормаль- ная Кри- тиче- ская Мини- маль- ная Нор- маль- ная Кри- тиче- ская
Тип амортизатора (см. табл. 9) Отношение масс ** Отклонение, мм *2
Центробежные <3 л. с. Наибольшая NN 2 2 25,4 29,2
и осевые вентиляторы 3—25 л. с. <600 3 2 3 25,4 29,2 50,8
600—1200 >1200 2 2 — — 2 12,7 25,4 29,2 25,4
<600 3 29,2 50,8 76,2
>125 л. с. 600—1200 >1200 3 •з 2 2 25,4 12,7 29,2 25,4 50,8 25,4
Насос с элек- <20 л. с. 450—900 1,5 2 — 3 3 — 4 29,2 29,2 76,2
тродвигателем 900—1800 2,3 2,5 1,5-2,5 2 — 3 25,4 50,8
>1800 25,4 19,05 29,2
20—100 л. с. 450—900 3 2 — 3 2—3 3—4 29,2 29,2 101,6
900-1800 >1800 3 3 1,5 — 2,5 2-3 1,5—2,5 2-3 25,4 19,05 25,4 76,2 50,8
450—900 2 — 3 3 — 4 3—4 50,8 50,8 127
>100 л. с. 900—1800 2-3 29,2 29,2 101,6
>1800 1,5- 2,5 25,4 25,4 25,4
Двигатели внутреннего <25 л. с. 25—1000 л. с. Наибольшая 2 2 2 — 3 3 — 4 8,89 8,89 44,5 63,5 88,9
сгорания и аппаратура для запуска двигателя >1000 л. с. 2 — 63,5 127
Поршневые <20 л. с. 300—600 600—1200 NR *4 4 NR NR 4—8 2—4 3—6 — 101,6 50,8 101,6 —
воздушные компрессоры >2400 4 4 1 — 2 2 — 3 3-6 25,4 50,8 101,6
с одним или 300—600 4 nr | NR 6—10 — 127 —
КЗ
О
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
двумя цилин- драми Поршневые компрессоры холодильных установок и агрегати- рованные охладители 20—1000 л. с. 10 — 59 тс 600—1200 >1200 600-900 900—1200 >1200 600—900 900—1200 >1200 3—6 2—3 2-3 3—6 1 76,2 29,2 1 1 1
4
2 3 3 2 — 3 3—4 50,8 29,2 25,4 50,8 1 76,2
29,2 50,8
2 — 3 4-6 3-5 3 — 4
>50 тс 3 4 3-4 50,8 76,2 76,2
9 3 50,8 50,8
2—3 29,2
Ротационный холодильный компрессор и агрегати- рованные охладители 100—500 тс 500—1000 тс >300 >3000 2 — — 2-3 3-5 19,05 25,4 25,4 29.2 29,2
Холодильные шкафы с аб- сорбционной холодильной машиной Любая — 1 2 — 6,35 12,7 25,4
Башенные охладители типа вентиля- тора *ь <25 л. с. 150-300 300—600 >600 150—300 300—600 >600 150—300 300—600 >600 NN 2 2 » — — — 127 127
76,2 76,2
25—150 л. с. 152,4 101,6 76,2 152,4 127 101,6 152,4 101,6 76,2 152,4 127 101,6
>150 л. с.
Башенные охладители центробежного типа <25 л. с. 450—900 900—1800 ' >1800 450—900 900—1800 >1800 450—900 900—1800 >1800 25,4 29,2 25,4 19,05 50,8 29,2 25,4 76,2 29,2 25,4
19,05
25-150 л. с. 29,2 25,4 19,05
>150 л. с. 50,8 79,2 25,4
1 1
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Продолжение табл. 8
Системы Мощность (л. с), или выходная нагрузка (тс) Частота вращения, об/мин Площадь *6
Мини- мальная Нор- маль- ная Кри- тиче- ская Мини- маль- ная Нормаль- ная Кри- тиче- ская Мини- маль- ная Нор- маль- ная Кри- тиче- ская
Тип амортизатора (см. табл. 9) Отношение масс W1 Отклонение, мм *2
Трансформа- торы <10 кВ-А 10—100 кВ-А >100 кВ-А — 1 1 2 — — — 3,3 3,3 6,35
2 6,35 12,7
6,35
ьо
00
е 1 Отношение масс равно отношению массы инерционного блока или фундамента к массе оборудования, установленного
на инерционный блок или фундамент.
* а Отклонение оборудования и инерционного блока в целом на амортизаторе. Для нормальных и критических площадей
эти отклонения могут быть увеличены в зависимости от гибкости пола. Для нормальных площадей отклонение должно быть
в 3**6 раз больше отклонения пола и для критических площадей в 6—10 раз больше отклонения пола (см. текст).
* 3 NN обозначает «не требуется», машина монтируется непосредственно на полу.
• 4 NR обозначает «не рекомендуется», т. е. машина не может быть изолирована.
* ь Минимальное месторасположение на наружной плите здания. Для снижения до минимума шума падающей воды от
кровли крыши над критическими площадями поместите двух- или трехслойную неопреновую прокладку между башенным охла-
дителем и пружинами, или между башенным охладителем и крышей, если приводная система и двигатель виброизолированы
от башенного охладителя.
* в Минимальная площадь: фундамент или участок на наклонной плите
Нормальная площадь: участок на верхнем этаже, не прилегающий к критической площади, личным кабинетам, классным
комнатам, конференц-залам, рабочим помещениям и т. д. и не находящийся под ними. Критическая площадь: участок на верх-
нем этаже над личными кабинетами, классными комнатами и конференц-залами, рабочими помещениями и т. д. или прилегающий
к ним.
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
249
9. Типы амортизаторов
Тип t
амортизатора
Схема
Описание
^77^777^^777^77777^77^7"
Амортизаторы в виде прокладок с доста-
точным числом слоев позволяют полу-
чить требуемое количество статических
отклонений при нагрузке 1,76—
4,2 кгс/см2 (твердость неопрена по дюро-
метру 45) или 10,2—10,5 кгс/см2 (твер-
дость неопрена по дюрометру 65). Пол
должен находиться на одном уровне
или иметь прокладки, поддерживающие
определенный уровень
2
Комплект оборудования прикреплен бол-
тами к жесткой стальной раме для со-
хранения соосности деталей. Рамы уста-
навливают на пружинах, высокоэла-
стичных амортизаторах общего назна-
чения или прокладках в зависимости
от величины требуемого статического
отклонения
3
Комплект оборудования прикреплен бол-
тами к инерционному блоку, установ-
ленному на стальных пружинах, кото-
рые крепятся в блоке. Нижняя часть
пружин может оставаться на основа-
ниях фундамента или блок может быть
утоплен в пол
Амортизатор подобен амортизатору ти-
па 3, за исключением того, что верх-
ние части пружин расположены близко
к центру тяжести (Ц. Т.) объединен-
ных блоков и комплекта оборудования
Место расположения машины
Место расположения оборудования в здании может влиять на выбор амортизатора
следующим образом: во-первых, близость к предельно занятым площадям будет
определять эффективность изоляции, и, во-вторых, в зависимости от упругости
конструкции верхнего этажа могут потребоваться более мягкие амортизаторы, чем
предусмотрено теорией.
Классификация площадей. В ограниченных пространствах возникновение
допустимого шума, обусловливаемого передачей вибрации, зависит от использо-
вания пространства. Например, требуемая эффективность изоляции будет намного
выше для машины, расположенной над конференц-залом, по сравнению с эффек-
тивностью, необходимой для той же самой машины, расположенной над конструк-
торским бюро. При выборе амортизатора площадь целесообразно разделить на
три вида: минимальную, нормальную, критическую (см. сноску 6 к табл. 8).
250
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
На заводах, складах и других некритических площадях верхний этаж можно
считать минимальной площадью. Следует напомнить, что эти условия являются
только рекомендациями, и каждое из них должно быть тщательно рассмотрено.
Примеры. А. Центробежный вентилятор мощностью 10 л. с. и частотой вращения
1750 об/мин помещается на уровне пола или на полу из бетонных плит в помещении с ме-
ханическим оборудованием для системы подачи воздуха. Выберите тип амортизатора для
этого случая.
Решение. Так как это случай некритической площади, следует использовать мини-
мальную площадь (табл. 8). Для центробежного вентилятора мощностью от 3 до 25 л. с.
и частотой вращения >1200 об/мин, работающего на минимальной площади, рекомен-
дуется амортизирующая опора типа 2 (табл. 9) с амортизаторами, имеющими откло-
нения 12,7 мм, как дано в табл. 8. Исходя из числа амортизаторов (предположительно 4)
и массы вентилятора, надлежащая изоляция может быть выбрана с помощью постав-
щика.
Б. Поршневой воздушный компрессор мощностью 15 л. с. и частотой вращения
750 об/мин следует поместить на втором этаже завода. Если нет вблизи критических пло-
щадей, выберите амортизирующую систему.
Решение. Этот участок можно классифицировать как нормальную площадь.
По табл. 8 определяем, что рекомендуемым амортизатором из табл. 9 является аморти-
затор типа 4, а рекомендуемое статическое отклонение амортизатора 101,6 мм.
Параметры пола. Теория коэффициента передачи силы, выраженная уравнением (11)
и воспроизведенная на рис. 4, действительна для бесконечно жесткого фундамента.
На практике плита основания пола может считаться жесткой, но поднятой над уровнем
пола. В зависимости от протяженности и толщины бетонные полы имеют собственные
частоты в диапазоне от 30 до 100 Гц, а деревянные полы — от 20 до 30 Гц. Для того чтобы
получить отвечающую требованиям изоляцию на критических площадях, собственная
частота амортизатора не должна быть выше от 7ю До */« возбуждающей частоты, а также
статическое отклонение амортизирующей опоры должно быть меньше в 6—10 раз ста-
тического отклонения пола. Для меньших критических площадей собственная частота
амортизирующей опоры может быть выше от 1/в ДО */з возбуждающей частоты, а статиче-
ское отклонение амортизатора меньше в 3 — 6 раз отклонения пола.
В. Система двигатель—генератор с возбуждающей частотой 1800 циклов в минуту
должна быть установлена на критической площади. Было определено, что статическое
отклонение пола у крепления 5,08 мм. Каким образом следует выбирать амортизирую-
щие опоры?
Решение. Собственная частота амортизирующей опоры должна составлять от Vi о
до ‘/в от 1800 циклов в минуту, или 180 — 300 циклов в минуту. По табл. 4 находим, что
соответствующее отклонение амортизатора будет равно 10,16 — 27,9 мм.
Отклонение амортизирующей опоры должно быть в 6 — 10 раз больше отклонения
пола, т. е. должно составлять 30,5 — 50,8 мм.
Поэтому амортизирующие опоры следует выбирать, учитывая самое большое откло-
нение от 30,5 до 50,8 мм для того, чтобы получить требуемую изоляцию.
Крепление оборудования
Для получения требуемой виброизоляции крепления к деталям оборудования,
например воздуховодам и трубопроводам, должны гибко присоединяться или
устанавливаться для того, чтобы детали могли свободно перемещаться и чтобы
можно было уменьшить передачу вибрации через амортизирующие опоры.
Воздуховоды следует присоединять к вентиляторам с помощью гибких рези-
новых или матерчатых амортизаторов, а электрические кабелепроводы должны
быть очень гибкими. Кроме того, для вентиляторов больших размеров следует
использовать упругие опоры с отклонением 6,35 мм около вентилятора.
Трубопроводы к механическому оборудованию и от него должны быть рас-
смотрены специально. Как правило, первые три опоры для воздуховодов от обо-
рудования должны иметь статическое отклонение, по крайней мере равное половине
отклонения оборудования. Упругие опоры с отклонением 12,7 мм и более могут
потребоваться для дополнительного расстояния, зависящего от близости трубо-
провода к критическим площадям. В некоторых случаях, например при исполь-
зовании паропроводов и трубопроводов башенного охладителя, необходимо
применять упругие опоры вдоль всего трубопровода.
Упругие опоры для воздуховодов можно прикреплять к полу или потолку.
Можно использовать стальные пружины или другие опоры в зависимости от
требуемого отклонения (см. табл. 5). При высоких частотах наряду с пружиной
следует располагать неопреновые прокладки или шайбы.
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
251
В небольших гидравлических и пневматических насосах, двигателях и ком-
прессорах соединение обычно осуществляется с помощью шланга с оплеткой С-
или S-образных форм для того, чтобы вибрация машины не передавалась вдоль
оси шланга к соединяющему трубопроводу.
Рекомендации для конструирования
1. При применении стальных пружин в любом случае используйте, по крайней
мере, одну ребристую неопреновую прокладку, соединенную последовательно
с пружиной или у верхней части, или у основания.
2. Если необходимы фундаментные болты для предотвращения медленного
движения машины, удостоверьтесь, что они не заневоливают амортизирующую
опору.
3. Следует составить график периодических осмотров изолируемого оборудо-
вания для того, чтобы быть уверенным, что отходы не скапливаются в амортизато-
рах или под оборудованием, что может привести к заневоливанию амортизаторов.
4. Машины с центром тяжести, расположенным высоко, или случайно соуда-
ряющиеся с движущимся по пролету цеха транспортом требуют боковых стабили-
зирующих устройств для того, чтобы они оставались неподвижными, причем эти
устройства не должны заневолить амортизаторы.
5. Механизмы с высоким пусковым крутящим моментом, требующие эффек-
тивной изоляции, следует устанавливать на инерционные блоки для регулировки
движения при запуске.
6. Цементацию, прокладки или установленные горизонтально амортизаторы
следует использовать на шероховатом полу для того, чтобы обеспечить равномер-
ную нагрузку каждого амортизатора.
7. Расчет нагрузки на * неопреновые амортизаторы ji амортизаторы в виде
прокладок следует производить согласно рекомендациям'изготовителя. Малая
нагрузка на прокладки не даст требуемых эксплуатационных качеств, а большая
нагрузка снизит их срок службы. Последнее условие действительно для всех
амортизирующих опор.
8. Для амортизатора определенных типов и размеров статическое отклонение
может быть увеличено в 2 раза или собственная частота уменьшена на половину
за счет использования двух амортизаторов (последовательно расположенных
или сдвоенных). Для уменьшения статического отклонения в 2 раза или удвоения
собственной частоты поместите рядом два амортизатора (параллельно располо-
женных или сдвоенных), присоединенных зажимной скобой к крепежному отвер-
стию машины.
Техническое обслуживание оборудования
Износ или неправильная работа оборудования часто вызывает повышенные
уровни вибраций у опорных амортизаторов оборудования, а также увеличивает
уровни шума. Поэтому необходимо соответствующее техническое обслуживание
оборудования. Рекомендации по распознаванию причин образования вибраций
даны в табл. 10. В большинстве случаев измерение вибраций с соответствующей
фильтрацией сигнала необходимо для выявления причин образования чрезмерной
вибрации. Критерий определения опасности вибрации основан на амплитуде
вибрации (рис. 32).
Типичные примеры, связанные с виброизоляцией, приведены ниже.
Пример 1. Мощный гидравлический привод представляет собой двигатель с часто-
той вращения 1800 об/мин, приводящий в действие гидравлический насос; двигатель
и насос прикреплены к ванне из листового металла, являющейся масляным баком. Необ-
ходимо изолировать систему двигатель—насос от ванны, которая действует как резо-
нансный щит. Масса системы двигатель—насос 113,4 кг, требуемая эффективность изо-
ляции 95% или коэффициент передачи 0,05.
Ю. Характерные причины образования вибраций
Причина Фазо-импульсная характеристика
Дисбаланс С одной постоянной кон- трольной точкой
Дефект антифрикционного подшипника Нестабильная
Дефект подшипника сколь- жения С одной контрольной точкой
Несоосность муфты и под- Обычно с двумя постоянными
шипника контрольными точками, ино- гда с одной или тремя
Дефект коленчатого вала С одной или двумя контроль- ными точками
Дефект зубчатых передач —
Большой механический зазор С одной или двумя контроль- ными точками
Амплитуда Примечания
В радиальном направлении, установившаяся, пропорцио- нальная дисбалансу Общий случай вибрации
Скорость в радиальном на- правлении 5,08—25,4 мм/с Самая высокая скорость при де- фектном подшипнике; по мере того, как возникает разрушение, скорость будет увеличиваться, частота понижаться
Небольшая Амплитуда вала и подшипника приблизительно одинаковые
Высокая аксиальная Аксиальная вибрация может быть двухрадиальной. Для проверки используйте индикатор с круго- вой шкалой
Высокая аксиальная —
Радиальная Измерьте скорость
Пропорциональная большому зазору Самая большая радиальная ви- брация в направлении большого зазора
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Продолжение табл. 10
Причина Фаза-импульсная характеристика Амплитуда Примечания
Дефект ремня — Хаотическая Заедание ремня при строб-им- пульс ах
Электрического характера С одной или двумя враща- ющимися контрольными точ- ками Небольшая Вибрация мгновенно прекращает- ся, когда машина включается
Скопление смазки Нестабильная Радиальная неустановив- шаяся Частота может быть меньше 1/2 п
Аэродинамического характера — — Может вызывать разрушение в случае резонанса
Повышенная частота биения Изменяется с частотой бие- ний Переменная при скорости биений Образуется двумя механизмами, работающими с одинаковыми ча- стотами вращений
Резонанс С одной контрольной точкой Большая Фаза будет изменяться в зави- симости от скорости. Амплитуда уменьшается при скорости вра- щения выше и ниже резонансной. Резонанс может быть устранен с увеличением жесткости кон- струкции
Данные фирмы «Production Measurements Corp».
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
254
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рис. 32. К определению степени воздействия вибрации:
/ — предельная скорость; II — очень сильное воздействие; III — сильное воздействие;
IV — среднее воздействие; V — невредное воздействие; VI — очень малый уровень
воздействия
Предположим, что R/Rc = 0,05. По рис. 4 находим, что f/fn = 5. Поэтому
f = — = *8°- = 360 цикл/мин = 6 Гц.
п 5 о
Нагрузка на каждую из четырех амортизирующих опор равна 113,4/4 или 28,3 кгс.
В данном случае используйте высокоэластичную опору общего назначения.
С помощью рис. 26 выберите амортизирующую опору типа RDA-55, которая имеет
номинальное отклонение 8,63 мм. Так как это отклонение превышает минимальное откло-
нение 7,62 мм, конструкция надежна. Расчет допускает, что отклонение ванны из листо-
вого металла не отличается в значительной степени от статического отклонения опорных
амортизаторов. В этом случае оно будет меньше, чем 1/5 статического отклонения, иначе
говоря меньше, чем 1,78 мм. Для проведения этого расчета гидравлические и электриче-
ские линии, присоединяемые к системе, должны быть соответственно гибкими и не пре-
пятствовать движению системы на ее опорных амортизаторах.
Пример 2. Вытяжной вентилятор мощностью 15 л. с.,массой 181,4 кг и с частотой
вращения 1200 об/мин помещается над некритической площадью. Было определено, что
отклонение крыши в точке крепления не должно быть больше 2,5 мм. По табл. 8 реко-
мендуемое статическое отклонение для амортизирующих опор составляет 25,4 мм.
По рис. 6 или табл. 4 находим, что собственная частота будет равна 180 цикл/мин или
3 Гц. Отношение частот f/fn = 1220/180 = 6,66 и отношение отклонения амортизирующей
опоры к отклонению крыши составит 1,0/0,1 = 10. Так как отношен ие отклонений больше,
чем отношение частот, амортизирующие опоры должны быть достаточно мягкими для
того, чтобы можно было производить работу. Нагрузка на каждую из четырех аморти-
зирующих опор составляет 45,36 кгс. Для предохранения от горизонтального движения,
которое может возникать под действием ветра, используйте амортизатор со стальной пру-
жиной, заключенный в кожух (см. рис. 23). Амортизирующая опора типа SL-120A мас-
сой 54,4 кг имеет отклонение 30 мм. Отклонение при 45,36 кг будет —25,4 мм, т. е. эта
пружина удовлетворяет требованиям, предъявляемым к отклонению.
Рекомендации для уменьшения шума машин
Описанные ранее инженерные принципы применяют к различным машинам
больших и малых размеров (от пишущих машинок до пробивных прессов). Значи-
тельное ослабление шума достигается в тех случаях, когда преобладающий шум
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ^ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 255
образуется энергией колебания,
которая передается от машины
к конструкции, где она снова
излучается в виде звука. Ниже
описаны некоторые конкретные
случаи виброизоляции, приме-
няемые для ослабления шума.
Виброизоляция машины
для обрезки книжных
блоков
Часто в типографии создается
очень сильный шум. Рассмот-
рим, например, установку на
третьем этаже здания восьми
машин для обрезки книжных
блоков и станков для стал кива-
Рис. 33. Изменения уровней звукового давления
Lp октавной полосы, измеренные в конструктор-
ском бюро до (/) и после (2) установки машины
для обрезки книжных блоков на амортизаторы [191
ния [19]. Было определено, что
полученный уровень шума в конструкторском бюро, находящемся этажом ниже,
недопустим. Так как основная часть шума возникала от сил, переданных через
крепления машин, было решено изолировать тот участок, который включал
механизмы для обрезки книжных блоков.
Масса каждого механизма составляла 1575 кг. Изменение во времени сил
резания машины подобно изменению, показанному на рис. 33 с импульсным
периодом Т = 0,02 с и периодом повторения Т=0,4с, аналогичными соответ-
ственно частоте импульсов и периодической частоте 50 и 2,5 Гц. Принимая соб-
ственную частоту fп = 10 Гц (соответствующую статическому отклонению 2,5 мм)
и допуская, что нагрузка на четыре амортизатора распределена симметрично,
находим, что каждый амортизатор должен был выдерживать нагрузку 393,7 кгс
и иметь коэффициент упругости 1550 кг/мм. Любые жесткие соединения между
машиной для обрезки и другими участками были гибко соединены для того, чтобы
избежать заневоливания амортизаторов.
Данные об уровне звукового давления октавной полосы (относительно
0,0002 мкбар) в конструкторским бюро до и после установки амортизаторов
показаны на рис. 33. При ослаблении шума приблизительно на 5 дБ по всему
частотному диапазону окончательный уровень шума в помещении (кривая NC 45)
считался приемлемым. Дальнейшее ослабление шума можно легко. получить,
обрабатывая помещения звукопоглощающим материалом.
В другом помещении, находящемся над цехом с машинами, уровень шума
был уменьшен приблизительно до 10 дБ по всему частотному диапазону. Кроме
того, раздражающий глухой периодический звук с интервалом в 0,4 с был за-
менен грохочущим звуком в обоих помещениях над машинным цехом. Причиной
возникновения этого звука было вспомогательное оборудование, которое также
можно было легко изолировать от пола.
Виброизоляция печатных машин
Виброизоляция используется для ослабления шума в типографиях (20). Проблема
изоляции печатных машин, установленных на третьем этаже здания, рассматри-
валась с целью определения снижения уровня шума. Рабочая частота машин
охватывала диапазон частот от 0,8 до 1,4 Гц. Было установлено, что резонансная
частота пола составляла 12—15 Гц. Выбирали такие амортизаторы, чтобы резо-
нансные частоты системы машина — пол были связанными и по мере возможности
256 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ^ШУМА
Рис. 84. Изменения уровней звукового давления Lp октавной по-
лосы, измеренные в помещении до (/) и после (2) установки пе-
чатных машин на амортизаторы [20]
низкими, но вне диапазона рабочей частоты машин. На рис. 34 показаны изме-
нения уровней звукового давления (от 8 до 15 дБ), которые были достигнуты
при использовании амортизирующих прокладок из войлока и резины.
Виброизоляция вентиляционной системы
Виброизоляция использовалась для ослабления шума вентиляционной системы,
установленной на первом этаже двухэтажного здания [21]. Хотя опоры машины
находились на тонких неопреновых прокладках, они были также прикреплены
болтами непосредственно к бетонной плите толщиной 0,152 м. Частота враще-
Рис. 35. Изменения уровней звукового давления
Lp октавной полосы, измеренные в конференц-
зале до (/) и после (2) установки вентиляцион-
ной системы на амортизаторы [21]
ния вентилятора составляла
1 000 об/мин, его масса —907,2 кг,
подача воздуха в вентиляцион-
ную систему здания 445,2 м3/мин.
Непосредственно под вентиля-
ционной системой находились
складские помещения, поэтому
на этой площади проблема шума
не представляла интереса. Од-
нако в конференц-зале, приле-
гающем к складскому помеще-
нию, уровни шума были недо-
пустимо высокими, несмотря на
то, что это помещение имело
толстые подвесные потолки и на-
ходилось на расстоянии 12,2 м
от вентилятора. Кроме того,
можно было установить, что ис-
точником шума в конференц-
зале является вентиляционная
установка.
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
257
Основная резонансная частотафнесущего перекрытия, измеренная при удар-
ном возбуждении, была равна 12 Гц. Вентиляционная система была установлена
на шесть виброизоляторов пружинного типа, статическое отклонение которых
составляло 25,4 мм, что обеспечивало собственную частоту системы 3,2 Гц.
Графики изменений уровней звукового давления в конференц-зале до и после
установки виброамортизаторов показаны на рис. 35. Уменьшение уровней шума
свыше 125 Гц значительно (в пределах 3—17 дБ), что наглядно доказывает необ-
ходимость применения виброизоляции в цехах с механическим оборудованием,
уменьшающей прохождение колебательной энергии в конструкции здания. По-
добная энергия может проходить относительно большие расстояния и затем вновь
излучаться в виде шума на отдаленном участке здания.
Виброизоляция гвоздильного станка
Исследовался шум, образуемый десятью гвоздильными станками, установлен-
ными в механическом цехе [21 ]. Первоначально гвоздильные суанки были жестко
прикреплены болтами к бетонному полу. Принцип работы каждого станка заклю-
чался в следующем. Проволока непрерывно подавалась к станку, где она раз-
резалась, затем формировалась головка гвоздя, и получался гвоздь требуемых
размеров. Этот процесс осуществлялся с помощью гильотинных ножниц, которыми
был оснащен станок и которые
вызывали периодическое изме-
нение во времени ударных им-
пульсов. Эти ударные импульсы
передавались к бетонному полу,
что способствовало возбуждению
колебаний конструкции и об-
разованию шума.
На практике обычно выби-
рается амортизатор, собствен-
ный период которого значитель-
но больше длительности удар-
ного импульса, но меньше пе-
риода приложения силы. В этом
случае станок производил 300
гвоздей в минуту (т. е длитель-
ность импульса То = 0,2 с)
с измеренной длительностью им-
пульса Т ~ 0,01 с. Выбира-
лись высокоэластичные вибро-
амортизаторы с собственным
периодом т 0,1 с (соответ-
ствующим собственной частоте
Рис. Зв. Изменения уровней звукового давления
измеренные до (/) и после (2) установки де-
сяти гвоздильных станков на амортизаторы [21]
10 Гц) и со статическим отклонением 2,54 мм. На рис. 36 показаны графики
изменений уровней звукового давления в механическом цехе до и после установки
амортизаторов. Общий уровень звукового давления был снижен приблизительно
на 9 дБ (А), т. е. установка амортизаторов дала положительные результаты.
Виброизоляция кондиционеров
Чрезмерный шум создавался центральной установкой кондиционирования воз-
духа для жилых домов мощностью 8057,5 Вт = 8,0575 кВт [22]. Основным
источником был шум на частоте 120 Гц, большей частоты сети в 2 раза. Этот шум
исходил от электродвигателей мощностью 0,18 кВт и 0,254 кВт, используемых
для приведения в действие двух вентиляторов. Усовершенствование конструкции
9 Под ред. Л. Л. Фолкнера
258 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Рис. 37. Изменения уровней
звукового давления Lp
*/з~октавной полосы, изме-
ренные на расстоянии 1,5 м
от центральной установки
кондиционирования возду-
ха, до (а) и после (б) вибро-
изоляции электродвигате-
лей вентиляторов [22]
виброамортизаторов (с помощью уменьшения их жесткости) позволило^снизить
уровень звукового давления приблизительно на 25 дБ при 120 Гц и на 12 дБ
при 240 Гц (рис. 37). Измерения проводились на расстоянии 1,5 м от кондици-
онера, установленного в нереверберационном помещении. В экспериментальной
установке использовались четыре изолированных канала для отвода потока
воздуха и большей части широкополосного шума из неверберационного помеще-
ния. Незначительное ослабление широкополосного шума вентилятора (см. рис. 37)
удалось получить в результате укорачивания наполовину длины каналов согласно
программе, разработанной для устранения основных тонов частотой 120 и 240 Гц.
Виброизоляция пишущих машин
Общим источником шума в обычных учреждениях является пишущая машинка.
К одному из способов виброизоляции пишущей машинки относится использова-
ние резиновых или толстых войлочных прокладок, ослабляющих шум. Полное
ослабление уровня звука, излучаемого пишущей машинкой и ее опорой, можно
получить путем ослабления потока энергии колебаний от машинки к ее опорной
конструкции, где может иметь место вторичное излучение. Часто этой конструк-
цией является легкий гибкий стол, который под действием энергии колебаний
может излучать шум в окружающую среду.
На рис. 38 показано понижение уровня звукового давления (измеренного
на расстоянии 1,22 м от машинки) в результате установки четырех неопреновых
прокладок (твердость по дюрометру 50) под металлическое основание стандарт-
ной пишущей машинки, расположенной на обычном канцелярском столе. Ослабле-
ние уровня шума (от 3 до 12 дБ) возможно только при частотах ниже 1000 Гц,
при частотах свыше 1000 Гц не происходит ослабления шума. Это, очевидно,
обусловливается тем, что высшие типы колебаний не возбуждаются в достаточной
степени в столе.
ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА 259
Рис. 39. Изменения уровней
звукового давления Lp ок-
тавной полосы электротранс-
форматора, измеренные до
(/) и после (2) виброизоли-
рующей обработки [25]
Рис. 38. Изменения уровней
звукового давления Lp ок-
тавной полосы, измеренные
на расстоянии 1,22 м от
стандартной пишущей ма-
шинки, расположенной на
обычном канцелярском сто-
ле, до (/) и после (2) по-
мещения четырех неопре-
новых прокладок под ма-
шинку [21]
Рис. 40. Изменения уровней
звукового давления Lp октав-
ной полосы, измеренные
вблизи портативной посудо-
мойки :
А — до обработки; В — ви-
броизоляция; С — виброи-
золяция, демпфирование и
поглощение [26]
9*
260 ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДЛЯ ОСЛАБЛЕНИЯ ШУМА
Другие области применения виброизоляции
Виброамортизаторы широко используют в различных областях. В работе Мора
[23] рассматривается контроль шумов подвесных двигателей, вращающихся газо-
нокосилок и низкоскоростных транспортных самолетов с трехколесным шасси,
имеющих звукоизолирующие ограждения и виброамортизаторы. В статье Забо-
рова и др. [24] описаны способы снижения шума ударных стендов приблизи-
тельно на 10—15 дБ при средних частотах и примерно на 25 дБ при высоких
частотах. Рид [25] утверждает, что ослабление шума приблизительно на 10 дБ
можно получить в некотором электрооборудовании самолета (например, транс-
форматорах) с помощью виброизоляции (рис. 39). В статье Джина [26] описан
комбинированный метод на примере использования демпфирования, поглощения
и виброизоляции в портативной посудомойке (рис. 40).
8
Шум деталей машин
ДЖЕЙМС Э. ШАХАН,
ДЖОРДЖ КАМПЕРМАН
Введение
Контроль шума и вибраций требует понимания динамики основных деталей ма-
шин. В данной главе будут рассмотрены не все детали машин, а только те, которые
наиболее существенны для решения проблемы шума. Это зубчатые передачи,
подшипники, кулачки, кривошипные механизмы, цепные передачи.
Главная задача главы заключается в кратком изложении основных прин-
ципов работы деталей машин, а также в определении основных причин возник-
новения шума и вибрации машин. Все вышесказанное не подкреплено примерами,
так как большинство проблем, связанных с шумом машин, индивидуально для
определенной машины, а количество машин практически безгранично.
ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Типы зубчатых передач
Зубчатые передачи — это механизмы для передачи вращательного движения
между валами. Их можно использовать для передачи как больших мощностей
(в ведущих валах гребного винта), так и небольших (в часовых механизмах).
С точки зрения вопроса о шуме передачи мощности играют решающую роль.
Основные виды зубчатых передач: цилиндрические с прямыми зубьями,
циклоидальные, винтовые, косозубые с параллельными осями, шевронные ци-
линдрические, косозубые с перекрещивающимися осями, червячные, конические
и гипоидные передачи. Зубчатые передачи классифицируют по форме зуба, рас-
положению вала (для которого предназначено зубчатое колесо), методу обработки,
а также по общему виду зубчатого колеса.
Цилиндрическая передача с прямыми зубьями с эвольвентным зацеплением
передает вращательное движение между параллельными валами. Зубья эволь-
вентного зацепления прямые и параллельны оси вала (рис. 1). Важная особен-
ность эвольвентного зацепления заключается в том, что расстояние между парой
сопряжённых зубчатых передач можно регулировать без изменения отношения
угловых скоростей.
Зубчатые передачи с циклоидальным профилем применяли до изобретения
зубчатых передач с эвольвентным зацеплением. Передачи с циклоидальным
зацеплением, обладающие множеством недостатков по сравнению с эвольвентным
зацеплением, для передачи мощностей уже не используются. В настоящее время
их широко применяют в различных часовых механизмах, а также, когда надо
изменить -передаточное число, а передача мощности незначительна. В этих слу-
чаях требуется малое число зубьев ведущего колеса, но удары все равно недо-
262
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 1. Прямозубая цилиндрическая передача
Рис. 2. Винтовая передача
пустимы. Основное преимущество циклоидальных зубьев перед эвольвентными —
отсутствие ударов при передаче; главный недостаток — передача движения с по-
стоянной угловой скоростью возможна только при очень точном центрировании
осей. Циклоидальные зубчатые передачи — дорогие в изготовлении.
В косозубых передачах профили зубьев с эвольвентным зацеплением рас-
положены под углом к оси вала зубчатой передачи (рис. 2). Валы не пересекаются.
Винтовые зубчатые передачи бывают с параллельными осями валов и перекрещи-
вающимися.
Шевронные или двойные косозубые передачи (рис. 3) состоят из двух пар
параллельных косозубых колес. Преимущество такого расположения заключается
в том, что осевые силы, присущие одной паре, уравновешиваются.
Рис. 3. Шевронная или двойная косо-
зубая передача
Рис. 4. Червячная передача
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
263
Рис. 5. Прямозубая коническая передача
Червячные передачи по принципу действия (рис. 4) аналогичны винтовым
зубчатым передачам со скрещивающимися осями. Зубья расположены по всей
поверхности ведущего вала и образуют винтовую резьбу. У этих передач высокое
передаточное число, и они выдерживают большие нагрузки на зуб. Одним из
недостатков с точки зрения механической эффективности является повышенное
скольжение зубьев.
Конические передачи служат для передачи мощности между вращающимися
валами, оси которых пересекаются (рис. 5). В конической передаче используют
эвольвентный профиль зубьев. Различают прямозубые и спиральные конические
передачи.
Если валы не пересекаются и не параллельны, то используют гипоидные
передачи. По характеру работы гипоидные передачи имеют большое сходство
с червячными передачами, так как их принцип действия объединяет обкатку
и скольжение вдоль линий контакта.
Термины и определения
Вследствие обширного применения эвольвентного зацепления в зубчатых пере-
дачах необходимо знать основную терминологию. Большая часть терминов может
быть рассмотрена на примере прямозубой цилиндрической передачи с эволь-
вентным зацеплением (рис. 6).
Рис. 6. Основные элементы зубчатых передач:
а — зубчатое колесо; б — эвольвентное зацепление пары зубчатых колес; 1 — основная
окружность; 2 — окружность впадин; 3 — делительная окружность; 4 — окружность
выступов; 5 — ширина зуба; 6 — толщина зуба; 7 — ширина впадины; 8 — зазор; 9 —
линия зацепления; 10 — угол зацепления; 11 ведомое зубчатое колесо; 12 — веду-
щее зубчатое колесо
264
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 7. Характеристика профили п
ба с эвольвентным зацеплением
а — образование эвольвенты по <•»
новной окружности; б — связь м.
жду линией контакта и основным»
окружностями зубчатых колее; /
производящая прямая; 2 — эво.п.
вента; 3 — основная окружное и.
4 — линия зацепления (касте н.
ная к основным окружностям)
Основные расчеты производят относительно делительной окружности зу6ч.1
того колеса. У сопряженных передач делительные окружности касательпы дрм
к другу.
Шаговый диаметр — диаметр делительной окружности.
Диаметральный шаг — отношение числа зубьев к диаметру делительном
окружности.
Окружной шаг — шаг зацепления по делительной окружности.
Высота головки зуба — расстояние по радиусу от делительной окружноеih
до окружности выступов.
Высота ножки зуба — расстояние по радиусу от делительной окружное!и
до окружности впадин.
Нормальная толщина зуба измеряется по делительной окружности.
Основная окружность — окружность, которая является основанием дли
образования эвольвентной формы зуба зубчатого колеса. Эвольвентный профи.и.
зуба образует точка, закрепленная на натянутой струне, размотанной с цилиндри
с радиусом основной окружности (рис. 7, а). Особенность эвольвенты при усл<>
вии, что диаметры основных окружностей постоянны для двух сопряжении!
передач, состоит в том, что траектория точки контакта двух сопряженных зубьгп
(«линия зацепления») проходит по касательной к двум основным окружное! ям,
как это показано на рис. 7, б. Делительные окружности касаются друг дрмз
в точке пересечения линии зацепления и линии, соединяющей центры двух сопри
женных зубчатых передач. Отношение угловых скоростей остается постоянным
независимо от расстояния между центрами двух сопряженных зубчатых коле»
Основной окружной шаг — расстояние между соответствующими точками
смежных зубьев зубчатой передачи, измеренное по основной окружности.
Другие определения для зубчатых передач приведены на рис. 6, б, па коь«
ром изображены два сопряженных зубчатых колеса. Линия зацепления — тр.к ь
тория общей точки , контакта взаимодействующих зубьев.
Угол зацепления — угол между линией зацепления и прямой, перпенднм
лярной к линии центров.
Коэффициент перекрытия — отношение длины контакта по линии зацеп.к
ния к шагу и представляет собой среднее количество зубьев, работающих в какой
либо момент времени.
Люфт — разница между шириной зуба и шириной зацепления зубч.н
передачи, измеренная вдоль делительной окружности. Радиальный зазор
расстояние между высотой ножки ведущего зубчатого колеса и высотой го:к-hi <•
ведомого.
Работа зубчатого колеса с эвольвентным зацеплением.
Источники шума и вибрации
Зацепление двух зубчатых колес показано на рис. 6,6. Нижнее, меныпее
чатое колесо (ведущее) приводит в действие верхнее, большее по размеру (ш i
мое). Линия зацепления проходит между точками А и С. Так как контакт игр»
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
265
меняется по линии зацепления к точке В, относительная скорость скольжения
и»жду двумя зубьями уменьшается. В точке В касания двух делительных окруж-
им к ir А направление скорости относительного скольжения изменяется на обратное.
приводит к образованию импульса силы, величина и длительность которого
mimicит от передаваемой мощности, коэффициента трения между зубьями и ско-
1*и’П1 относительного скольжения. Последняя прямо пропорциональна скорости
врАщения зубчатых колес и возрастает с увеличением расстояния от точки В
точки контакта.
Импульс силы определяется как шаговый импульс. Если зубчатые передачи
Лиупрсчны» даже во время их работы, все равно теоретически это единственная
причина возникновения шума (с учетом того, что флуктуационные крутящие
мпменты па валах отсутствуют). Спектр частоты шума и вибрации зубчатого колеса
(Вмиг на составляющие, которые образуются только от частоты зубчатой пере-
йми (Гц) и ее высших гармоник:
/к=(^л/60), (1)
К
1лв Nр, пр — соответственно число зубьев и частота вращения, об/мин, зубчатого
Велеса.
Величина высших гармоник зависит от формы импульса силы. Зубья во время
рибо гы всегда деформируются, поэтому «идеальные» зубчатые колеса на практике
•и встречаются. Второй основной источник шума и вибрации, импульс зацепле-
нии. возникает в результате деформации. Это импульс силы, который направлен
ш» касательной к двум основным окружностям (линии зацепления) и возникает
в результате неправильного зацепления зубьев. Влияние, оказываемое боль-
шинством конструкций зубчатых передач на шум и вибрацию, определяется
наличном шагового импульса и импульса зацепления. Основные факторы, влия-
ицне на величину этих импульсов: тип зубчатой передачи, угол давления, коэф-
фициент перекрытия, ширина зуба, обработка поверхности, шаг, точность про-
филя зуба по сравнению с идеальным, скорость зубчатой передачи, нагрузка,
передаваемая зубчатой передачей.
Шум и тип зубчатой передачи
Обычно скольжение между контактирующими зубьями приводит к более мед-
ленному ходу. Различные типы зубчатых передач из-за различных геометрических
шлрлктеристик приводят к разным режимам работы зуба. Например, в прямо-
•убой цилиндрической передаче линейный контакт проходит по всей ширине зуба
(рис. 8, а). Это приводит к увеличению импульса зацепления. Следовательно,
прямозубые цилиндрические передачи достаточно шумные, особенно при высоких
час готах вращения.
Рн<. н. Характеристика зубчатого контакта в передачах с эвольвентным зацеплением:
а прямозубая цилиндрическая передача — линейный контакт по всей ширине зуба;
л косозубая передача — перемещение линейного скользящего контакта по ширине
•уба
266
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
В косозубых передачах также линейный контакт. Однако контакт возник.к*»
в точке на поверхности зуба и распространяется вниз (рис. 8, б). Это приводи।
к уменьшению ударной нагрузки на зуб, поэтому косозубые цилиндрические
зубчатые передачи работают более бесшумно по сравнению с прямозубыми. Эы
разница составляет 3—10 дБ для эквивалентной нагрузки и рабочей скорое i и
Винтовые и конические передачи обладают теми же шумовыми и вибрацион
ными характеристиками, что и косозубые передачи.
Гипоидные и червячные передачи наиболее бесшумны из рассматриваемых
в данной главе вследствие большего скольжения зуба. В гипоидных передачах
работа зуба объединяет процессы качения и скольжения. Их широко применяюi
в автоматических дифференциальных передачах, в которых соединяющие валы
могут быть уравновешены.
Угол зацепления и шум
Уменьшение угла зацепления приводит к понижению шума. На рис. 9 показано
эвольвентное зацепление пары зубчатых колес. Пренебрегаем силами трения
между зубьями (действующими по нормали к линии зацепления); сила, перс
даваемая зубчатыми колесами, направлена вдоль линии зацепления. В точке
касания делительных окружностей сила Fn — полезная сила, передающая рабо
чий крутящий момент ведомому колесу, и (без учета сил трения) определяется
энергетической характеристикой машины, соединенной с выходным валом зуб
чатой передачи. Зависимость между результирующей силой F, действующей
вдоль линии зацепления, и силой Fn
Fn = F cos <p. (?)
Увеличение углов зацепления приводит к увеличению нормальных сил.
необходимых для поддержания постоянства Fn. В результате этого увеличивается
шум. Уровень вибрации повышается вследствие роста угла зацепления при дан
ных энергетических характеристиках.
Для зубчатых эвольвентных передач угол зацепления определяется не только
конструкцией зубчатого колеса, но также и фактическим межосевым расстоянием
зубчатой пары. Когда межосевое расстояние рассчитано для зубчатых колес
с эвольвентным зацеплением, то действительный угол зацепления равен теорстн
ческому. Существующие допуски позволяют несколько изменить фактическое
межосевое расстояние, которое может возрастать за счет износа, смещения от осн
или изменения температуры. Отклонение в разумных пределах от теоретическою
межосевого расстояния не ^влияет на плавность работы зубчатых передач сэволь
вентным зацеплением. Однако это приводит к изменению угла зацепления. 1 l.i
рис. 10 показано, что угол зацепления увеличивается, если возрастаетмежосевос
Рис. 9. Силы, действующие
в эвольвентном зацеплении
и зависящие от угла зацеп
ления <р (F — результиру
ющая сила между зубьями
в полюсе зацепления бе i
учета трения зубчатых ко
лес; Fn — составляющая / .
передающая «полезную»
мощность):
1 — ведомое зубчатое коле
со; 2 — основная окруж
ность; 3 — делительная ок
ружность; 4 — угол зацеп
ления; 5 — ведущее колесо
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
267
Рм«. 10. Влияние изменения меж-
«невого расстояния на угол зацеп-
пары зубчатых колес с эволь-
• лмгным зацеплением (сплошные
|Ц**имн показывают работу зубчатой
передачи, когда центр этой пере-
мчи сосредоточен в точке С с углом
•лцеиления <р; пунктирные линии
н«» ил 1 ива ют смещение центра зуб-
»<>й передачи в положение С' с ре-
ву дотирующим углом зацепле-
нии ф');
I ведущее колесо; 2 — основная
окружность; 3 — делительная
окружность; 4 — линия зацепле-
нии; 5 — ведомое колесо
расстояние зубчатой передачи,
.▼го приводит к изменению пе-
редаваемых сил, а также к из-
менению уровня шума и ви-
Арлции.
Факторы, приводящие к пе-
риодическому изменению меж-
«»ссвого расстояния во время
рдботы зубчатой передачи, вы*
•моают изменение угла зацеп-
ления и как следствие изменяют
спектр шума и вибрации зуб-
чатой передачи. Эксцентриситет на валу зубчатой передачи изменяет межосе-
•юс расстояние с частотой, равной частоте вращения зубчатой передачи.
Спектр результирующего шума для данного случая показан на рис. 11.
Амплитудная модуляция зависит от величины эксцентриситета. Другие факторы,
приводящие к модуляции сил зуба и возникновению шума: флуктуационный
крутящий момент приводного двигателя; резонанс валов зубчатых передач или
конструкций опор подшипников. Флуктуационный крутящий момент вызывает
периодическое изменение радиальных сил зубчатых передач (отсюда отклонение
нал л), а также изменение межосевого расстояния. Жесткость валов предельно
уменьшает это отклонение.
Риг. II. Схема последовательных контактных импульсных сил зуба с модуляцией отно-
«нгсльно частоты вала (7’5 и Тс — время одного оборота вала и между двумя контак-
♦ амн зуба соответственно). Модуляция вызвана эксцентриситетом на валу зубчатой
илрлдлчи
268
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Коэффициент перекрытия и шум
Если при передаче нагрузки отклонений параметров зубчатой передачи нет, то
импульс зацепления незначителен. Однако фактически зубья всегда до некоторой
степени отклоняются по размерам, что приводит к неправильному функциониро-
ванию зубчатой передачи при сцеплении и расцеплении. В результате возникает
удар, который направлен вдоль линии зацепления ведущего зубчатого колеса.
При увеличении среднего числа зацепленных зубьев нагрузка распределяется
на большее число зубьев. Это улучшает зацепление и расцепление зубчатых колес
и тем самым понижает уровень шума. Так как коэффициент перекрытия должен
быть низким, его оптимальное число равно 2.
Ширина зуба и шум
Влияние ширины зуба на шум зубчатой передачи зависит от соотношения между
точностью исполнения зубчатой передачи и отклонением зуба под действием
нагрузки. Зубчатые передачи низкого качества с большими допусками незначи-
тельно зависят от нагрузок при сцеплении (нагрузка на единицу площади зуба).
Влияние нагрузок на точность зацепления зубчатой передачи является вопросом
второстепенной важности по сравнению с влиянием свободных допусков. Но
с другой стороны с повышением нагрузок уровень шума значительно увеличи-
вается, так как в результате деформации зуба возникает неточность зацепления.
Высокоточные зубчатые передачи функционируют более бесшумно по сравнению
с зубчатыми передачами с большими допусками при равных нагрузках на зуб.
На рис. 12 показано действие нагрузок на зуб для различных классов зубчатых
Рис. 12. Зависимость от-
носительного уровня зву-
кового давления от на-
грузки на зуб для различ-
ных классов зубчатых
передач [1]
передач [1]. С ростом номера класса (качества зубчатых передач) повышается
влияние деформации зуба вследствие нагрузки. Для 6-го и 7-го классов зубча
тых передач США допуски достаточно большие и деформация зубьев оказывас!
второстепенную роль на образование шума. На высококачественные зубчатые
передачи 12-го класса в значительной степени влияют нагрузки на зуб, но уровень
шума более низкий.
Пригонка зубчатых передач и шум
В результате плохой пригонки зубчатых передач возникает деформация зубьев,
приводящая к неточной работе и повышающая ударное зацепление. Влияние
пригонки зубьев на шум для различных нагрузок показано на рис. 13. При малых
ШУМ. ДЕТАЛЕЙ МАШИН
269
погрешностях пригонки нагруз-
ка влияет на уровень шума,
так как отклонение зубьев, вы-
званное нагрузкой, значительно
по сравнению с погрешностью
пригонки. В противном случае
нагрузка не имеет такого зна-
чения, так как на зацепление
сильное воздействие оказывает
угловое смещение.
Качество обработки
поверхности зуба и шум
Рис. 13. Влияние погрешности 6 пригонки зубьев
на уровень звукового давления в зубчатых пере-
дачах с различными крутящими моментами М._ [2]
кр
Коэффициент трения между ве-
дущей зубчатой передачей мо-
жет оказать значительное воз-
действие на шум, создаваемый
парой зубчатых колес. Чем мень-
ше коэффициент трен ия, тем бесшумней работа зубчатых передач. Смазка и шерохо-
патость поверхности сопряженных зубчатых передач определяют величину трения
между колесами. При более высоком коэффициенте трения больше энергетические
затраты и выше силы между зубьями, а отсюда и увеличение шума. Кривая уровня
шума почти прямо пропорционально зависит от шероховатости поверхности зуба.
Для гладкой поверхности зуба (шлифованной) и грубообработанной (прокатка,
термообработка) разница уровней шума составляет приблизительно 4 дБ.
Влияние сил трения на работу зубьев отражено на рис. 14. На этом рисунке
представлены два зубчатых колеса с эвольвентным зацеплением в момент контакта
в различные промежутки времени. Силы трения, касательные к профилю зуба
в точке контакта, перпендикулярны линии зацепления. Сплошной линией пока-
зана работа сопряженных зубчатых колес в момент времени /, а пунктиром —
в момент t + A/; Fr и F2 — силы трения, действующие на зубья ведущего колеса 1
и 2 в момент /, а силы F{ и F'2 — в момент t + А/. На рисунке показаны позиции
сил и расстояние до них по перпендикуляру е от оси ведущего вала. Сложение
крутящих моментов М вокруг центра шестерни в результате действия этих сил
в моменты t и t + А/:
^(/)=F1e1-F2e2; (3)
М (t + AQ = F'e' — F^, (4)
где е — эксцентриситет.
Величины F и е по мере вращения зубчатых передач изменяются, создавая
флуктуационные крутящие моменты и радиальные силы. Величина F зависит
от коэффициента трения между зубьями и передаваемой нагрузки. Коэффициент
1 рения зависит от относительной скорости между поверхностями зуба. Относи-
тельная скорость максимальна в начале и конце контакта и изменяет направление
движения на обратное в точке касания делительных окружностей. Чем больше
коэ<|к|)ициент трения между зубчатыми колесами, тем больше возникающие силы
и-моменты и, следовательно, больше шум и вибрация.
Величины и расположение флуктуационных сил трения также зависят от
угла зацепления и коэффициента перекрытия. Чем больше зубьев находится
и контакте по линии зацепления, тем плавнее они работают и тем бесшумнее
|убчатая передача. Большее количество контактируемых зубьев также приводит
к уменьшению эксцентриситета сил трения, так как силы зубьев действуют в не-
посредственной близости к основным окружностям зубчатых передач. Исходя
270
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 14. Изменения величины и
позиции сил трения зуба при
эвольвентном профиле в различ-
ных точках контакта вдоль ли-
нии зацепления. Изменение ве-
личины и позиции сил зуба при-
водит к периодически изменяю-
щимся крутящим моментам и
радиальным силам:
1 — ведомое колесо; 2 — линия
зацепления; 3 — ведущее колесо
В2
из свойств зубчатых передач с эвольвентным зацеплением, сила, действующая
касательно к основной окружности (по линии зацепления), не образует крутящий
момент вокруг оси зубчатого колеса независимо от величины сил трения.
Шаг зубчатой передачи и шум
Количество зубьев колеса при одном и том же диаметре обратно пропорционально
шагу. Следовательно, чем меньше шаг зубчатой передачи, тем выше коэффициент
перекрытия, и силы зуба действуют в
Рис. 16. Изменение относительного уровня
звукового давления, излучаемого зубча-
тыми передачами на разных скоростях, для
различных погрешностей профиля зуба.
Погрешность профиля с эвольвентным за-
цеплением:
1 — 1,5 ~2-IO2 мм; 2 — НО-2 мм; 3 —
0,5« 10—* мм
непосредственной близости к основной
окружности. Оба этих фактора сни-
жают шум от зубчатой передачи. Ошиб-
ка шага, т. е. разница между идеаль-
ной впадиной и впадиной, полученной
в процессе производства, может суще-
ственно сказаться на шуме. Эффект
зависит от нагрузки на зуб.
В зубчатых передачах с невысокой
точностью ошибки шага могут ока-
заться значительными, и поэтому при
больших нагрузках на зуб шум уве-
личивается. В высокоточных передачах
ошибки шага влияют в меньшей степени
по сравнению с деформацией зубьев.
Точность профиля зуба
и шум
Точность профиля зуба (разность ме-
жду фактическим профилем и идеаль-
ным) (рис. 15) оказывает сильное влия-
ние на процесс зацепления и шум,
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
271
возникающий в результате работы зубчатой передачи[ 1 ]. Например, при одних и
тех же рабочих условиях профиль зуба, погрешность которого составляет 5 мкм
по сравнению с идеальным профилем, работает на 10 дБ бесшумнее, чем про-
филь с погрешностью от 15 до 20 мкм [2].
Влияние нагрузки и скорости на шум
Изменение нагрузки на зуб влияет на шум зубчатой передачи вследствие двух
причин.
1. Достаточно большие нагрузки вызывают значительную деформацию зуба,
которая влияет на точность зацепления и приводит к увеличению шума вследствие
импульса зацепления. Кроме того, с увеличением нагрузки растут силы трения
и соответственно увеличивается производимый шум вследствие шагового им-
пульса.
2. При невысоких скоростях и низких нагрузках шум, создаваемый зубчатой
передачей, увеличивается приблизительно на 3 дБ при удцрении нагрузки. Это
соответствует достаточно низким нагрузкам. При высоких частотах вращения
(выше 4000 об/мин) шум зубчатых передач изменяется прямо пропорционально
квадрату нагрузки на зуб и удвоение нагрузки увеличивает уровень шума на
6 дБ. Для больших нагрузок шум увеличивается пропорционально квадрату
нагрузки на зуб даже при низких скоростях. Таким образом, процесс зацепления
при высоких нагрузках и зависит в основном от качества зубчатых передач.
Мощность шума зубчатых передач при высоких скоростях или больших
нагрузках является функцией квадрата нагрузки на зуб и квадрата частоты
вращения. Полезная механическая переданная мощность пропорциональна
произведению линейной скорости по шаговому диаметру и составляющей силы,
перпендикулярной к линии центров зубчатой передачи. Таким образом, шум,
производимый зубчатой передачей, прямо пропорционален переданной механи-
ческой мощности; при удвоении переданной мощности уровень шума повышается
на 6 дБ.
Другие источники шума
В высокоскоростных зубчатых передачах воздух, идущий от сопряженных зубьев
(воздушный карман), имеет достаточно высокие скорости и образует акустические
ударные волны. Высокоскоростные зубчатые передачи в обязательном порядке
закрывают жесткими кожухами, которые служат акустическим барьером для
ударных волн. Влияние воздушного кармана может быть уменьшено путем уве-
личения бокового зазора между зубьями для снижения скорости движения сопря-
женных зубьев.
Более серьезную проблему представляют брызги смазки, выбрасываемой
зубьями. Смазка, не имеющая выхода из впадины, создает ударное возбуждение
зубчатых передач. Максимальное количество смазки (см3/мин), необходимое для
пары зубчатых колес без заполнения смазкой впадины,
Ушах = 0,071 (C.[/n.Ff), (5)
где С — расстояние по радиусу между окружностью ножек зуба и окружностью
впадин, см; Un — линейная скорость по радиусу делительной окружности, см/мин;
Ft — ширина зуба, см.
Шум и точность изготовления
зубчатой передачи
Уровни шума и вибрации в работе зубчатых передач в большой степени зависят
от качества их изготовления (допусков). Основываясь на результатах изучения
зубчатых передач, в работе [2] вывели зависимость между качеством зубчатых
передач и характеристиками шума (рис. 16).
272
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 16. Классификация ка-
чества зубчатых передач,
основанная на характери-
стиках шума. Классифика-
ция используется для оценки
шума, излучаемого зубча-
тыми передачами (Lp —
уровень звукового давления,
W — мощность, л. с.)
Исходя из характеристик шума предложена следующая классификация
зубчатых передач:
Класс А: Высокая точность изготовления и тщательный контроль зубчатых
передач.
Класс В: Высокая точность изготовления и контроль.
Класс С: Высокая точность изготовленйя.
Класс D: Средняя точность изготовления.
Класс Е: Средняя точность изготовления (ниже по сравнению с классом D).
Эта система классификации пригодна для оценки шума в широком диапазоне
и помогает избавляться от него, а в некоторых случаях помогает не допустить
продажу дорогостоящих шестерен высокого качества, когда имеется достаточное
количество более дешевых.
Частотные характеристики шума
Динамические силы, создающие шум зубчатых передач, имеют широкий частот-
ный диапазон и прерывистый характер вследствие трения и движения смазки.
Прерывистость создается в результате импульсов, возникающих при контакте
зубьев. Образующиеся силы обладают более высоким порядком гармоник, чем
контактная частота, и зависят от формы импульса. Обычно чем круче фронт
импульса, тем больше высших гармоник. Такие параметры зубчатой передачи,
как эксцентриситет или резонанс вала, способствуют изменению контактных
сил зуба. Поэтому точно предсказать наиболее важные вынужденные частоты
и их величины для конкретной пары зубчатых передач очень сложно.
Вынужденные колебания, как и шум, перед затуханием изменяются в зави-
симости от резонансных частот шестерен, валов и кожухов. Очевидно, что резо-
нанс деталей зубчатой передачи возбуждается импульсными и фрикционными
силами. Резонансные явления в основном влияют на характер шума. Спектр
шума зубчатых передач определяется:
1) дискретными составляющими, соответствующими наиболее сильным часто-
там возбуждения (т. е. контактной частоте зуба);
2) резонансом деталей.
Наиболее сильный шум возникает, когда возбуждаемая частота прибли-
жается к резонансу большего числа деталей. Резонансы способствуют установле-
нию высоких уровней шума. Экспериментально установлена последовательность
расположения резонансов в зубчатой передаче в зависимости от их важности:
1) крутильный резонанс в системе передач;
2) резонанс кожухов;
3) резонанс втулок и колец;
4) резонанс зубьев.
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
273
Крутильный резонанс представляет собой наиболее серьезную проблему.
Он приводит к большим амплитудам угловых колебаний сопряженных зубьев
и мешает зацеплению. Эта проблема особенно трудна для зубчатых передач боль-
ших размеров, когда длина вала значительна и частота крутильного резонанса
низка.
Методы ограничения шумов
На практике нередко случается, что даже на хорошо отлаженных производствах
зубчатые передачи не обеспечивают допустимый уровень шума (см. рис. 16).
Кроме того, зубчатые передачи, качество которых отвечает допустимым требова-
ниям шума, дорогостоящие. По этим причинам дешевле использовать зубчатые
передачи более низкого качества и применять другие методы ограничения шума.
Такие методы описаны ниже.
Демпфирование — эффективный метод понижения резонансной характери-
стики конструкции. Спектр шума зубчатой передачи содержит множество резо-
нансных частот, возникающих в результате вибрации, и демпфирование оказы-
вает благоприятное действие. Демпфирующий материал представляет собой вязко-
упругий компаунд, который наносится на поверхность демпфирования. Этот
материал может также представлять собой металлическое покрытие, которое же-
стко наносится на поверхность демпфирования (напряженное демпфирующее
покрытие). Свободное (нежесткое) демпфирование применяют для легких и тонких
деталей машин.
Шум излучается также непосредственно от поверхности кожухов. Повышение
жесткости кожухов приводит к уменьшению амплитуды вибрации, а следова-
тельно, и к уменьшению излучаемого шума.
Вибрация кожухов возникает вследствие действия сил, переданных через
подшипники, которые поддерживают валы зубчатых передач. Различные типы
подшипников могут помочь изолировать передачу сил от кожухов и, следова-
тельно, уменьшить уровень шума. Наилучший эффект демпфирования дают
роликовые подшипники, уровень шума от которых на 4—5 дБ ниже, чем у шари-
ковых. Это также зависит от типа нагрузки на вал и подшипник. В машинах,
где нет ударного нагружения, конические роликовые подшипники передают
усилия значительно выше, чем цилиндрические роликовые.
подшипники
Типы подшипников
Подшипники могут быть разделены на две категории: качения и скольжения.
Подшипники скольжения подразделяются на радиальные, упорные и направля-
ющие. Цилиндрические радиальные подшипники служат опорой вращающихся
валов. Жидкая смазка радиальных подшипников представляет наибольший инте-
рес с точки зрения шума. Упорные подшипники предназначены для предотвра-
щения смещения детали машины вдоль ее оси. Направляющие подшипники слу-
жат для направления движения детали машины вдоль ее оси обычно без вращения
самой детали. Материалы для изготовления подшипников скольжения в основном
представляют собой сплавы свинца, олова и меди. Более высокое содержание
свинца в материале обеспечивает лучшие смазочные свойства, увеличение содер-
жания олова придает подшипнику прочность и твердость.
Подшипники качения классифицируют в зависимости от формы роликов
и типа воспринимаемой нагрузки. Шарикоподшипники имеют сферические эле-
менты и разделяются на радиальные и радиально-упорные шарикоподшипники.
Радиальные шарикоподшипники предназначены для передачи сил только в ра-
274
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
диальном направлении и не воспринимают осевых нагрузок. Радиально-упорные
подшипники воспринимают не только радиальные, но и осевые (упорные)
нагрузки.
Роликовые подшипники являются разновидностью подшипников качения
(роликовые элементы образуют линейный контакт с обоймой подшипника, а не
точечный, как в шарикоподшипниках). Ролики могут быть коническими, цилин-
дрическими и сфероидальными. Игольчатые подшипники — это роликовые под-
шипники, у которых ролики имеют цилиндрическую форму и отношение длины
к диаметру не меньше 4.
Источники шума подшипников
Как правило, подшипники скольжения работают более бесшумно, чем роликовые.
Основная причина шума, создаваемого подшипниками скольжения, — наличие
трения между поверхностями подшипника и вала или шейки вала (для радиаль-
ных подшипников). Силы трения возникают в результате неравномерной и не-
правильной смазки подшипников.
Смазка радиальных подшипников производится двумя способами: 1) при-
нудительная смазка под давлением; 2) поддерживание нагрузок па тонком слое
смазочного материала. В радиальных подшипниках, использующих принуди-
тельную смазку, редко возникают большие силы трения. В неправильно смазан-
ных подшипниках возникает контакт металлических поверхностей и появляется
«скрип» в результате скачкообразного движения шейки вала и поверхности
опоры.
Смазка радиального подшипника пленкой показана на рис. 17 при трех
различных положениях шейки вала (в состоянии покоя, в начале работы и в усло-
виях полной гидродинамической смазки). Во время остановки и запуска возни-
кает контакт металлических поверхностей опоры и шейки вала. С увеличением
скорости увеличивается поверхность, которая смазывается тонким слоем смазоч-
ного материала в месте контакта. В условиях полной гидродинамической смазки
(рис. 17, в) вал свободно плавает на пленке смазочного материала. Распределение
давления в условиях эксплуатации изображено на рис. 17, в.
Рис. 17. Положения шейки вала подшипников скольжения в начале вращения и в про-
цессе эксплуатации (во время остановок шейка вала находится в контакте с поверхно-
стями опоры; во время работы прн полной гидродинамической смазке шейка вала «пла-
вает» на^тонком слое смазки):
а — состояние покоя; б — начало вращения; в — режим эксплуатации; 1 — распреде-
ление давления
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
275
Поскольку основным источником шума является неравномерное распре-
деление смазочного материала, то необходимо обеспечивать обильную смазку
подшипников во время всего эксплуатационного цикла машины. «Модуль под-
шипника» В определяет условия, необходимые для обильной смазки:
В ZN/P, (6)
где Z — динамическая вязкость смазки, сП, N — частота вращения шейки вала,
об/мин, Р — среднее давление на подшипник вследствие нагрузки, кгс/м2;
P = W/LD,
(7)
где W — нагрузка подшипника, кгс; L — ширина радиального подшипника, мм;
D — диаметр шейки вала, мм. Можно определить среднее давление, если пред-
положить, что оно равномерно распределяется по подшипнику. На рис. 18 пока-
зана зависимость коэффициента трения f от модуля подшипника. Степень наклона
кривой и разрыв в месте обильной смазки в основном зависят от коэффициента
зазора С/D и отношения L/D, где С — зазор по диаметру между шейкой вала
и подшипником. Приближенное уравнение прямой приведено в [4]:
/ = (473/1010) (BD/C) +К,
(8)
где К — функция отношения L/D, и характер ее изменения показан на рис. 19.
Как видно из рис. 18, необходимо, чтобы величина модуля подшипника была
достаточно большой, чтобы избежать разрыва пленки смазки. Если же разрыв
пленки произойдет, то возникают колебания деталей машины на резонансной
частоте. В табл. 1 показаны характеристики смазки радиальных подшипников
при обычном их применении [4J.
Даже при обильной смазке возможен разрыв пленки, если подшипник под-
вергается колебаниям или изменяет направление вращения на обратное. Тогда
значение модуля подшипника проходит через ноль и происходит разрыв
пленки. В условиях нагрузки шейки
сти устойчивую смазку с помощью
(для лучшего распределения смазоч-
ного материала) [5]. Неправильно
выбранный смазочный материал при
высокой температуре может привести
вала и ее вращения можно произве-
канавок на поверхности подшипника
Рис. 19. Величина К, используемая в урав-
нении (8) для определения коэффициента
трения в радиальных подшипниках (L —
ширина радиального подшипника, мм: D —
диаметр шейки вала, мм)
Рис. 18. Зависимости коэффициента тре-
ния от модуля подшипника В для радиаль-
ного подшипника. Если модуль подшип-
ника невелик, то наблюдается разрыв слоя
смазки и металлические поверхности сопри-
касаются:
А — область тонкого слоя смазки; Б —
область перехода; В — область обильной
смазки
276
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
1. Стандартные рабочие условия радиальных подшипников
Область использования Подшипник Смазка
Z ZN/P
Автомобильные и самолетные двигатели Главный Шатунный Поршневой 7 8 8 15 10
Газомоторы и дизельные двига- тели Главный Шатунный Поршневой 20 40 65 20 10
Судовые двигатели Главный Шатунный Поршневой 30 40 50 20 15
Стандартные паровые поршневые двигатели Главный Шатунный Поршневой 15-60 30—80 25-60 20 6
Насосы с возвратно-поступатель- ным ходом поршня и компрес- соры Главный Шатунный , Поршневой 30 50 80 30 20
Паровые турбины Главный 2-16 100
Роторные двигатели и насосы Вала 25 200
Обозначения: Z — вязкость смазки, сП; N — частота вала, об/мин; Р — среднее давление нагрузки на подшипник. вращения
к разрыву пленки. На рис. 20 показано влияние температуры на вязкость
различных смазочных масел 14]. Когда температура смазки превышает опре-
деленное значение, модуль подшипника уменьшается настолько, что происходит
разрыв пленки. Значение В зависит от нагрузки и частоты вращения подшип-
ника.
Снижение вязкости смазочного материала при повышении температуры
также сказывается на уменьшении демпфирующей способности радиальных
подшипников. Демпфирование увеличивается при использовании смазочного
материала повышенной вязкости, однако сила трения будет увеличиваться.
Другим источником шума и вибрации в радиальных подшипниках является
процесс, известный под названием «вихревая смазка», который возникает в гори-
зонтальных или вертикальных подшипниках с самосмазывающими системами
или с принудительными системами смазки под давлением при незначительных
нагрузках. Вихревую смазку определяют по частоте вибрации, приблизительно
равной половине частоты вращения вала. Эта вибрация является прецессией вала
в подшипнике под влиянием масляного окружения. Из механики жидкостей
известно, что пленка смазки, непосредственно соприкасающаяся с валом в гра-
ничном слое, вращается со скоростью вала, а пленка, находящаяся на неподвиж-
ной поверхности подшипника, также неподвижна. Средняя частота вращения
смазки равна половине частоты вращения вала, с которой он прецессирует в за-
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
277
зоре подшипника. При зазорах
подшипников более 0,18 мм воз-
никает большая возможность
вибрации вала.
В результате нагружения
на вал возникает сила, противо-
действующая влиянию вихревой
смазки и вибрации. Для малона-
груженных подшипников эта
сила невелика и вал внутри
подшипника прецессирует с ча-
стотой, равной половине частоты
его вращения. Для горизон-
тальных валов достаточно силы
тяжести, чтобы преодолеть силы
смазки. При вертикальных ва-
лах с малонагруженными под-
шипниками дисбаланс вала и ро-
тора может привести к возбуж-
дению колебания подшипника.
Вихревой смазки можно из-
бежать изменением условий ра-
боты подшипника или его кон-
струкции (заменить масло или
изменить условия его подачи
под давлением). Давление смаз-
ки оказывает заметное влияние
на вихревую смазку (рис. 21).
Для примера, приведенного на
графике, амплитуда вибрации
может быть уменьшена в 10раз,
если давление масла увеличить
с 0,85 до 1,8 кгс/см2. Более вы-
сокое давление масла изменяет толщину пограничного слоя, понижая пре-
цессию вала на частоте, равной половине частоты вращения вала. Уменьшение
давления масла от 0,85 до 0,7 кгс/см2 оказывает незначительное влияние, как
и увеличение свыше 1,5 кгс/см2.
В некоторых случаях невозможно работать при повышенном давлении масла
вследствие его утечки. В этих случаях используется масляная перемычка (рис. 22).
Кривая А показывает амплитуду вибрации вала подшипника при его перво-
начальном положении. Кривая В характеризует амплитуду вибраций вала при
Рис. 21. Влияние давления Рм
масла подшипника на ампли-
туду вибрации относительно
амплитуды SOTH, возникающей
при. вихревой смазке (нормаль-
ное давление подшипника со-
ставляет 0,85 кгс/см2)
Рис. 20. Зависимость вязкости различных смазоч-
ных масел от рабочей температуры (SAE — тип
масла)
278
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 22. Уменьшение относи*
тельной амплитуды вибрации
5отн благодаря использованию
масляной перемычки (Л — пер-
воначальное положение подшип-
ника; В — неправильно уста-
новленная масляная перемыч-
ка): С — правильно установлен-
ная перемычка):
1 — перемычка
неправильно установленной перемычке. Кривая С показывает влияние правильно
установленной масляной перемычки, которая замедляет повышение масляного
уровня.
Подшипники качения
Подшипники качения создают больше шума во время работы, чем подшипники
скольжения, хотя, с точки зрения механики, они более эффективны. Шум, соз-
даваемый подшипниками, возникает прежде всего в результате отклонений формы
деталей от идеальной или при большой нагрузке. На шум влияют неточность
изготовления роликов, эксцентриситет обоймы шарикоподшипника, волнообраз-
ность поверхности и неравномерность распределения канавок. Все это приводит
к вибрации элементов подшипника, его опоры или соединительных элементов.
Рассмотрим частотный спектр шума и вибрации подшипников для опре-
деления дефектов. Если известна форма подшипника, то возникает возможность
связать работу подшипника с частотным спектром шума и вибрации. В табл. 2
наружная обойма
приведены частоты подшипников ка-
чения (рис. 23). Измерительная аппа-
ратура узкополосного спектра рассмо-
трена в гл. 2 (рис. 13). Анализ вибра-
ций или шумового узкополосного
спектра позволяет определить дефекты
подшипников в рабочих условиях пу-
тем сравнения спектра с предвари-
тельно вычисленными частотами под-
шипников (см. табл. 2). Если устано-
влены относительно большие ампли-
туды вибрации или шума на какой-либо
частоте или ряде частот по сравнению
с амплитудами, установленными ранее
на них же, то можно сделать вывод,
что у подшипника есть дефект.
Существует ряд трудностей, воз-
никающих при сравнении измеренного
и вычисленного частотного спектра.
Сравнение спектров используют как
для нахождения дефектов подшипника,
так и для определения шума подшип-
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
279
2. Частоты, возникающие при работе подшипников качения
Частота f, Гц Характеристика
7V/60 Частота вращения вала
(АА/120) (1 — [d/D] cos ф) Частота вращения сепаратора шарико- подшипника при неподвижной внешней обойме
(TV/120) (i + [d/D] cos ф) Частота вращения сепаратора шарико- подшипника при неподвижной внутрен- ней обойме
(TV/120) (D/d) (1 — [d2/D2] cos2 ф) г Частота вращения роликов
(T|TV/120) (1 - [d/D] cos ф) Частота контакта между фиксирован- ной точкой на неподвижной внешней обойме и роликом
(T|7V/120) (1 + td/D] cos ф Частота контакта между фиксирован- ной точкой на неподвижной внутрен- ней обойме и роликом
(A760) (D/d) (1 - [d2/D2] cos2 ф) Частота контакта фиксированной точки ролика с поверхностями внутренней и внешней обойм
(W/C0)[l—1 (1 - [d/D] cos <p>] Частота относительного вращения ме- жду сепаратором и внутренней обой- мой при неподвижной внешней обойме
(JV/60)[l--~ d + [<//D] cosq»] Частота относительного вращения ме- жду сепаратором и внешней обоймой при неподвижной внутренней обойме
(nW/60) [1 (1 - [d/D] cos <₽)] Частота контакта фиксированной точки на ролике с внутренней обоймой при неподвижной внешней обойме
(1JW/60) [ 1 - -i- (1 + [d/D] cos <p)] Частота контакта фиксированной точки на ролике с внешней обоймой при непо- движной внутренней обойме
Обозначения: TV — частота вращения вала, об/мин; d — диаметр ролика, мм; D — средний диаметр подшипника, мм; т) — число роликов; ф — угол контакта между роликом и обоймой подшипника, ° (ф = 0° для простого радиального шарикоподшипника).
280
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
ника. Так как работа подшипника носит импульсный характер, то его дина-
мические силы могут вызвать резонанс деталей подшипника и машины. Ре-
зонанс появляется в узкополосном спектре общего шума, и его трудно свя-
зать с шумом, созданным подшипником.
Обычно происходит модулирование составляющих частот шума подшипников
и вибрации. Один источник модуляции возникает в результате движения под-
шипника как в «зоне нагрузки», так и за ее пределами. Ролики или шарики под-
шипника не испытывают нагрузки, пока дефект, возникающий в них, не сопри-
коснется с внутренней или внешней обоймой подшипника во время вращения.
Дефект шарика или отклонения в работе шарикоподшипника влияют на шум
подшипника. Очень важные дефекты, такие как трещины в обойме подшипника
или износ поверхностей роликов, способствуют образованию высших гармоник
основной контактной частоты (табл. 2). Очевидно, что высшие гармоники близки
к резонансам деталей машины и повышают уровень шума на этих частотах. Изме-
нение формы шариков или обойм подшипников вызывает появление случайной
частоты спектра шума и вибрации с меньшим содержанием высших гармоник.
Контроль шума подшипников
В подшипниках скольжения для установления низкого уровня шума и вибрации
необходимо обеспечить правильную смазку поверхностей. Улучшая конструкцию
подшипника, добиваются выравнивания давлений подшипника, обеспечения
обильной смазки при рабочих скоростях и избежания разрыва тонкого
слоя смазки. Когда при работе подшипников появляются колебания между
поверхностями шейки вала и корпуса, происходит разрыв смазки. В этих случаях
можно использовать принудительную смазку под давлением для того, чтобы пре-
одолеть скачкообразный характер скольжения неправильно смазанных подшип-
ников. Для определенных видов движения и определенной нагрузки можно
производить смазку свободным слоем по канавкам на поверхности подшипников.
Шум и вибрация подшипника имеют импульсный характер и возникают при
неправильной работе подшипников, а также из-за дефектов его элементов. Наи-
более эффективный метод уменьшения шума подшипников качения — применение
высококачественных подшипников, изготовленных с жесткими допусками, пра-
вильная их установка. Шум, образованный подшипниками, обычно на 10 дБ
ниже общего уровня'шума машины. Поэтому нецелесообразно приобретать более до-
рогие подшипники, пока не будут устранены основные источники шума и вибрации.
Если шум подшипника соизмерим с шумом других элементов машины (на-
пример вентиляторы, печатающие машинки), выбор нужного подшипника качения
может оказать заметное влияние на результирующие шум и вибрацию. Подшип-
ники увеличивают демпфирование и изолирование динамических сил, получен-
ных в результате работы маЩин. Наибольшую степень демпфирования получают,
применяя конические подшипники [2]. Осевая нагрузка при эксплуатации обычно
уменьшает отклонение элементов подшипника и приводит к понижению шума.
Шум машины может быть понижен, если между подшипником и машиной
установить упругие материалы (например, резину). Снижение уровней шума зави-
сит от усилий, передаваемых через точки контакта подшипника.
Часто резонанс обойм подшипников является основным источником шума.
Этот резонанс устраняют, используя скользящую посадку подшипника на валу.
КУЛАЧКИ
Классификация кулачков. Термины
и определения
Кулачком называется деталь кулачкового механизма, предназначенная для сооб-
щения движения «толкателю» с заданным законом изменения скорости.
Плоский кулачок, а также дисковый, радиальный кулачок с открытой рабочей
поверхностью наиболее распространен (рис. 24).
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
281
Рис. 25. Кулачок дисковый закрыто-пазовый
Рис. 24. Плоский кулачок
Кулачок дисковый закрыто-пазовый (кулачок с закрытой дорожкой). Этот тип
кулачка изготовляется также из плоской заготовки, но толкатель контактирует
с криволинейной дорожкой, выполненной в виде паза (рис. 25).
Двухпрофильный кулачок, который также называется кулачком с кинемати-
ческим замыканием толкателя, состоит из двух плоских кулачков, расположенных
на одном валу (рис. 26).
Этот тип кулачка используют, когда два отдельных толкателя должны иметь
различные характеристики движения вверх и вниз, постоянный фазовый угол
и находиться в определенном соотношении с вращающимся валом.
Приведенные кулачки применяются, когда движение толкателя перпендику-
лярно поверхности кулачка. Кулачок, имеющий виток на ребре, используется,
когда толкатель двигается параллельно оси кулачка (см. рис. 27). Барабанный
кулачок с криволинейным пазом (также называемый плоским цилиндрическим
или барабанным кулачком) используется, когда толкатель движется параллельно
оси кулачка (рис. 28).
Роликовые толкатели подразделяются по виду выполняемого ими движения
(поступательное, колебательное), по соотношению движений между толкателем
и центром кулачка (аксиальный и дезаксиальпый), по характеру поверхности,
соприкасающейся с кулачком (плоская, сферическая или роликовая).
Рис. 26. Двухпрофильный кулачок
Рис. 27. Цилиндрический кулачок с вит-
ком
282
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 28. Барабанный кулачок
с криволинейным пазом
7? пип — минимальный радиус
Основная терминология, используемая для
описания плоских и цилиндрических кулачков,
приведена на рис. 29, а и б.
Использованы следующие обозначения:
t — время, с;
S — ход толкателя, м;
а — угол поворота кулачка, соответству-
ющий перемещению толкателя на рас-
стояние S, °;
т — время поворота кулачка на угол а, с;
7V — частота вращения кулачка, об/мин;
Re — радиус кулачка в точке измерения
углового давления, м;
ф — угол давления (угол между направле-
нием толкателя в данный момент
и нормалью к профилю кулачка в точке
контакта, °);
р — текущий радиус кривизны траектории
толкателя, м;
d — диаметр ролика толкателя, м;
R — расстояние между осью кулачка и
центром толкателя, м;
кривизны кулачка, м;
г — радиус ролика толкателя, м.
Причины возникновения шума и вибрации
кулачкового механизма
Кулачки относятся к механизмам, производящим много шума. На рис. 30 пока-
зан пример системы кулачок — толкатель. Толкатель обладает массой, жестко-
стью и демпфирующими характеристиками, которые зависят от особенностей
Рис. 29. Терминология, используемая для описания кулачковых механизмов:
а — плоский кулачок с поступательным движением толкателя; б — цилиндрический
кулачок с поступательным движением толкателя; 1 — кулачок; 2 — поступательное
движение толкателя
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
283
Рис. 30. Система кулачок-
толкатель. Силы, образую-
щиеся в результате дей-
ствия кулачка, зависят от
динамических характери-
стик толкателя. Через под-
шипники и другие соедини-
тельные детали динамиче-
ские силы передаются по-
верхностям машин, излу-
чающим шум:
1 — вращающийся кулачок;
2 — тело массой /п; 3 — пру-
жина; 4 — демпфер; 5 —
толкатель; 6 — деталь, со-
единяющая машину и тол-
катель
применения механизма. Поскольку толкатель выполняет движение, заданное
ему профилем кулачка, возникают силы. Одна составляющая силы пропорци-
ональна ускорению толкателя, другая составляющая пропорциональна его ско-
рости, третья пропорциональна перемещению толкателя. Эти три динамические
силы вызывают вибрацию, которая, в свою очередь, вызывает колебания кулачка
и толкателя. Вибрация передается машине через подшипники валов и другие
соединительные звенья. Поверхность кулачков мала, и поэтому кулачки не соз-
дают много шума. Система кулачок — толкатель (и в особенности сама машина)
излучает много больше акустической энергии.
Основные характеристики колебаний (перемещение, скорость и ускорение)
зависят от многих факторов. Прежде всего это масса, жесткость и скорость толка-
теля, зависящая от демпфирования, а также частота вращения кулачка и харак-
теристика движения толкателя. При низких скоростях силы, вызывающие пере-
мещение, могут быть значительными и определяются жесткостью системы или
максимальным перемещением толкателя. Силы, зависящие от частоты вращения,
возрастают с увеличением частоты вращения кулачка и могут достигать значи-
тельной величины на низких и средних частотах вращения. Силы, зависящие
от ускорения и определяемые массой толкателя, увеличиваются пропорционально
квадрату частоты вращения вала и, как правило, вызывают появление шума.
Зависимость сил, вызывающих перемещения, от частоты вращения кулачко-
вого вала может быть использована для определения причин возникновения вибра-
ции и изменения ее амплитуды на определенной частоте. Силы, зависящие от
перемещения, остаются постоянными; силы, зависящие от частоты вращения,
увеличиваются прямо пропорционально ей; силы ускорения увеличивают ампли-
туду вибрации в 4 раза при удвоении частоты вращения вала. Это можно записать
в виде уравнений
S = X sin (2л//); (9)
и = X-2nf cos (2л//); (10)
а= —X (2л/)2 cos (2л//), (11)
где / — частота, Гц. Амплитуда перемещения не зависит от /. Скорость прямо
пропорциональна /, а ускорение пропорционально квадрату частоты.
Этот метод используется, когда частотная характеристика машины линейна
в диапазоне частот вала. Необходимо добиваться, чтобы в машине не возникали
резонансы при любых частотах. Если вибрация при изменении частоты вращения
вала больше ожидаемой, то можно сделать вывод, что в машине возник резонанс.
Может возникнуть резонанс любой детали машины, в том числе и толкателя.
Следует отметить, что рассмотренные выше составляющие силы, вызывающей
вибрацию на основных скоростях машины, не всегда позволяют получить сведения
284
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
о силах, доминирующих на более высокой частоте. Для предохранения машины
от вибрации нужно знать самые низкие частоты, генерируемые машиной. Пониже-
ние самой низкой частоты обычно ведет к ослаблению колебаний при более высо-
ких частотах. Исключение представляют резонансные колебания деталей машин.
В дополнение к динамическим силам, вызванным перемещением, скоростью
и ускорением толкателя, другим источником шума кулачковых механизмов
является импульсное или ударное возбуждение. Максимальная скорость (пре-
дел), с которой толкатель контактирует с кулачком, зависит от заданного дви-
жения толкателю (в том числе и от формы, профиля кулачка, массы и жесткости
системы кулачок — толкатель). Свыше «предела скорости» толкатель может
оторваться от поверхности кулачка и затем ударить кулачок. Этот удар может
привести к вибрации машины на резонансной частоте и образованию высоких
уровней шума.
Существуют пределы для сил упругости и сил тяжести, при которых отрыва
толкателя не происходит. При высоких скоростях используют другие способы
сохранения контакта.
На рис. 31 показана конструкция, при которой ролик на конце толкателя
соединен с наружной поверхностью кулачка. Этот метод обеспечивает заданное
движение толкателя с некоторой погрешностью. Но даже в этом случае про-
блема шума, вызванная ударами на высоких скоростях, не решена полностью.
Если ролик вращается по рабочей поверхности кулачка, необходимо, чтобы между
противоположной поверхностью кулачка и ролика существовал зазор. Этот зазор
называют иначе «мертвый ход» (см. рис. 31). Поскольку толкатель изменяет напра-
вление своего движения в точке подъема и в самой нижней (точке возврата), то
ролик смещается, а это приводит к «перекрестному ударному» импульсу. Чем
больше зазор, тем сильнее удар о поверхность кулачка и тем выше будет уровень
шума. Поэтому необходимо установить жесткие допуски на размеры кулачка
для понижения уровня шума при высоких скоростях. С этой целью также исполь-
зуют предварительные нагрузки для стабилизации контакта.
Одним из способов ослабления шума при «перекрестных импульсах» является
приспособление, изображенное на рис. 32. Используя толкатель с двойным роли-
ком, можно одновременно установить контакт между толкателем и внутренней
и внешней поверхностями кулачка. Но и в этом приспособлении все-таки не
исключена возможность ударных импульсов. Материалы, из которых изготовлены
толкатель и кулачок, деформируются. При быстром изменении ускорения толка-
теля происходит деформация материалов, что приводит к ударному импульсу.
Величина ударных сил может быть в 3 раза больше расчетных данных, при ко-
Рис. 31. Плоский кулачок с роликовым
толкателем. Для свободного вращения
шарика предусмотрен зазор («мертвый
ход»)
Рис. 32. Плоский кулачок с двойным
роликом толкателя. В этой конструк-
ции отсутствуют зазоры для свобод-
ного перемещения роликов по рабочей
поверхности кулачка
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
285
1 2
!)
В)
Рис. 34. График ролика толкателя. Вели"
чина и направление результирующей си-
лы Fn зависят от мгновенного угла давле-
ния -ф. Составляющая силы вдоль линии
движения толкателя является «полезной»,
боковая составляющая — нежелательная:
1 — профиль кулачка; 2 — скорость
Рис. 33. Влияние отношения радиуса ро-
лика толкателя и минимального радиуса
профиля кулачка:
/ — толкатель (ролик радиуса г); 2 — про-
филь кулачка; #min — минимальный ра-
диус кулачка
торых система не деформируется. Ударное возбуждение также возникает в кулач-
ковых механизмах, если между кулачком и толкателем не выдержана нужная
пропорция. На рис. 33 показано влияние соотношения между радиусом г толка-
теля и радиусом 7?min профиля кулачка: а) 7?тщ < г, может произойти сильный
удар; 6)7?mm=r, происходит изменение направления движения толкателя,
а в машине, работающей на средних и высоких скоростях, такое изменение напра-
вления приводит к удару в результате деформации системы; в) такое
соотношение должно быть в высокоскоростных машинах. Минимальный радиус
кривизны кулачка для любого толкателя зависит от заданного движения. Мини-
мальное рекомендуемое соотношение /?min 1 »5 г, необходимое для уменьшения
шума.
В механизмах высокие уровни шума образуются в результате ударного воз-
буждения, когда профиль кулачка имеет участок с плоской формой. Некоторые
кулачки имеют участки в форме дуг различного радиуса, соединенных касатель-
ной. Применения кулачков с резким изменением кривизны при работе на высоких
скоростях следует избегать, когда требуется плавное изменение ускорения толка-
теля. А этого достигнуть нельзя, если радиус кривизны кулачка неожиданно
изменяет свою величину.
Сила толкателя не направлена строго по линии движения толкателя. Угол
между направлением движения толкателя и перпендикуляром к поверхности
кулачка в точке контакта определяет отношение полезной силы, направленной
вдоль движения толкателя, к силе, перпендикулярной к линии движения. На
рис. 34 приведена схема сил, действующих на ролик толкателя и кулачок. Из
анализа сил вытекает следующее уравнение:
Fn sin гр — cos _ (2|л/х//2 _|_ р, — р.3 d/l2) '
286
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
С точки зрения шума Fn sin ф представляет собой «нежелательную силу»,
так как эта составляющая образует динамическую силу (изменяющуюся по вели-
чине и направлению по мере вращения кулачка). Для высокоскоростных машин
угол давления должен быть небольшим. Максимальный рекомендуемый угол
давления составляет 30° для плоских кулачков и 45° для закрытых цилиндри-
ческих.
Чтобы снизить шум и вибрацию вследствие действия поперечных сил на
толкателе, надо:
1) установить наименьший угол давления;
2) обеспечить высокое качество поверхностей толкателя и кулачка; приме-
нять материалы с низким коэффициентом трения;
3) выбрать достаточно большое соотношение направляющих толкателя
(*Л);
4) диаметр толкателя должен быть достаточно большим, чтобы предотвра-
тить изгиб вала.
Основные движения толкателя кулачка
Кулачковые механизмы обычно проектируют или выбирают таким образом, чтобы
данной детали машины обеспечить определенную траекторию движения. Шумовые
и вибрационные характеристики кулачкового механизма в основном зависят от
точности выбранной траектории движения толкателя, и этот фактор необходимо
учитывать при выборе или конструировании кулачкового механизма. Разработано
несколько основных типов движения, которые нашли широкое применение. Эти
движения в основном классифицируют по форме перемещения, которое выпол-
няется толкателем. Диаграмма перемещения толкателя показывает величину
перемещения толкателя в зависимости от угла поворота вала. Поскольку вра-
щение вала машины в основном постоянно, то перемещение является функцией
времени. В этом случае скорость и ускорение могут быть получены непосред-
ственно из кривой перемещения путем ее дифференцирования по времени. Соот-
ношение между перемещением, скоростью и ускорением можно представить
следующим образом:
S = y(t)\ (13)
v = dy(i)/dt; (14)
a = d*y(t)/dt\ (15)
Другим важным параметром движений толкателя является третья произ-
водная кривой перемещения по времени. Эта величина, называемая «пульсом»,
пропорциональна скорости изменения сил между кулачком и толкателем. Боль-
шие значения пульса показывают скорость изменения сил между кулачком и
толкателем и приводят к образованию ударных сил, а следовательно, высоких
уровней шума и вибрации. «Пульс» определяется по формуле:
j = d*y{t)/dt*. (16)
Движения толкателя, которые характеризуются непрерывной кривой резкости
с низкими значениями максимума, обязательно используются в высокоскоро-
стных машинах для создания низких уровней шума и вибрации.
Основные динамические характеристики движений толкателя приведены
в табл. 3 [6]. Изображенные кривые демонстрируют только часть движения тол-
кателя с начала до конца подъема. Зачастую кулачковые механизмы имеют
период «выстой», в течение которого толкатель остается неподвижным. Период
«выстой» может следовать за возвратом толкателя в свое первоначальное положе-
ние. На рис. 35 показана диаграмма движений толкателя «выстой» — подъем
и «выстой» — возврат. Параметры движения толкателя кулачка (перемещение,
скорость, ускорение и пульс) являются кинематическими величинами, которые
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
287
3. Динамические характеристики движений толкателя кулачка *
Движение толкателя График ускорения Фактор ско- рости cv Фактор ускорения Са Пульс Качественная оценка работы на высоких скоростях
С постоянной скоростью f*°° 1,00 ОО ГТ пл ул
♦ 00 1 июли
Параболическое 2,00 4,00 <» (ЗХ) Хорошо
Простое гармоническое 1,57 4,93 со (2Х ) Хорошо
Циклоидальное 2,00 6,28 61 F Отлично
Двойное гармоническое 2,00 5,5/9,9 —
По кубической зависимо- сти (1) 3,00 12,00 00 Плохо
То же (2) 1,50 6,00 co (2Х ) Плохо
» (3) 2,00 8,00 32 Плохо
По полиному 3 и 4-й сте- пени 2,00 6,00 48 Отлично
По полиному 3, 4 и 5-й степени 1,88 5,77 60 Отлично
По полиному 4, 5, 6 и 7-й степени 2,19 7,52 52,5 Близко к отличному
С трапецеидальным уско- рением 2,00 5,33 42,7 Близко к отличному
С модифицированным тра- пецеидальным ускорением 2,00 4,89 61,4 Отлично
С модифицированным си- нусоидальным ускорением 1,76 5,53 69,3 Близко к отличному
Циклическое по профилю кулачка — — — Очень хорошо
Циклическое по дугам ок- ружности — — — — Хорошо (для маленьких кулачков)
Циклическое по дугам ок- ружности и прямой линии Хорошо (для маленьких кулачков)
Модифицированное цикло- идальное’ движение — 5,89 -> оо — Близко к отличному
* Фактор скорости Cv и фактор ускорения Са даны относительно макси- мальной скорости и ускорения. Это соответствует единичному перемещению 5 [360 (А760)/а — 1 в уравнениях (14) и (15)].
288
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 35. Диаграмма пере-
мещения для кулачкового
толкателя:
1 — один оборот вала ку-
лачка; 2 — подъем толкате-
ля; 3 — остановка; 4 —
подъем; 5 — остановка; 6 —
возвращение в первоначаль-
ное положение
определяются формой механизма и скоростью. Действующие динамические силы
зависят от массы, жесткости и т. д. деталей. Можно сравнить динамические харак-
теристики различных движений толкателя по отношению к машине, в которой
эти движения используются.
Важными кинематическими величинами, непосредственно относящимися
к динамическим силам, являются максимальные скорость и ускорение толкателя.
Эти величины можно представить следующим образом:
Г 1 = Cos [360 (,V/60)/a]; (17)
L J max
[ ] |Шх CaS [36° (A'/G0)/a12’ {18)
где Cv и Ca — соответственно коэффициенты скорости и ускорения; S — полное
перемещение толкателя кулачка (см. рис. 29). Уравнения показывают, что силы,
зависящие от скорости, обратно пропорциональны перемещению, а силы, завися-
щие от ускорения, обратно пропорциональны квадрату перемещения. Если цик-
ловой угол поворота вала увеличить вдвое, то сила, зависящая от скорости, также
увеличится вдвое, а сила, зависящая от ускорения, увеличится в 4 раза. Если бы
частотная характеристика машины была бы однородна с точки зрения звукового
излучения, то уровень шума, зависящий от скорости, увеличился бы на 3 дБ,
а зависящий от ускорения — на 6 дБ. Коэффициент скорости Cv и коэффициент
ускорения Са представлены в табл.З для различных основных движений толка-
теля. С точки зрения производимого шума желательно увеличивать время пере-
мещения.
В табл. 3 также дана «характеристика пульса» для различных движений
толкателя. Желательно, чтобы кривая пульса была непрерывная с низким пико-
вым значением. Для каждого закона движения толкателя кулачка существует
пиковое значение пульса.
Теоретически удар соответствует мгновенному изменению ускорения и силы.
Поскольку любая деталь машины обладает массой, то это невозможно. В резуль-
тате происходит деформация деталей и ударное возбуждение машины. Это всегда
сопровождается появлением шума и вибрации.
Сравнение шума различных движений
толкателя
Шум, создаваемый кулачковым механизмом, не может быть определен исходя
только из типа движения толкателя даже в том случае, когда известны масса,
жесткость и динамические силы. Необходимо также знать характеристику излу-
чения звука относительно динамических сил, переданных кулачком и толкателем
через подшипники и направляющие толкателя. Если частотная характеристика
машины может быть определена экспериментально, то возникает возможность
проанализировать систему кулачок — машина с помощью разложения на гармо-
нические составляющие. Так можно определить шум и вибрации, возникающие
при движении кулачка. Любая периодическая функция (в случае, когда кулачок
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
289
работает при постоянной скорости) может быть разложена на гармонические
составляющие, характеризующие скорость вала кулачка. Математически это
может быть представлено рядом Фурье для произвольной периодической функ-
ции с периодом Т.
Ряд Фурье позволяет представить периодическую функцию
0(0 = Л + Л COS + А2 cos у-) +. . .
. . .+B1Sin (^) + B2sin (19)
где у (f) — периодическая функция; t — время, с; Т — произвольно выбранный
интервал времени для интегрирования (обычно один период); с — произвольная
постоянная; АПУ Вп— коэффициенты, которые могут быть найдены путем ин-
теграции и соответствуют уравнению (20), приведенному ниже.
Принцип заключается в том, что любая произвольная периодическая функ-
ция может быть представлена как бесконечная сумма синусов и косинусов раз-
личной частоты и амплитуды. Это показано на рис. 3, гл. 1. Физически это может
быть объяснено таким образом, что любая, произвольно выбранная периодическая
функция обладает энергией при определенных частотах, представленных в виде
членов ряда. Это показано на рис. 3, гл. 1, где основные сигналы звукового
давления преобладают при определенных частотах. Таким образом,
П=оо
VT / л 2nnt , „ 2/г nt \
у (0 = 2j cos ~т~ + Вп sin —т~~) ’ (2<0
/1=1
М-т
Лп = -у- j у(/)cos dt; (21)
С
с+Т
Вп=^р- J 0(0 sin 2ylf dt, (22)
С
где п = 0, 1,2, ... Представление определенного движения толкателя с помощью
ряда Фурье дает информацию относительно основных вынужденных частот. Эта
информация вместе с характеристикой частоты машины может быть использована
для сравнения различных действий кулачка.
На рис. 36—38 показаны коэффициенты ряда Фурье, предназначенные для
определения скорости и ускорения (при S = 1 для параболического, циклоидаль-
ного и полиномного 3, 4, 5-й степени движений). Единичный подъем возникает
при а > 320° поворота вала кулачка с последующей остановкой при 40°. Коэф-
фициенты Фурье вычислены на миникомпьютере путем разбиения каждой кривой
на 90 одинаковых интервалов. Коэффициенты обладают достаточной степенью
точности. Точные значения коэффициентов могут быть получены путем интегри-
рования уравнений.
При использовании высокоскоростных кулачков силы ускорения вызывают
шум и вибрацию. Относительные результаты использования параболических,
полиномных и циклоидальных движений кулачка для получения одинакового
подъема за один и тот же период времени (когда машина работает на той же ско-
рости) могут быть определены па основании графика на рис. 39, построенного
на базе данных рис. 36, 37 и 38. График показывает, что характеристики шума
и вибрации определенного движения толкателя не могут быть определены за-
ранее, если известны значения максимальной скорости и максимального ускоре-
ния толкателя. Уровни шума и вибрации при низких гармониках движений ку-
лачка самые высокие для циклоидального типа движения. При использовании
10 Под ред. Л. Л. Фолкнера
Рис. 36. Коэффициенты скорости и ускорения ряда Фурье при Рис. 37. Коэффициенты скорости и ускорения ряда Фурье при
параболическом движении толкателя (А — амплитуда гармо- движении толкателя по закону полинома
ники скорости и ускорения; N ~~ частота вращения вала, об/мин)
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
292
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
гармоник высшего порядка, когда человеческое ухо становится более чувстви-
тельным, уровень шума при циклоидальном движении толкателя на 10—20 дБ
ниже, чем при параболическом движении, хотя из табл. 3 следует, что цикло-
идальное движение обладает коэффициентом ускорения 6,28, а коэффициент
ускорения для параболического движения равен 4,00.
Выбор и проектирование кулачковых механизмов,
создающих минимальное количество шума
и вибрации
Основная задача при проектировании кулачковых механизмов — выбор схемы,
задающей нужный закон движения. Шум и вибрация зависят от характеристик
системы кулачок — толкатель. При низких скоростях профили кулачка не играют
определяющую роль и основные силы пропорциональны перемещению или ско-
рости. Проблемы шума и вибрации, связанные с работой кулачковых механизмов,
обычно возникают в высокоскоростных машинах. В этом случае профили кулачка
играют важную роль как вследствие ударного возбуждения (импульсы от попе-
речного или продольного перемещения толкателя) или удара, возникающего
из-за деформации, так и вследствие возбуждения на гармонической частоте, вы-
званной пульсом. Следует избегать движений, обладающих высокой амплитудой
высших гармоник. Гармоники могут уменьшаться в пределах изменения частот
машины. Когда кулачок работает на высоких скоростях и обладает большой
массой и конструкция кулачка не допускает деформации, возникают высокие
уровни шума и вибрации. Кулачок, спроектированный по методу «полидин»,
учитывает деформацию, уменьшает динамический зазор и поперечный удар.
В этом методе за основу берется полиномный тип движения, а затем произ-
водится его корректировка с учетом деформации. Основным недостатком этого
метода является то, что конструкция кулачка рассчитана для работы в одной
скорости, а так как деформирующие силы пропорциональны квадрату скорости
кулачка, он становится чувствителен к изменениям скорости.
При использовании кулачка следует рассмотреть динамику системы кула-
чок — толкатель. Резонансная частота толкателя должна быть выше вынужден-
ных частот для того, чтобы не было разрыва контакта с кулачком. Детали толка-
теля должны быть легкими и жесткими для повышения резонансной частоты
и снижения сил инерции. При проектировании и выборе кулачкового механизма,
рассчитанного для работы на высоких скоростях или при учете критериев шума
и вибрации, необходимо руководствоваться следующим.
1. Ускорение должно изменяться плавно, а в конце ускорения должен быть
спад для получения минимального значения пульса. При максимальных значе-
ниях ускорения не обязательно устанавливаются максимальные уровни шума
и вибрации. Это зависит от гармоник движений толкателя и от частотной харак-
теристики машины.
2. Основные силы при высоких скоростях машины возникают в результате
ускорения тел. Детали толкателя должны быть легкими для уменьшения инер-
ционных сил.
3. Поперечные удары возникают в результате зазора и упругих деформаций
деталей. Допуски должны быть минимальными, а детали машин должны обладать
высоким значением отношения жесткости к массе. В случае высоких скоростей
надо особенно серьезно рассмотреть вопросы упругой деформации при проекти-
ровании профилей кулачка.
4. Ускорение обратно пропорционально квадрату времени, необходимому
для перемещения толкателя. Следует максимально увеличить время движения
толкателя, не учитывая участки «выстоя».
5. Удары кулачков и толкателя должны быть слабыми. Нестандартные раз-
меры кулачков приводят к образованию чрезмерного ускорения и сил.
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
293
6. Угол давления не более 30° для плоских кулачков и 45° для цилиндри-
ческих.
7. Минимальный радиус кривизны кулачка должен быть в полтора раза
больше радиуса ролика толкателя.
8. Направляющие систем толкателя должны быть точными, чтобы избежать
искривления вала толкателя.
9. Следует правильно производить смазку и использовать материалы с низким
коэффициентом трения. При увеличении углов давления этот вопрос приобретает
особую важность.
10. Чтобы не вызывать высокого ускорения, поверхности кулачка должны
иметь правильную форму (величина ускорения пропорциональна квадрату
расстояния от центра оси кулачка).
11. Кулачки являются неуравновешенными механизмами и должны быть
сбалансированы, особенно с валом кулачка в подшипнике.
12. Системы толкателя обладают инерцией и жесткостью — два фактора,
способствующие установлению резонансов. Необходимо установить резонансные
частоты толкателя и по возможности не работать на них. Возбуждающие частоты
должны быть ниже основного резонанса толкателя.
КРИВОШИПНО-ШАТУННЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Кривошипно-шатунные механизмы используются для преобразования враща-
тельного движения в возвратно-поступательное и наоборот. На рис. 40 указана
используемая терминология. Если движение точки А проходит через ось враще-
ния кривошипа (рис. 40, а), то это центральный кривошипно-шатунный меха-
низм. Если движение точки А не проходит через ось вращения (рис. 40, б), то
такой механизм называется внецентренным кривошипно-шатунным механизмом.
Кинематический анализ кривошипно-шатунных механизмов дает объяснение
влиянию некоторых параметров на шум и вибрацию. В качестве примера рас-
смотрим горизонтальное перемещение точки А относительно оси кривошипа для
центрального кривошипно-шатунного механизма. Перемещение
X = /?sinO4-[L2— sin2 0],/2- (23)
Рис. 40. Терминология, исполь-
зуемая для описания кривошип-
но-шатунных механизмов, и ос-
новные параметры:
R — длина кривошипа; L —
длина шатуна; со — угловая ско-
рость кривошипа; X — линей-
ное расстояние от центра враще-
ния шатуна до шарнирного со-
единения; е — расстояние по
перпендикуляру между линией
движения точки А и центром
кривошипа; а — центральный
кривошипно-шатунный меха-
низм (е — 0); о — внецентрен-
ный кривошипно-шатунный ме-
ханизм; 0 — угол поворота
кривошипа
294
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 41. Нормализованное ускоре-
ние Х/со2 для центрального криво-
шипно-шатунного механизма при
различных Р/L в зависимости от
угла кривошипа 6 (уменьшение
R/L приводит к платной работе
механизма и к уменьшению изме-
нений ускорения и, следовательно,
к бесшумной работе системы)
С точки зрения шума и вибрации ускорение точки А является важным фактором
и может быть получено из уравнения (23):
v 2пГ а (Я/L)3 sin2 20 (R/L) cos 20 1
L [1 — (Я/L)2 sin2 0] /2 [1 — (Я/L)2 sin2 0] /г J
Разделив (24) на со2/?, получим нормализованное ускорение, не зависящее
от угловой скорости со. Это очень удобно, так как величина нормализованного
ускорения одинакова для всех кривошипно-шатунных механизмов. Ускорение
можно легко найти, умножая на со2/?.
Нормализованное ускорение XluPR точки А для центрального кривошипно-
шатунного механизма изображено на графике (рис. 41) для различных значе-
ний R/L в зависимости от угла кривошипа 0. Увеличение R/L приводит к повы-
шению ускорения и, следовательно, к образованию шума и вибрации. Следует
отметить, что увеличение RlL может вызвать внезапное изменение ускорения,
начиная с положительных и кончая отрицательными значениями, и быть причи-
ной импульсного возбуждения. Импульсы, образующиеся вследствие перемены
знака ускорения на обратный, возникают дважды в течение каждого оборота
кривошипа между 70—80° и 280—290°.
Источником шума компрессоров и двигателей внутреннего сгорания является
так называемый «стук поршня», который, по сути дела, заложен в саму конструк-
цию механизма. Стук поршня представляет собой сложный процесс, который
состоит из совокупности сил давления и внутренних сил, оказывающих действие
на систему так, что заставляет поршень вращаться и совершать поперечные дви-
жения внутри цилиндра. Такого рода действия приводят к тому, что поршень
ударяется о стенки цилиндра, и является основным источником шума, особенно
в случае использования больших машин. Подробно динамика «стука поршня»
изложена в [9]. Однако от влияния давления на поршень удары поршня могут
и не возникнуть в диапазоне от 80 до 280° оборота вала, где ускорение поршня
меняет направление. В двигателях внутреннего сгорания взаимодействие сил
давления и инерции обычно приводит к образованию ударов.
ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Цепные передачи применяются для передачи мощности между вращающимися
валами. Динамика цепи, сопряженной с зубом звездочки, по принципу действия
соответствует сопряженной паре зубчатых колес. В обоих случаях нельзя полу-
чить кинематически плавную передачу движения из-за сильных ударов, образу-
емых сопряженными элементами цепной передачи,
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
295
Роликовая цепная передача
Роликовые цепные передачи наиболее распространены из всех видов цепных
передач, используемых для передачи мощности. На рис. 42 показана конструк-
ция роликовой цепи, а также приведена основная терминология.
Цепь состоит из последовательно чередующихся внутренних и внешних
звеньев, шарнирно соединенных между собой. Шарнир состоит из валика, впрес-
сованного во внешние пластины, и втулки, закрепленной в отверстиях внутрен-
них пластин. Ролик свободно вращается на втулке и предназначен для уменьше-
ния износа зубьев звездочки.
На рис. 43 приведена конструкция звездочки роликовой цепи.
Шум и вибрация роликовых цепей
При анализе шума и вибрации цепных передач наиболее важно определить удар-
ные силы, которые возникают между звеньями сопряженной цепи и зубьями звез-
дочки. Это приводит к образованию шума и вибрации с частотой контакта звеньев
и зубьев звездочки, а также при частотах резонанса звездочки и других деталей.
Общая величина шума зависит от количества энергии, полученной вследствие
удара звеньев и зубьев. Установлена зависимость между вероятностью поломки
ролика и силой удара [10]:
6=4 [F/g] Q2, (25)
где G — энергия удара; W — вес одного звена цепи; g — ускорение свободною
падения; Qr — относительная скорость, направленная по нормали к профилю
зуба, между ведущим звеном цепи и зубом в момент удара (рис. 44). На рис. 45
приведено значение энергии удара, вычисленное для специальной роликовой
цепи [10], шаг которой составляет 15,9 мм. Шум и вибрация прямо пропорци-
ональны энергии удара. Звуковая энергия прямо пропорциональна квадрату
296
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Рис. 44. Относительная скорость между
звеном роликовой цепи и зубом звездочки
в момент удара (Q — результирующая от-
носительная скорость; Qr — составляю-
щая относительной скорости, направлен-
ная по нормали к профилю зуба; Qj — со-
ставляющая относительной скорости, на-
правленная по касательной к профилю
зуба: угол К зависит от профиля зуба. Для
формы зуба, как свидетельствует Ассоциа-
ция Американских стандартов, Американ-
ский стандарт В. 291, угол К равен (55-г-
4-240%V), где N — количество зубьев
звездочки. Qr используют для вычисления
ударной энергии и может служить харак-
теристикой шума:
1 — нормальное направление; 2 — тан-
генциальное направление
частоты вращения (увеличение на 6 дБ при удвоении скорости). По мере увели-
чения числа зубьев шум уменьшается. На рис. 46 схематически показаны два
варианта расположения ведущей и ведомой звездочки. На рис. 46, а изображена
цепь с четным числом звеньев длиной в V2 шага, а на рис. 46, б — с нечетным.
Изменение отношения частоты вращения ведомой звездочки к ведущей для чет-
ного числа звеньев:
(Я2М1)тах — (n2/ni)mln _ Г cos (180°/А72) 1 i.
(лгЛМтт ~ L cos (180°/А\) J
для нечетного числа звеньев:
(n2/^i)max — (^2/^1)mln _ Г_________________}____________
(«2Mi)mm ~ L COS (180°/Af2) cos (180°/^)
45. Энергия удара,
вычисленная
специальной
Рис. __ ж г
по уравнению (26) для ______,______
роликовой цепи с шагом 15,9 мм (/V —
число зубьев: /С — коэффициент удар-
ного элемента)
с четным числом
справедливо для
числом зубьев,
более равномер-
скорости между
где nlt п2 — частота вращения соответственно ведомой и ведущей звездочек;
JVi, /У2 — число зубьев соответственно ведомой и ведущей звездочек.
Уравнения (26) и (27) графически
показаны на рис. 47. Из графика видно,
что плавность и бесшумность работы обес-
печиваются при натяге
звеньев. Это особенно
передач с небольшим
В результате получаем
ное отношение угловой
ведомой и ведущей звездочками.
Растяжение цепи, вызванное износом
шарниров, приводит к увеличению шага
звеньев валика, в то время как шаг роли-
ковых звеньев остается неизменным.
Появляется угловое давление между со-
пряженными звеньями цепи, и толщина
зубьев звездочки уменьшается. Сила, об-
разующаяся между первым зубом зацеп-
ления ведущего колеса и соответствующим
звеном, обратно пропорциональна вели-
чине [(3607W) + <р], где W—число зубьев
звездочки и ф — угловое давление. Сила
увеличивается с понижением углового
давления. Износ зубьев повышает уровень
шума цепной передачи.
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
297
Рис. 46. Схема цепи:
а — длина натяга L с четным числом полузвеньев; б — длина натяга L
с нечетным числом полузвеньев
Рис. 47. Изменение б % угловой скорости между двумя звездочками роликовой цепной
передачи. Цепи с определенным числом шагов теоретически обеспечивают ровную бес-
шумную работу, в особенности при небольшом числе зубьев на звездочках; и —
число зубьев ведущей и ведомой звездочек соответственно;----------------нечетное число
полузвеньев; ---------- четное число полузвеньев;
6 = юо (П2/П1)тах ~ (п2/п1)т1п 0/
(л2/л1)т1п
Контроль шума в цэпных передачах
Недостатком цепной передачи является шум, возникающий от износа шарниров
цепи. Цепи с точно пригнанными шагами между цепью и звездочками обеспечи-
вают более низкие уровни шума. Передачи с мелким шагом и с большим числом
зубьев работают намного бесшумнее, чем передачи с большим шагом, вследствие
уменьшения силы удара, образующейся между звеньями и зубьями. Натяг с чет-
298
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
ним числом звеньев длиной в Ч2 шага приводит к образованию равномерного
отношения угловой скорости между ведущей и ведомой звездочками. Демпфиро-
вание звездочек крупного размера помогает уменьшить вибрацию и количество
излучаемого шума.
ИСТОЧНИКИ ШУМА И ВИБРАЦИИ В МАШИНАХ
В этой главе были рассмотрены основные причины создания динамических сил.
Были выявлены (насколько это было возможно) основные факторы, влияющие
на характеристики шума и вибрации определенных конструкций. Подобная
информация особенно полезна на этапах составления технических данных проек-
тирования и определения технических параметров машин.
Особый упор был сделан на то, что шум и вибрация, излучаемые машиной,
зависят в основном от шума и вибрации ее элементов (зубчатые передачи, кулачки
и т. д.).
Этот факт свидетельствует о том, что невозможно создать машину, облада-
ющую определенными шумовыми характеристиками, даже при условии, что
известна динамика всех отдельных элементов. Необходимо также изучить пере-
дающие характеристики конструкции машины прежде, чем будет точно опре-
делен уровень шума всей машины, создаваемый работой отдельных ее деталей.
Подобная информация имеется крайне редко. Обладая сведениями о динамике
отдельных деталей, можно сравнить различные детали, используемые в конструк-
ции машины.
В спектрах частот шума и вибрации в любой точке вращающегося механи-
ческого оборудования обычно присутствует множество дискретных частот. Эти
компоненты соответствуют вынужденным частотам, относящимся к работе раз-
личных деталей машины и резонансу отдельных деталей.
Для разрешения проблемы шума, создаваемого работой машины, надо опре-
делить вынужденные и резонансные частоты конкретных деталей машин. Опре-
деление самих источников шума и вибрации является вопросогл второстепенной
важности и служит только для создания критерия, с помощью которого можно
судить об успешном использовании методов контроля шума.
Ниже пойдет речь об основных методах определения источников шума в до-
полнение к тем, которые уже разбирались в связи с рассмотрением деталей машин.
Поскольку решение проблемы шума индивидуально для каждой машины, исполь-
зование методов снижения шума никогда не сможет в полной мере заменить
глубокого знания конструкции деталей машин и их динамических характеристик.
Часто для определения источников шума машины изменяют скорость в соче-
тании с использованием частотного анализа в узкой полосе. При изменении ско-
рости машины дискретные частоты шума могут быть различными. Некоторые
компоненты («динамические») находятся в гармонической зависимости друг от
друга (или от скорости ведущего элемента), и поэтому увеличение скорости ведет
к увеличению амплитуды колебаний. Другие дискретные составляющие шума
(«постоянные») остаются постоянными в области частот и могут не изменяться по
амплитуде при изменении скорости. Изменения в амплитудах постоянных соста-
вляющих могут не совпадать с направлением изменения скорости движения
машины (т. е. увеличение скорости может привести к уменьшению амплитуды
составляющей частоты).
«Постоянные» дискретные составляющие шума обычно связывают с резо-
нансными характеристиками деталей машины. Для того чтобы уменьшить
составляющие частоты, необходимо определить, в каких деталях появляется
резонанс. Это можно сделать следующим образом:
1) путем измерения средних уровней ускорения деталей, производящих
работу;
2) осуществляя частотный анализ вибрации и наружного звукового давления;
ШУМ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
299
3) путем вычисления собственных частот деталей, имеющих простую гео-
метрическую форму.
Шум, излучаемый вследствие резонанса детали, может быть уменьшен путем
ее демпфирования, а также изменением ее формы. Тот же эффект возникает, если
изолировать деталь от источников возбуждения. Резонансные частоты машин
обычно возбуждаются вследствие импульсного нагружения различных деталей.
Уменьшая ударные силы или изменяя временные характеристики, можно в значи-
тельной степени уменьшить шум, создаваемый резонансным возбуждением.
«Динамические» составляющие дискретного шума, излучаемого машиной,
связаны с вынужденной вибрацией деталей машины. Во многих случаях источник
этих составляющих может быть определен путем установления зависимости между
измеренным спектром частоты шума и составляющими частоты (т. е. контакт-
ной частоты зуба или частоты вращения вала).
Причина большинства проблем вытекает из функционирования деталей
машин, при которых происходит ударение детали о деталь или ударное возбужде-
ние, вызванное внезапным изменением ускорения или деформацией деталей.
Часто при определении источников шума и вибрации машины полезно установить
зависимость между пиками импульсов шума и ударными силами, возникающими
в машине. Этот метод может быть использован, например, при определении вли-
яния ударных импульсов кулачковых механизмов на вибрацию подшипников'.
Если пики импульсов вибрации подшипников возникают в результате работы
кулачка, можно сделать вывод, что основным источником возбуждения вибрации
на подшипнике является кулачок.
9
Шум от вентиляторных
установок и воздуховодов
ДЖ. БАРРИ ГРЭХЕМ,
Л. Л. ФОЛКНЕР
Введение
Анализ шума от вентиляторов, воздуходувок и систем распределения воздуха
в этой главе проведен на современном уровне измерения шума, рассмотрены
характерные спектры шума, а также некоторые основные оценки уровней шума.
Задача главы заключается в том, чтобы инженер-конструктор по вентиляторным
установкам мог ознакомиться с методикой измерения шума, его величинами
и выбором глушителей для этих систем. Описаны центробежные и осевые венти-
ляторы, которые обычно применяются в системах воздуховодов.
Системы вентиляционных каналов, рассматриваемые в конце главы, исполь-
зуют для передачи воздуха от вентилятора и воздуходувки к центральной уста-
новке кондиционирования, промышленной вентиляторной установке и для таких
промышленных процессов, как охлаждение, подача воздуха к печам и т. д. Хотя
в подобных системах основной источник шума вентилятор, воздушный поток,
идущий по элементам воздуховода, также может быть источником звуковой
энергии. Описаны методы определения уровней акустической мощности таких
элементов системы, как патрубки, вращающиеся лопасти, клапаны, регулирующие
поток воздуха. Рассмотрены также методы снижения шума.
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Стандарт для измерения шума
С точки зрения инженера-конструктора для разработки стандартной методики
измерения шума необходимо:
1) иметь возможность непосредственного сравнения уровней шума от раз-
личных вентиляторов;
2) иметь данные об уровне шума от вентилятора определенного типа при
проектировании вентиляторных установок.
Методы измерения шума от вентиляторов описаны в стандарте 300—67
«Нормы испытаний от оценки звука вентиляционных устройств» Ассоциации
предприятий по производству вентиляционных отопительных и охладительных
приборов.
Стандартом предусмотрено, что шум от вентилятора должен быть выражен
как функция от уровней звукового давления в восьми октавных полосах и лабо-
раторные измерения шума следует производить в реверберационном помещении,
используя калиброванный стандартный источник звука. В стандарте не указана
область измерений. Шум вентилятора описан относительно уровня звукового
шум от вентиляторных Установок й воздуховодов 301
давления 10 12 Вт в восьми октавных полосах со средними частотами 63, 125,
250, 500, 1000, 2000, 4000 и 8000 Гц.
В настоящее время стандарт 300—67 Ассоциации предприятий по производ-
ству вентиляционных, отопительных и охладительных приборов (АМСА) при-
меняется для следующих типов вентиляционного оборудования: 1) вентиляцион-
ных отопительных агрегатов и агрегатов для кондиционирования воздуха цен-
тральной установки; 2) центробежных вентиляторов; 3) промышленных осевых
вентиляторов и вентиляторов пропеллерного типа; 4) мощных крышных и стен-
ных вентиляторов; 5) подогревателей пара и горячей воды.
Обозначения: Lw — уровень акустической мощности, дБ, относительно
10-12 Вт; Kw — уровень удельной акустической мощности, дБ, относительно
10"12 Вт; Lp — уровень звукового давления, дБ, относительно 2- 10“б Н/м2;
R — постоянная помещения, м2; п — частота вращения, об/мин; Bf — частота
лопасти, Гц; ABf — приращение частоты лопасти, Гц; Q — скорость потока,
м3/мин; р — давление, мм вод. ст.
Обозначения в индексе: w — уровень мощности; р — уровень давления;
г — стандартный источник звука; s — выбранный вентилятор.
Уровень звукового давления
В гл. 1 обсужден вопрос о различии между уровнем акустической мощности и
уровнем звукового давления. Типичные условия работы большинства обычных
вентиляционных систем показаны на рис. 1. Уровень акустической мощности,
генерируемой вентилятором, вызывает появление уровня звукового давления
в помещении, который нежелателен и зависит от того, правильно или нет разме-
щен вентилятор в помещении. В прилегающее помещение шум вентилятора не
распространяется, так как стена между помещениями в достаточной степени по-
глощает шум и в системе воздуховодов отсутствует отверстие. В помещении, рас-
положенном на большем расстоянии от механического цеха, стены в достаточной
степени заглушают шум, но шум от вентилятора передается по воздуховодам
и излучается от воздухораспределительной решетки. Уровень звукового давле-
ния в этом помещении становится слишком высоким и мешает нормальным усло-
виям работы.
Шум от вентилятора может передаваться через жалюзи воздухозаборника.
У каждого человека, стоящего около жалюзи, звуковое давление вызывает не-
приятное ощущение, но так как шум быстро ослабляется с увеличением расстоя-
ния, то, следовательно, он не будет раздражать тех, кто находится на большом
расстоянии от вентилятора.
Изготовителям вентиляторов трудно ответить на вопрос: насколько тот или
иной вентилятор удовлетворяет определенным шумовым критериям, если неиз-
вестно, где находится человек и какая конструкция здания. Шум от одного и
того же источника может быть по-разному воспринят слушателями, так как чело-
Рис. 1. Система распределения воздуха и уровни звукового дав*
ления
302 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
веческое ухо реагирует только на звуковое давление в конкретной окружающей
среде. Надо обратить внимание на то, что акустическая мощность, излучаемая
вентилятором, постоянна, а на результирующее звуковое давление влияет окру-
жающая среда. Изготовители вентиляторов могут дать точные данные об акусти-
ческой мощности вентилятора. Разработчику системы или консультанту по во-
просам акустики остается только рассчитать уровень звукового давления, кото-
рый позволит проводить работу в конкретной окружающей среде.
Измерение шума
Уровни акустической мощности не могут быть измерены непосредственно, они
должны рассчитываться на основании уровней звукового давления.
Если вентилятор работает в помещении, поверхности которого хорошо отра-
жают звук, то звуковое поле распределяется равномерно, а уровень звука яв-
ляется функцией акустической мощности вентилятора и акустических характе-
ристик помещения. Эта зависимость между звуковым давлением и акустической
мощностью в полуреверберационном пространстве лежит в основе определения
уровня акустической мощности вентиляторов.
Реверберационное испытательное помещение
Реверберационное испытательное помещение должно иметь очень небольшое
звукопоглощение. В подобном помещении звук отражается от поверхности к по-
верхности, а уровень звукового давления является функцией уровня акустической
мощности источника и акустических характеристик помещения. Если известны
характеристики, уровни акустической мощности могут быть рассчитаны на осно-
вании измерения уровня звукового давления
LW = LP + Ю 1g/? + 10,8, (1)
где Lw — уровень акустической мощности, дБ (относительно 10-12 Вт); Lp—
уровень звукового давления, дБ (относительно 2-10-5 Н/м2); /? — постоянная
помещения, м2.
Как описано в гл. 5, определение постоянной R помещения представляет не-
которые трудности; поэтому изменение, внесенное в это понятие, определяется
стандартом 300—67 Ассоциации предприятий по производству вентиляционных,
отопительных и охладительных приборов. Стандартом предусмотрено использо-
вание комбинированного эталонного источника звука, применяемого в испыта-
тельной лаборатории при акустических условиях, подобных тем, в которых будет
работать испытуемый вентилятор.
Стандартный источник звука, используемый промышленностью по производ-
ству вентиляторов, предназначен для генерации широкополосного звука без
нежелательных одночастотных составляющих. Описание такого источника звука
(ILG) дано в гл. 2. Стандартные источники звука калибруют для акустической
выходной мощности. Так как акустические условия одинаковы как для эталонного
источника звука, так и для испытаний вентилятора, постоянная помещения R
имеет одну и ту же величину и применяемые уравнения могут быть объединены:
Lwt = Lwr — Lpr + Lpt, (2)
где Lwt — уровень акустической мощности испытуемого вентилятора, дБ (отно-
сительно мощности 10-12 Вт); Lwr — уровень акустической мощности стандарт-
ного источника, дБ (см. гл. 2, табл. 4); LPr — уровень звукового давления в ис-
пытательном помещении обусловливаемый стандартным источником (стандартное
давление 2- 10“$ Н/м2), дБ; Lpt — уровень звукового давления в испытательном
помещении, обусловливаемый вентилятором (стандартное давление 2 X
X 10"$ Н/м2), дБ.
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ 303
Рис. 2. Испытательная
установка для определе-
ния уровня акустической
мощности туннельного
вентилятора (стандарт
300 — 67 АМСА):
1 — перемещение микро-
фона; 2 — стандартный
источник звука; 3 —
испытательный прибор;
4 — акустический центр;
5 — испытуемый возду-
ховод; 6 — акустиче-
ский центр
Несмотря на то, что посто-
янная помещения 7? не входит
непосредственно в расчеты,
этому параметру следует уде-
лять особое внимание. Поме-
щение должно быть достаточно
реверберационным, чтобы обе-
спечить довольно равномерное
звуковое поле, которое позво-
лит точно определить средний
уровень звукового давления.
Испытательное помещение
определяется согласно стандар-
ту 300—67 Ассоциации пред-
приятий по производству вен-
тиляционных отопительных и на-
гревательных приборов (АМСА)
эталонным источником звука в
качестве генератора шума. По-
казания уровня звукового да-
вления снимают па произволь-
ном расстоянии от эталонного
источника звука. Вторую группу
показаний снимают на расстоя-
нии, в 2 раза большем. Ослабле-
ние менее чем на 3 дБ между
двумя группами показаний означает, что помещение имеет нужные ревербера-
ционные характеристики, пригодные для подобного рода измерений.
На рис. 2 показана одна из установок в испытательном помещении, опи-
санная в стандарте АМСА. Так как звуковое поле в помещении неравномерно,
статистическую выборку уровня давления производят, перемещая микрофон на
определенное расстояние, как показано на рис. 2.
Расстояние от вентилятора до микрофона определяется размером испытатель-
ного помещения. Микрофон должен находиться в реверберационном звуковом
поле, расположение которого обычно выбирают на расстоянии от вентилятора
большем, чем длина звуковой волны. Однако микрофон следует помещать не
ближе, чем на 1,8 м от любой отражающей поверхности, включая вентилятор
или поверхности воздуховодов.
С помощью описанного метода определяют величину общего шума, образуе-
мого вентилятором и излучаемого через входное и выходное отверстия (не следует
разделять эти две величины). Небольшое количество шума генерируется кожухом,
но настоящим методом эта составляющая шума не определяется.
Коррекция отражения на концах
Количество низкочастотного шума, излучаемого от открытого конца трубы, яв-
ляется функцией диаметра трубы. Чем меньше диаметр, тем меньше низкочастот-
ного шума излучается в окружающее пространство.
Вентиляторы обычно проверяют с испытательным воздуховодом, оканчива-
ющимся или соплом или пластиной с отверстием, или открытым входным или
выходным отверстием. Низкие частоты от таких концов не излучаются эффек-
тивно. Согласно стандарту 300—67 АМСА звуковая энергия, отраженная обратно
в вентилятор, полностью поглощается внутри и не излучается. Для расчета по-
терь низкочастотных составляющих в стандарте дана методика, где предусмотрены
поправочные коэффициенты (табл. 1, рис. 3), добавляемые к низкочастотной
части спектра. Коррекцию отражения на концах добавляют к данным о шуме
304 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
1. Акустические свойства различных типов вентиляторов
Тип вентилятора Уровень удельной акустиче- ской МОЩНОСТИ Кдег, дБ, относительно 10-12 Вт при средней частоте, Гц ALp ДБ Характеристика и область применения
со со ю см »—< о ю см о о to ' 1000 2000 4000 о о о со
Крыльчатый (рис. 3, а) 35 35 34 32 31 26 18 10 3 Наиболее эффективный из центробежных вентиля- торов имеет от 10 до 16 ло- пастей в форме крыла. Ис- пользуется в обычных ото- пительных системах, вен- тиляционных И КОНДИ4 ционирования воздуха. Можно применять в си- стемах с низким, средним и высоким давлением и удовлетворительно рабо- тает при параллельном соединении. Можно так- же использовать в про- мышленных установках больших размеров для очи- стки воздуха, где эконо- мия мощности будет зна- чительна; применяют в вы- тяжных промышленных установках с высокоэф- фективной системой очи- стки воздуха
Лопасти накло- нены и отогну- ты назад (рис. 3, б) 35 35 34 32 31 26 18 10 3 Эффективность немного ни- же, чем у крыльчатого вентилятора. Имеет от 10 до 16 лопастей. Области применения те же, что и для крыльчатого вентиля- тора. Можно использовать в промышленности, когда газ не имеет примесей, но не удовлетворяет тре- бованиям стандартов, не- обходимых для выбора крыльчатого вентилятора
Радиальный (рис. 3, в) 48 45 43 43 38 33 30 29 5-8 Самый простой по кон- струкции из центробеж- ных вентиляторов относи- тельно низко эффективен, имеет от 6 до 10 лопастей как радиальных (1?), так и видоизмененных ради- альных (М )• Используется в первую очередь для вытяжной вентиляции загрязненных газов и для газовой ре- циркуляции. Применяет- ся в промышленных си- стемах высокого давле- ния
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ 305
Продолжение табл. 1
Тип вентилятора Уровень удельной акустиче- ской мощности дБ, относительно 10-12 Вт при средней частоте, Гц ALp ДБ Характеристика и область применения
ОО со ю см о ю CsJ 500 1000 2000 4000 о о о оо
Лопасти накло- нены вперед (рис. 3, г) 40 38 38 34 28 24 21 15 2 Эффективность ниже, чем у крыльчатых вентилято- ров и вентиляторов с ло- патками, загнутыми на- зад. ^Вентилятор легкий и недорогой. Имеет от 24 до 64 лопастей, обла- дает наименьшими разме- рами из всех типов цен- тробежных вентилято- ров и работает на очень низкой скорости. Исполь- зуется в первую очередь в отопительных, вентиля- ционных установках и установках для кондицио- нирования воздуха низ- кого давления, например в домашних печах и ком- пактном оборудовании для кондиционирования
Аксиальные ло- патки (рис. 3, д) 42 39 41 42 40 37 35 25 6—8 Высокоэффективный осе- вой вентилятор с крыль- чатыми лопастями и воз- можностью работы при высоком давлении. Лопа- сти могут быть неподвиж- ными или поворотными, а диаметр ступицы колеса обычно больше на 50% его внешнего диаметра. Имеет от 3 до 16 лопастей. Конструкция имеет напра- вляющие лопасти вдоль колеса, что позволяет по- лучить хорошее протека- ние воздуха в сторону выходного отверстия. Ис- пользуется для нагрева- ния, вентиляции и кон- диционирования воздуха в системах низкого, сред- него и высокого давления. Можно также применять в промышленности, напри- мер для сушильных пе- чей, кабин для окраши- вания распылением и вы- тяжных систем
306 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
Продолжение табл. 1
Тип вентилятора Уровень удельной акустиче- ской МОЩНОСТИ Кцу, дБ, отросительно 10“12 Вт при средней частоте, Гц ALp ДБ Характеристика и область применения
ОО со ю 03 250 о о ю 1000 2000 4000 а о 00
Трубчатый ак- сиальный (рис. 3, е) 44 42 46 44 42 40 37 30 6—8 Вентилятор имеет 66л ь- шую эффективность, чем вентилятор пропеллер- ного типа, и может да- вать более высокое давле- ние. Количество лопастей меняется от 4 до 8, диа- метр ступицы колеса на 50% больше его внешнего диаметра. Лопасти могут быть крыльчатой формы или с единым поперечным сечением по толщине. Вен- тилятор изготавливается без направляющих лопа- стей нисходящего потока. Используется в отопитель- ных установках, вентиля- ционных и для кондицио- нирования воздуха низ- кого и среднего давления в том случае, если сла- бый нисходящий воздуш- ный поток из вентилятора не вреден. Вентилятор применяют также в про- мышленности, например для сушильных печей, ка- бин для окрашивания рас- пылением и вытяжных дымовых систем
Пропеллерный (рис. 3, ж) 51 48 49 47 45 45 43 31 5-7 Представляет собой недо- рогостоящую конструк- цию, но применение огра- ничивается тем, что ис- пользуют при очень низ- ком давлении. Обычно име- ет от 2 до 8 лопастей одной толщины, прикре- пляемых к относительно небольшой ступице. Кор- пус выполнен в виде круг- лого кольца или пласти- ны с отверстием. Приме- няется для перемещения воздуха большого объема при низком давлении, на- пример циркуляции воз- духа в пространстве, или в качестве вытяжного вен- тилятора, устанавливае- мого на крышах и на стенах
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ 307
Продолжение табл. 1
Тип вентилятора Уровень удельной акустиче- ской мощности Куу* дБ, относительно 10~12 Вт средней частоте, Гц ALp ДБ Характеристика и область применения
СО со ю 250 500 1000 2000 4000 8000
Трубчатый цен- тробежный (рис. 3, з) 46 43 43 38 37 32 28 25 4—6 Обычно имеет колесо, по- добное колесу крыльча- того вентилятора или вен- тилятора с загнутыми на- зад лопастями. Имеет бо- лее низкую производи- тельность, чем у центро- бежных вентиляторов с ко- лесогй подобной конструк- ции. Воздух распределяет- ся радиально от колеса и должен изменять напра- вление на 90° по отно- шению к потоку с по- мощью направляющей ло- патки. Используется глав- ным образом в системах рециркуляции воздуха низкого давления в ото- пительных, вентиляцион- ных установках и систе- мах кондиционирования воздуха
вентилятора, определяя общий генерируемый шум. По тем же соображениям
низкочастотный шум не излучается через небольшие отверстия распределитель-
ной решетки на выходе в окружающую среду. При акустическом проектировании
системы поправки на низкую частоту следует вычесть из уровня акустической
мощности вентилятора для того, чтобы получить точные, величины шума, излу-
чаемого от выходных отверстий.
Рис. 3. Типы вентиляторов:
а, б, в, г — центробежные; д, е, ж, з — осевые
308 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
Программа оценки шума вентиляторов
Изготовитель не всегда может испытывать все размеры вентиляторов при всех
скоростях. Поэтому разработана программа оценки шума с целью ограничения
количества испытаний, но тем не менее она должна дать достаточно данных о шуме,
генерируемом вентилятором. Условия программы определены в стандарте 311—67
АМСА «Программа оценок звука»/Данные об уровне шума следует получать при
исследовании образца изделия или его серийной модели, имеющих ту же самую
конструкцию и материалы, которые будут продаваться изготовителем.
Изменение размера и скорости
Согласно программе оценок звука допускается испытание одного размера кон-
струкции вентилятора и использование полученных данных для определения
уровня акустической мощности других размеров той же конструкции. Разре-
шается применять в определенных пределах данные испытаний, полученные на
одной скорости, для расчета уровней акустической мощности по всему диапазону
скоростей.
Ограничения стандарта 300 — 67 АМСА
Основным недостатком стандарта 300—67 АМСА в его последней редакции яв-
ляется отсутствие данных о составляющих чистых тонов. Существующий метод
измерения в октавных полосах маскирует чистые тона, присутствующие в спектре
шумов. Большинство спектров содержит составляющие чистых тонов, которые
следует принимать во внимание при методике расчета ослабления шума.
Конструкция вентилятора
и шумовые характеристики
Основное назначение вентилятора в любой вентиляционной системе заключается
в подаче необходимого количества воздуха в зависимости от заданного избыточ-
ного давления. К некоторым вентиляторам предъявляют дополнительные тре-
бования, например, они должны перемещать воздух, загрязненный пылью,
обладать сопротивлением к абразивному износу, иметь технологичную ремонто-
способную конструкцию. Только в том случае, если эти требования удовлетво-
ряются, можно произвести оценку шума. Следует упомянуть, что каждый венти-
лятор создает шум, интенсивность которого пропорциональна объемной скорости
потока, полученному давлению и типу вентилятора. Инженер-проектировщик
должен учитывать этот шум при разработке. Нельзя разработать вентилятор
больших размеров, работающий на высокой скорости и при высоком давлении,
который создает только низкие уровни звука. Шум вентилятора является неотъ-
емлемой частью его характеристики, как и его мощность. Требования к мощности
для определенного вентилятора не могут быть установлены произвольно, так как
мощность определяется фактическими рабочими условиями. Шум вентилятора
является функцией этих требований, а уровни шума не могут быть установлены
при произвольных уровнях, но должны быть основаны на фактических рабочих
требованиях.
С помощью одного типа вентилятора нельзя решить все проблемы, связан-
ные с их шумом. Имеется много типов вентиляторов, которые удовлетворяют той
или иной области применения, и поэтому для точного инженерного анализа
каждой системы следует принимать во внимание все имеющиеся типы вентиля-
торов. Например, радиальный вентилятор с радиально расположенными лопа-
стями (см. рис. 3, табл. 1), очевидно, является одним из самых шумных венти-
ляторов, так как имеет не только высокий уровень шума, но и преобладающий
частотный тон лопастей, который вызывает очень неприятные ощущения. Шум
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ 309
этого вентилятора достаточно велик, однако он является наиболее употребитель*
ным вентилятором в промышленности, когда необходимо обрабатывать материал»
имеющий эрозию. Значение всего вышесказанного нельзя переоценить, потому
что в некоторых ранее опубликованных статьях предполагалось, что для всех
возможных областей применения имеются малошумные вентиляторы.
Вентиляторы вообще редко разрабатываются только на основании акустиче-
ских данных. Самое важное в нем — требуемая мощность, и если он является
лучшим по конструкции, то его шум будет неотъемлемой частью этой разработки
и должен быть минимальным для данного конкретного применения.
Шум вентилятора не является магическим и незначительные изменения в на-
дежной конструкции вентилятора не окажут полезного влияния на уровни шума.
Резких изменений в характеристиках шума вентиляторов при незначитель-
ном изменении их конструкции не наблюдается. Характеристики шума вентиля-
тора меняются постепенно. Например, как упоминалось выше, вентилятор с ра-
диальными лопастями является одним из самых шумных вентиляторов. Изменяя
форму радиальной лопасти вентилятора на лопасть, загнутую вперед (см. рис. 3, г,
табл. 1), шум и, в частности, частотные составляющие лопасти понижаются.
Однако следует подчеркнуть, что это незначительное улучшение; уровень шума
резко не снижается, и хотя частотная составляющая лопасти может снизиться,
она полностью не устраняется.
Данные о шуме вентилятора
На рис. 3 и в табл. 1 представлены данные об основных типах вентиляторов,
используемых в промышленных установках. Шум приводится в зависимости от
уровней удельной акустической мощности.
Уровень удельной акустической мощности определяют как уровень акусти-
ческой мощности, создаваемой вентилятором, который работает с производитель-
ностью 0,028 м3/мин при давлении 25,4 мм вод. ст. Понятие уровня удельной
акустической мощности позволяет непосредственно сравнивать уровни октавной
полосы различных вентиляторов и служит основой для общепринятого метода
оценки уровней шума при реальных условиях эксплуатации.
Уровни удельной акустической мощности (табл. 1) воспроизводят шум, ге-
нерируемый вентилятором, когда он работает на эффективной точке рабочей
характеристики. Данные представляют результаты испытаний вентиляторов
и характерны для выпускаемых промышленностью вентиляторов.
Вентиляторы создают тон при частоте вращения лопасти, интенсивность
которого частично зависит от типа вентилятора. Для того чтобы отрегулировать
частоту лопасти, уровень мощности должен повышаться в октавной полосе,
в которой частота лопасти падает. Величина AL;, которая добавляется к этой
полосе, приведена в табл. 1 для каждого вентилятора как «приращение частоты
лопасти».
Частота лопасти Bf
= <3)
где N — частота вращения (об/мин); пг — число лопастей.
Число лопастей и скорость вентилятора можно получить из каталога, по
которому выбирают вентилятор.
Оценка шума вентилятора
Уровни удельной акустической мощности приведенные в табл. 1 служат
основой для оценки уровней акустической мощности вентиляторов в реальных
условиях эксплуатации. Коррекция является функцией скорости потока Q,
повышения давления в вентиляторе Р и приращения частоты лопасти АЛ;:
Lw - Kw -1- (10 1g Q + 201g Р — 12,6) + AL;. (1)
310 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Рис. 4. Коррекция, дБ, добавляемая к уровням акустической мси'ности (табл. 1), для
определения общего уровня акустической мощности при реальных условиях эксплуатации
[Решение для слагаемого (10 1g Q + 20 1g Р) в уравнении (4) может быть полу-
чено с помощью рис. 4.J
Для опенки рабочих уровней акустической мощности необходимо опре-
делить тип вентилятора; скорость потока Q, м3/мин; полное давление Р, мм вод. ст;
скорость вентилятора, об/мин; количество лопастей в вентиляторе.
Определив уровень удельной акустической мощности на основании табл. 1
для выбранного* типа вентилятора и применив поправочный коэффициент фор-
мулы и приращение частоты лопасти, уровень акустической мощности можно
определить, ’как это списано в следующем призере.
Пример 1
Рассчитать уровень акустической мощности, излучаемой от входного отверстия
вентилятора с лопастями, загнутыми назад, который работает при скорости
потока 1400 м3/мин и давлении 78,7 мм вод. ст. Вентилятор имеет 16 лопастей
и должен работать со скоростью 500 об/мин, что отвечает эксплуатационным
требованиям.
1. Уровень удельной акустической мощности Kw вентилятора с лопастями,
загнутыми назад, определяется на основании табл. 1 и дан в строке 1 табл. 2.
2» Используя уравнение (4), рассчитать поправочный коэффициент (10 1g Q +
+20 1g Р — 12,6), который добавляется для 1400 м3/мин (cfm) и 0,08 мм вод. ст.:
Lw = Kw +\(Ю lg Q + 20 1g P - 12,6) + Д f, 5.
Вычислить слагаемое в скобках:
10 lg м3/мин + 20 lg Р — 12,6 - 10 lg 1400 +
+ 20 lg 78,7 — 12,6 _ 31,6 + 38 — 12,6 = 57 дБ
(или определить на рис. 4). Таким образом, 57 дБ приведены для каждой октавной
полосы в строке 2 табл. 2.
3. Из каталога известно, что вентилятор имеет 16 лопастей и должен работать
со скоростью 500 об/мин, что отвечает эксплуатационным требованиям. Исполь-
зуя уравнение (3), получим
В; = —= 133 Гп.
} 6о
Величина 133 Гц относится к октавной полосе 125 Гц, как показано в табл. 2,
гл. 2. В табл. 1 дано изменение уровня от приращения частоты лопасти 3 дБ
для вентилятора с лопастями, загнутыми назад, следовательно, эта величина
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ 311
2. Оценка уровня акустической мощности входного отверстия вентилятора
(пример 1)
Средняя частота октавной полосы, Гц
Параметр
125 250 530 1030 2000 4000 8300
1
2
3
4
5
Уровень удельной акустической
мощности (на основании табл. 1)
Поправочный коэффициент
(10 lg Q + 20 lg Р — 12,6) на ос-
новании уравнения (4)
Приращение уровня от измене-
ния частоты лопасти (на
основании табл. 1)
Коррекция для преобразования
полной акустической мощности
только у входного отверстия, дБ
Уровень акустической мощности
для входного отверстия венти-
лятора (или выходного отвер-
стия), дБ
35
57
0
— 3
89
31 26
57 57
0 0
-3. —3
85 80
18 10
57 57
О 0
-3 —3
72 64
приведена для средней частоты 125 Гц октавной полосы, а нулевые частоты ука-
заны для всех других октавных полос в строке 3 табл. 2.
4. Полная акустическая мощность, образуемая вентилятором, определяется
уравнением (4). Полученные величины для каждой средней частоты октавной
полосы представляют собой сумму строк 1, 2 и 3 в табл. 2. Полная акустиче-
ская мощность включает звук, создаваемый как входным, так и выходным от-
верстием вентилятора.
Предполагаем, что половина образуемой акустической мощности излучается
от входного отверстия вентилятора и половина — от выходного. Таким образом,
акустическая мощность, излучаемая от входного и выходного отверстий венти-
лятора, одинакова и соответственно равна половине полной мощности.
Так как при решении проблемы представляет интерес только уровень аку-
стической мощности, излучаемой от входного отверстия, следует скорректировать
величину, рассчитанную с помощью уравнения (4). Для этого необходимо обра-
титься к табл. 2 и вычесть 3 дБ из суммы строк 1,2 и 3. Результат в строке 5.
Уровень акустической мощности у входного отверстия л ля каждой средней ча-
стоты октавной полосы дан в строке 5.
Когда прибавляют две равные величины, результат всегда будет на 3 дБ
больше одного из слагаемых, и наоборот, чтобы нэйги половину полной акусти-
ческой мощности, следует вычесть 3 дБ из полной акустической мощности.
Уровни акустической мощности рассчитанные в данном примере, можно
использовать для вычисления уровня звукового давления в помещении с вен-
тилятором. Для определения уровня звукового давления в помещении необхо-
димо знать помимо акустических характеристик вентилятора акустические ха-
рактеристики помещения. Методика расчета дана в гл. 12.
Уровень звукового давления, определенный в данном примере, является
уровнем звукового давления выходного отверстия. Таким образом, метод можно
использовать для расчета уровня акустической мощности у выходного отверстия,
т. е. мощности, которая излучается в с.^ему труб.
Уравнение (4) и расчет, описанный в примере 1, применимы для определения
ослабления шума, которое происходит при изменении условий эксплуатации
вентилятора или воздуходувки. Ослабления шума вентиляторов часто дости-
гают за счет снижения их скорости до минимальной, но обеспечивающей необхо-
димую подачу воздуха. Конечно, для ослабления шума можно также использо-
вать глушители у входного и выходного отверстий вентилятора.
312 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Уравнение (4) и методику примера 1 можно применить для оценки уровня
акустической мощности вентилятора, используя данные табл. 1. В некоторых
случаях выбирается вентилятор больших размеров, который медленно работает
на низкой скорости, обеспечивая допустимый уровень звука.
Технические требования, предъявляемые
к шуму вентиляторов
Как указано выше, шум вентиляторов зависит от уровней акустической мощ-
ности. Правильное определение уровня акустической мощности является осно-
вой для понимания и разработки воздуходувных систем. Хотя шум венти-
лятора связан с уровнями акустической мощности, шумовые критерии для си-
стем выражают в зависимости от уровней звукового давления. Изготовитель
вентилятора не имеет представления об акустических характеристиках среды,
где будет установлен вентилятор, поэтому нельзя предсказать уровни звуко-
вого давления на месте эксплуатации.
Инженер-проектировщик или консультант по вопросам акустики должен
пользоваться уровнями акустической мощности, которые представляются изго-
товителем вентиляторов, или определить их с помощью уравнения (4), применяя
принципы, описанные в этом справочнике. Можно рассчитать результирующий
уровень звукового давления в конкретной окружающей среде (см. гл. 5).
Закон об охране здоровья (OSHA) от 1970 г. устанавливает максимальные
пределы воздействия шума на рабочих, занятых в промышленности. Следует
отметить, что эти требования устанавливают нормы только для условий, в кото-
рых производится работа, а не максимальных уровней шума вентиляторов.
Неправильно определять требования, предъявленные “к шуму вентиляторов
утверждая, что «Акустическая мощность установки должна соответствовать тре-
бованиям Закона об охране здоровья (OSHA)». Изготовитель вентилятора не
может установить связь с требованием об охране здоровья, потому что ему
неизвестно, где находятся работающие и каковы акустические условия венти-
лятора и производственного помещения.
Соответствие с требованиями Закона об охране здоровья (OSHA) опреде-
ляется измерением уровней звукового давления у рабочего места, а не изме-
рениями на некотором произвольном расстоянии от вентилятора.
Стандартная форма технических условий
Инженеры-конструкторы могут разработать технические условия для шума,
создаваемого вентилятором, используя любую из двух основных стандартных
форм.
Форма 1: требование, предъявляемое к уровню акустической мощности,
создаваемой вентилятором в том случае, если он работает при определенных
условиях.
Форма 2: установленный верхний предел уровня акустической мощности,
который может создаваться вентилятором в условиях эксплуатации.
Форма 1
При составлении этой формы инженеру-конструктору надо знать уровень общей
акустической мощности, излучаемой вентилятором, что позволит ему рассчитать
результирующий уровень звукового давления для разрабатываемой вентилятор-
ной установки. Если уровни давления для данной установки очень высокие, он
должен выбрать соответствующие звукопоглощающие устройства, присоединяе-
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ 313
мне к системе. Требования, удовлетворяющие этому типу, могут быть сформу-
лированы следующим образом:
«Шум, создаваемый вентилятором, работающим при определенной скорости
объемного потока и давления, должен определяться согласно условиям стан-
дарта 300—67 АМСА 1 «Норма для оценки звука», и должны быть указаны уровни
акустической мощности относительно 10-12 Вт в восьми октавных полосах»
Форма 2
Вторую форму требований используют в тех случаях, когда инженер-конструк-
тор рассчитывает акустические свойства разрабатываемой им системы и опре-
деляет максимальный уровень акустической мощности, который может быть
допустим для конкретной работы. Затем инженер-конструктор определяет ма-
ксимальную акустическую мощность вентилятора, и изготовитель должен обес-
печить необходимое уменьшение шума от вентилятора. В этом случае вентилятор
и звукопоглощающие средства рассматриваются как одно устройство. Стоимость
вентилятора повышается. Требования, основанные на этом методе, могут быть
сформулированы следующим образом:
«Шум, генерируемый вентилятором, работающим при определенных ско-
ростях объемного потока и давлении, должен определяться согласно условиям
стандарта 300—67 АМСА «Нормы для оценки звука», и должен быть указан
в зависимости от уровня акустической мощности относительно 10“12 Вт в восьми
октавных полосах, и не превышать пределов, указанных ниже.
Максимальные уровни акустической мощности вентилятора
Средняя частота октавной поло-
сы, Гц ................. 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Максимальные уровни акусти-
ческой мощности........ X X X X X X X X
Требуемый уровень акустической мощности подставляется вместо X. Мето-
дика определения максимального уровня акустической мощности дана в при-
мере 1 гл. 2.
Ослабление шума вентилятора
Метод оценки уровня акустической мощности, которая излучается различными
типами центробежных и осевых вентиляторов, описан в предыдущих параграфах
данной главы. Эти величины представляют допустимые уровни мощности различ-
ных типов вентиляторов и маловероятно, что основной конструкцией вентилятора
будут создаваться значительно более низкие уровни. Шум можно ослабить
с помощью отдельных устройств или устройство может быть встроено в венти-
лятор и являться неотъемлемой частью вентиляционного агрегата. В последнем
случае весь агрегат поставляется изготовителем вентиляторов.
Принципы ослабления шума представлены на рис. 5 и 6. Показанный
на рис. 5 центробежный вентилятор центральной станции имеет глушители на
входном и выходном отверстиях. Выходная труба имеет глушитель для ослабле-
ния шума, излучаемого в систему воздушных каналов. Размеры глушителя рас-
считывают в зависимости от уровня шума, который создается в помещении с наи-
большими по величине шумовыми критериями. Величину шума, на которую
рассчитанный уровень превышает допустимый, должен уменьшить глушитель
вентилятора. Каждый глушитель должен удовлетворять реальным требованиям,
* Ассоциация предприятий по производству вентиляционных, отопительных и
охладительных приборов: 205 West Touhy Ave.; Park Ridge, Hlinois 60068. Этот стан-
дарт относится в первую очередь к изготовителям вентиляторов и воздуходувок.
314 ШУМ от вентиляторных УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Рис. 5. Установка центробежного вентилятора с промышленными глушителями:
/ — приточно-вентиляционное отверстие; 2 — глушитель звука воздухозаборника; 3, 4 —
прокладка; 5 — виброамортизаторы; 6 — инерционное основание; 7 — глушитель звука
выпускной трубы; 8 — подача воздуха к системе каналов
предъявляемым к конкретной установке. Таким образом, уровень шума, излу-
чаемый выходной трубой вентилятора, может быть снижен до любого приемле-
мого уровня.
Ослабление шума в воздухозаборнике вентилятора также показано на рис. 5.
Этот глушитель выбирают, как и для выходной трубы вентилятора. В этом слу-
чае следует использовать шумовые критерии, применяемые вне помещения.
Весьма вероятно, что этот уровень будет определяться путем применения любых
шумовых критериев у здания или в других пунктах.
Вентиляционный агрегат устанавливается на жесткой раме, которая изоли-
руется от основания здания с помощью виброамортизаторов пружинного типа.
Виброизоляция важна с точки зрения акустики, так как вибрации от вентилятор-
ной установки могут передаваться зданию и вызывать вибрационные резонансы
конструкции. Следует тщательно выбирать виброамортизаторы с учетом угловой
скорости вентилятора. Необходимо также отметить, что виброамортизаторы уста-
навливают и в разгрузочной секции между вентилятором и воздухопроводом.
В системе воздушных каналов виброамортизатор препятствует передаче вибрации
от кожуха вентилятора к присоединенным воздуховодам. Если виброаморти-
затор не используется, вибрации от вентилятора могут создавать резонансы
в воздуховодах, которые вызывают некоторые проблемы с точки зрения акустики.
Рис. 6. Установка осевого вентилятора с промышленными глушителями:
/ — приточно-вентиляционное отверстие; 2 — прокладка; 3 — глушитель воздухозабор-
ника; 4 — вентилятор с кожухом; 5 — глушитель выпускной трубы; 6 — прокладка;
7 — выпуск воздуха; 8 — инерционное основание; 9 — виброамортизаторы
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ ' 315
На рис. 6 показаны те же принципы ослабления шума осевого вентилятора.
Глушители присоединены непосредственно к входным и выходным отверстиям
вентилятора, и вентилятор с глушителями рассматривается как единая установка.
Следует отметить, что установка изолируется от систем входных и выходных ка-
налов виброамортизаторами, а ее жесткая рама изолируется от конструкции
здания с помощью виброамортизаторов пружинного типа.
СИСТЕМЫ ВОЗДУШНЫХ потоков
Анализ уровня звука в системе воздуховодов требует дополнительного акустиче-
ского исследования. Основным источником шума в системах распределения
воздуха являются вентилятор или воздуходувка, и обычно воздуховоды способ-
ствуют снижению уровня шума. Однако случается, что поток воздуха, проходя-
щий через патрубки, заслонки, отводы патрубка, смесительные камеры, приточ-
ные системы вентиляции, отделители воздуха и другие элементы воздуховодов
создает уровни звука большие, чем вентиляторная установка. Для промышлен-
ных систем и систем кондиционирования воздуха это может быть основным источ-
ником шума.
Как показано на рис. 1, нужно рассмотреть все пути распространения звука
между вентиляторной установкой и пространством, в котором распространяется
шум. В результирующем уровне шума имеют значение следующие факторы:
передача звука через стены, полы и потолки; звук, образуемый другими трубо-
проводами. не предназначенными для подачи воздуха в помещение; прохождение
звука по воздуховоду; передача звука по стенкам воздуховода.
Передача звука через стены, потолки и полы рассматривалась в гл. 5 «Звуко-
поглощающие и звукоизолирующие материалы». Был также дан пример исполь-
зования вентилятора на производстве. Звукоизоляция стен, пола и потолка
должна быть достаточной для предотвращения передачи звука. В примере 2 гл. 5
также показано, ч^о количество звукопоглощающих материалов в источнике
и помещении может повлиять на полученный уровень звука. Если воздуховоды
проходят по стене между источником (вентилятором) и прилегающими помеще-
ниями, то для предотвращения передачи звука к помещению может потребоваться
обработка стенок воздуховода, чтобы через них не проходил звук, т. е. в воз-
духовод из помещения, где расположен источник звука и из воздуховода в прием-
ное помещение. В этом случае необходима установка глушителей в воздуховоде
для предотвращения при передаче звука из одного помещения в другое через
систему вентиляционных каналов.
Звук, передаваемый по воздуховоду, может быть причиной механических
вибраций системы. Однако использование надежных механических конструкций
может свести эту проблему до минимума. Для этого рекомендуется применять
выпускаемые промышленностью гибкие соединения между вентиляторными
установками и системой вентиляционных каналов, а также собственную изоля-
цию воздуховода от здания с помощью изоляционных подвесок.
Распространение звука в воздуховоде
Звук, распространяющийся внутри системы вентиляционных каналов, включает
следующие факторы:
генерация акустической мощности вентилятором или воздуходувкой;
распределение звука в системе вентиляционных каналов;
поглощение воздуховодом (облицованным или необлицованным акустиче-
ским материалом) звука, распространяющегося внутри воздуховода;
звукопоглощение патрубками;
рслабление промышленными глушителями;
316 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
генерация звука, обусловливаемая воздушным потоком в фитингах, решет-
ках, патрубках и т. д.
Рассмотрим типичную промышленную систему распределения воздуха.
Распределение акустической мощности
у отводов патрубков
У тройника или другого отвода патрубка акустическая мощность нисходящего
потока распределяется в каждом элементе воздуховода у места отвода. Вели-
чина акустической мощности, которая передается от основного воздуховода
в отвод патрубка, распределяется в таком же отношении, как и отношение пло-
щадей воздуховода и места отвода. Как упоминалось в гл. 2, уровни звука уве-
личиваются (или уменьшаются) логарифмически. Поэтому если основной воз-
духовод передает звук с уровнем 63 дБ и этот воздуховод делится на два канала
с одинаковой площадью, то уровень звука в каждом 60 дБ. Другими словами,
подобное разделение акустической мощности даст в результате ослабление 3 дБ.
Ослабление для других отношений площадей у отводов патрубка дано в табл. 3.
3. Деление уровня акустической мощности у отводов патрубка
Площадь прямоточного воздуховода (% от об- щей площади всех воз- духоводов после отвода патрубка) Уменьшение уровня мощности перед отво- дом для определения уровня мощности пря- моточного воздуховода, ДБ 5 13 10 10 15 8 20 7 30 5 40 4 50 3 80 1
Перепечатано из справочника Американского общества инженеров по си- стемам отопления, охлаждения и кондиционирования воздуха, 1973 г., табл. 16.
4. Распределение акустической мощности вентилятора у каждого выходного отверстия
Скорость потока, % от общей скорости потока ,/5 1 2 5 10 20 50
Мощность, вычитаемая из уровня акустической мощности, направлен- ной по потоку, для по- лучения уровня акусти- ческой мощности на вы- ходном отверстии, дБ 27 23 20 17 13 10 7 3
Перепечатано из Справочника Американского общества инженеров по си-
стемам отопления, охлаждения и кондиционирования воздуха, 1974 г., табл. 12.
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ 317
Скорость потока у каждого выходного отверстия приблизительно пропор-
циональна отношению площадей. Величины табл. 3 могут быть переведены в про-
центы скорости потока для каждого выходного отверстия относительно общей
скорости потока вентилятора, как показано в табл. 4.
Ослабление звука в воздуховоде
без изоляции
Стенки воздуховода из листового металла без изоляции поглощают звуковую
энергию и передают звук. Для воздуховодов круглого сечения ослабление звука
с изоляцией или без нее составит 0,03 дБ/м для частот ниже 1000 Гц и повысится
до 0,1 дБ/м при 8000 Гц. Величины ослабления для прямоугольных воздуховодов
из листового металла, патрубков круглого сечения и квадратных даны в табл. 5,
6 и 7.
5. Приблизительное собственное звукопоглощение в круглых, прямоугольных
воздуховодах из листового металла *
Воздуховод Размеры, м Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 свыше 500
Поглощение, дБ/м
Небольшой 0,15Х 0,15 0,655 0,655 0,49 0,328
Средний 0,61 X 0,61 0,655 0,655 0,328 0,016
Большой 1.83Х 1,83 0,328 0,328 0,016 0,033
* Если воздуховод покрыт теплоизоляционным материалом, величины
поглощения будут, в 2 раза больше.
Перепечатано из Справочника Американского общества инженеров по си-
стемам отопления, охлаждения и кондиционирования воздуха, 1973 г., табл. 17.
6. Приблизительные величины поглощения звука круглых патрубков
Диаметр (размеры), м Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Поглощение, дБ
От 0,12 до 0,25 » 0,25 » 0,5 » 0,53 » 1,0 » 1,04 » 2,0 Перепечатано из системам отопления, ох. 0 0 0 0 Справо’ лаждени 0 0 0 1 чника [Я и кон, 0 0 1 2 Америке цициони 0 1 2 3 1НСКОГО рования 1 2 3 3 общее! [ воздух 2 3 3 3 'в а ин> а, 1973 3 3 3 3 кенеров г., табл 3 3 3 3 по . 18.
318 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
7. Величины поглощения звука квадратных патрубков без вращающихся лопастей
Воздуховод Средние частоты октавной полосы, Гц
63 125 25) 500 ЮОО 2000 4000 8000
Поглощение, дБ
1. Без облицовки Ширина воздуховода 0,12 м » » 0,25 м » » 0,5 м » » 1,0 м 2. Облицовка * перед патрубком Ширина воздуховода 0,12 м » » 0,25 м » » 0,5 м » » 1,0 м 3. Облицовка * после патрубка Ширина воздуховода 0,12 м » » 0,25 м » » 0,5 м » » 1,0 м 4. Облицовка ♦ перед и после ко- лена Ширина воздуховода 0,12 м » » 0,25 м | » » 0,5 м » » 1,0 м * Размер стороны облицо! ставляет 10% от D (см. рис. 7). / быть соответственно больше. * * Для квадратных патру используют среднее значение вел] Перепечатано из Справочн! системам отопления, охлаждени: табл. 19. 1 1 1 1 5КИ нс Хля бс бков 4ЧИН Т ика / я и г1 1 5 1 6 1 6 ! мене >лее т( с кор абл. 5 смерив КОНДР 1 5 7 1 5 8 1 6 И 1 6 12 е дву: ЭНКОЙ отким: и 6. :анско гционг 1 5 7 5 1 5 8 6 1 6 11 10 1 6 12 14 к D; ' облиц и вра го об [рован 5 7 5 3 5 8 6 8 6 И 10 10 6 12 14 16 голщи ,0В к и щающ ществ ия в 7 5 3 3 8 6 8 11 11 10 10 10 12 14 16 18 на об. ее раз ,имися а инэ оздух; 5 3 3 3 6 8 11 И 10 10 10 10 14 16 18 18 лицовки :мер до/ лопас' кенеров а, 1973 3 3 3 3 8 11 11 И 10 10 10 10 16 18 18 18 [ со- [жен гями по 1 г.,
Ослабление звука в воздуховодах
с изоляцией
Облицовка в воздуховодах может использоваться как для теплоизоляции, так
и для звукопоглощения. Поглощение звука можно определить из уравнения (4).
Поглощение звука в облицованном воздуховоде равно [ 12,61а1,4 j
децибел, гдеL — длина облицованного воздуховода, м; Р — внутренний периметр
облицовки воздуховода, м; S — внутренняя площадь поперечного сечения об-
лицовки воздуховода, м2; а — коэффициент поглощения звука облицовочного
материала (функция частоты).
Величину а1,4 можно определить из табл. 8.
8. Величины а1*4 для уравнения (4)
Коэффициент поглощения аМ 0,10 0,040 0,15 0,070 0,20 0,105 0,25 0,144 0,30 0,185 0,35 0,230 0,40 0,277
Коэффициент 0,45 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
поглощения а1.4 0,327 0,379 0,489 0,607 0,732 0,863 1,00
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ 319
Рис. 7. Ширина
воздуховода D для
табл. 7s
d — толщина об-
лицовки (обли-
цовка по боковым
сторонам# эффек-
тивна только для
звукопоглощения
патрубком)
Факторы, ограничивающие применение уравнения (4):
1. Размер воздуховода не более 0,46 м и не менее 0,15 м.
2. Отношение ширины воздуховода к высоте не больше 2.
3. Коэффициент поглощения а должен характеризовать целую октавную
полосу.
4. Скорость воздушного потока не более 122 м/мин.
5. Уравнение (4) не учитывает линейного распространения звука, которое
ограничивается высокочастотным поглощением. Например, в прямом воздухо-
воде длиной 0,3 м звукопоглощение в октавной полосе 8000 Гц составляет прибли-
зительно 10 дБ для любого облицованного отрезка длиной свыше 0,9 м. Звуко-
поглощение в следующей октавной полосе 4000 Гц представляет среднюю вели-
чину между 10 дБ и величиной, рассчитанной на основании уравнения (4). Ча-
стота, выше которой применяется предельное значение 10 дБ, обратно пропор-
циональна наименьшей длине воздуховода.
При выборе облицовочного материала воздуховода необходимо учитывать
следующие факторы:
1. Для поглощения частот ниже 500 Гц облицовочный материал должен
иметь толщину от 0,05 до 0,3 м.Тонкие материалы, в частности когда они наносятся
на прочные твердые поверхности, поглощают только высокие частоты.
2. Повышенное поглощение при частотах ниже 700 Гц может быть достиг-
нуто посредством перфорированной облицовки х, площадь отверстий в которой
составляет от 3 до 10% площади поверхности. Однако подобная облицовка по-
нижает звукопоглощение при высоких частотах.
3. Любое воздушное пространство за облицовочным материалом дает зна-
чительный эффект. Коэффициенты поглощения должны основываться на конкрет-
ном методе использования.
Звукопоглощающие материалы применяют в воздуховодах в форме прокла-
док и полужесткого картона. Технические требования и коэффициенты поглоще-
ния для большей части материалов разработаны Ассоциацией предприятий по
производству звукоизолирующих материалов (AIMA), 205 West Touhy Avenue,
Park Ridge, Hlinois 60068.
На рис. 7 показан пример использования звукопоглощающего облицовоч-
ного материала, используемого в квадратном или прямоугольном патрубке.
Поглощение может быть получено с помощью расположения, представленного
на рис. 7.
Пример 2
Определить звукопоглощение воздуховодом площадью 0,61X0,91 м длиной 6,1 м.
В качестве облицовочного материала используется стекловолокно толщиной
25,4 мм с коэффициентами поглощения, данными в строке 1 табл. 9. Эти величины
должны быть получены от поставщика звукоизолирующего материала.
Решение. Найти внутренний периметр облицовки воздуховода: Р = 2 (0,56 +
+ о,86) = 2,85 м.
Пример перфорированной облицовки см. в гл. 5 рис. 12.
320 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
9. Звукопоглощение облицованного воздуховода (пример 2)
ЛГй Расчет Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Коэффициент по- глощения а обли- цовочного материа- ла воздуховода 0,08 0,11 0,34 0,70 0,81 0,86 0,85 0,89
2 а1»4 0,029 0,045 0,220 0,607 0.745 0,810 0,797 0,849
3 Звукопоглощение 37,7а1»4, дБ 1.1 1.7 8,3 22,9 28,1 30,6 30,1 32,0
Примечание 8000 Гц — 10. 1. Конечное значение для частоты 4000 Гц равно 20, Для
Площадь поперечного сечения внутри облицовки S = 0,56 X 0,86 = 0,48 м2.
Для воздуховода длиной 6,1 м звукопоглощение равно
[12,6£а1,4 (Р/S)] = (12,6-6,1 -а’’4-(2,85/0,48)] = 37,7а’-4 дБ.
Величины а1»4 даны в строке 2 табл. 9, звукопоглощение — в строке 3.
Звукопоглощение камерных глушителей
Когда необходимо значительное звукопоглощение, целесообразно использовать
камерные глушители. Размеры звукопоглощающей камеры показаны на рис. 8.
Отношение, данное в уравнении (5), получено для приближенного выражения
звукопоглощения камеры ДРд (дБ):
ДР* = 101g
/ cos 9 . 1 —- а\
\ 2nd2 aSw /
(5)
где а — коэффициент звукопоглощения облицовочного материала (зависящий
от частоты); Se— площадь выходного отверстия камеры, м2; Sw — площадь
поверхности стенок камеры, м2; d — расстояние между входным и выходным от-
верстиями, м (см. рис. 8); 0 — угол, который составляет направление d с пер-
пендикуляром относительно входного отверстия, градусы (см. рис. 8).
Если для высоких звуковых
частот длина волны звука (м)
Рис. 8. Звукопоглощающая камера
% = 344/f (6)
меньше, чем любой из разме-
ров камеры (высота, ширина
или длина), то уравнение (5)
будет точным в пределах не-
скольких децибелов. При низ-
ких частотах, когда длина
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ 321
волны звука
величины, и
на 5—10 дБ.
больше, чем размеры камеры, уравнение (5) дает заниженные
действительное поглощение превышает рассчитанную величину
Пример 3
Определить звукопоглощение камеры, показанной на рис. 8. Диаметр выходного
отверстия 0,25 м, площадь поверхности камеры 3,9 м\ расстояние d = 0,745 м,
угол 0 = 15°. Сравнить звукопоглощение камеры без изоляции с звукопоглоще-
нием камеры, когда она покрыта стекловолокном толщиной 0,025 м.
Решение, Поглощение в октавных полосах рассчитывают на основании урав-
нения (5) с постоянными:
SE = п (0,25/2)2 = 0,049 м2; d2 = 0,554 м2;
cos 0 = 0,966; Sw = 3,9 м2.
Величины коэффициента поглощения а панелей из листоаэго металла при-
ведены в строке 1 табл. 10. Эти значения, взятые из табл. 1 гл. 5, являются мини-
мальными величинами для поглощения панелей. Величины, рассчитанные для
1—а, даны в строке 2, величины —— в строке 4. Величина независимой пере-
менной
cos 0 . 1 —а
2nd2 aSw
для логарифмической величины уравнения (5) дана в строке 5. Вычисленные зна-
чения звукопоглощения (дБ) камеры с помощью уравнения (5) приведены
в строке 6. Для октавных полос со средними частотами 4000 и 8000 Гц получен-
ное звукопоглощение (строка 6) равно —1,17 дБ, что свидетельствует о генера-
ции звука. Так как по уравнению (5) генерацию шума не вычисляют, поглощение
звука принимают равным нулю.
Для определения звукопоглощения камеры, внутренняя поверхность кото-
рой облицована стекловолокном толщиной 0,025 м, расчеты повторяют, исполь-
зуя коэффициенты поглощения для стекловолокнистой обработки, приведенные
в строке 7 табл. 10. Эти величины представляются поставщиком звукопоглоща-
ющего материала. Не следует использовать для этого расчета величину а боль-
шую, чем 1,00. Величину а, равную 1,00, используют для материала с коэф-
фициентом поглощения 1,00. В данном примере это относится к а для октавной
полосы со средней частотой 8000 Гц.
Операции в строках 8, 9, 10 и 11 идентичны расчету звукопоглощения
камеры из листового металла без акустической обработки. Поглощение, указан-
ное в строке 12, является значением звукопоглощения камеры октавной полосы.
При сравнении строк 6 и 12 видно, что дополнительная звукопоглощающая об-
работка наиболее эффективна в октавных полосах свыше 250 Гц. Звукопоглоще-
ние камеры не изменилось в полосах со средними частотами 63 и 125 Гц. Для
эффективности звукоизоляции при более низких частотах нужно использовать
материал, имеющий большие величины коэффициента поглощения при низкой
частоте, или увеличивать угол 0.
Облицованный воздуховод и патрубок
Патрубок в облицованном воздуховоде может улучшить звукоизоляцию. Если
длина волны, рассчитанная с помощью уравнения (6), меньше, чем ширина воз-
духовода (см. рис. 7 размер D), то звукопоглощение более эффективно, чем
в прямом воздуховоде эквивалентной длины. С другой стороны, если длина волны
11 Под ред. Л. Л. Фолкнера
ГО. Расчет звукопоглощения камеры (пример 3)
. № Расчет Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
' 1 Коэффициент поглощения а для панели из листового материала 0,05 0,05 0,04 0,03 0,03 0,02 0,01 0,01
2 Расчет (1 — а) 0,95 0,95 0,96 0,97 0,97 0,98 0,99 0,99
3 Расчет 1 — а/а 19,00 19,00 24,00 32,33 32,33 49,00 99,0 99,0
4 Расчет 1 — a/a.Sw 4,86 4,86 6,16 8,3 8,3 12,6 25,4 25,4
5 cos 0 , 1 — а 5,15 6,45 8,57 8,57 12,9 25,8 25,8
2nd2 ccS^ 5,15
6 Звукопоглощение, дБ 5,8 5,8 4,8 3,6 3,6 1,8 0 (-1,17) 0 (-1,17)
7 Коэффициент поглощения а для облицовки из стекловолокна тол- щиной 0,025 м 0,05 0,06 0,20 0,65 0,90 0,95 0,98 1,00
8 Расчет (1 — а) 0,95 0,94 0,80 0,35 0,10 0,05 0,02 0,00
9 Расчет 1 — а/а 19,00 15,70 4,00 0,54 0,11 0,053 0,020 0,00
. 10 Расчет 1 — a/aSw 4,86 4,04 1,025 0,14 0,028 0,014 0,0052 0
11 cos 0 1 — а 5,15 4,31 1,31 0,42 0,302 0,292 0,284
2nd2 0,278
12 Звукопоглощение, дБ 5,8 6,6 11,8 16,7 18,0 18,3 18,4 18,5
ШУМ ot вёнтйляторнЫК Установок й воздуховодов
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ 323
больше, чем ширина трубопровода, звукопоглощение не улучшается. Звуко-
поглощение патрубка характеризуется следующими факторами:
облицовка стенок воздуховода эффективно ослабляет уровень звука, как
показано на рис. 7;
звукопоглощение патрубка следует добавить к звукопоглощению, рассчи-
танному для участков облицованного воздуховода без патрубков, как это вычис-
лено по уравнению (4);
для получения наилучших результатов стенки воздуховода должны быть
облицованы до патрубка и после него на отрезке, длина которого составляет
по крайней мере две ширины воздуховода. Этот отрезок имеет толщину облицовки,
составляющую 10% ширины воздуховода;
если воздуховод облицован только до патрубка или после него, все же есть
усиление звукопоглощения (см. строки 2 и 3 табл. 7);
звукопоглощение, обусловливаемое облицовкой воздуховода, представляет
собой разность между общим [поглощением звука в строках 2, 3 или 4 табл. 7
и поглощением необлицованного патрубка, строка 1;
увеличение поглощения звука в патрубке можно получить только с помощью
облицовки воздуховода, а не с помощью звукоуловителей или облицованных
глушителей.
Потери отражения звука
на открытых концах воздуховодов
Внезапное расширение потока у открытого конца воздуховода, выходящего в по-
мещение, может быть причиной отражения определенного количества звука
обратно в вентиляционную установку воздуховода. Вследствие этого от откры-
того конца излучается только часть звуковой энергии, а остальное отражается.
Это явление наиболее явно выражено при низких частотах, но почти не наблю-
дается при высоких. При анализе системы вентиляционных каналов этот резуль-
тат можно рассматривать как потери отражения на концах в зависимости от раз-
мера воздуховода и частоты, как показано в табл. 11.
11. Потери отражения на концах воздуховодов
Диаметр воздухо- вода, м Размер воздухо- вода, м2 Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Потери отражения, ДБ
0,125 0,0156 17 12 8 4 1 0 0 0
0,25 0,0625 12 8 4 1 0 0 0 0
0,5 0,25 8 4 1 0 0 0 0 0
1,0 1,0 4 1 0 0 0 0 0 0
2,0 4,0 1 0 0 0 0 0 0 0
* Применительно к воздуховодам, оканчивающимся в поверхности стены
или потолка, и различным диаметрам воздуховодов от других поверхностей поме-
щения. В случае более близкого расположения к другим поверхностям исполь-
зовать вход к следующему воздуховоду бдлыиих размеров.
Перепечатано из Справочника Американского общества инженеров
по системам отопления, охлаждения и кондиционирования воздуха, 1973 г.,
табл. 20.
11
324 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Рис. 9. Спектральная функция F
патрубков квадратного сечения,
расположенных под углом 90*
к воздуховоду, для использова-
ния в уравнении (7). Перепеча-
тано из Справочника Американ-
ского общества инженеров по
системам отопления, охлажде-
ния и кондиционирования воз-
духа, 1973 г., рис. 10:
1 — спектральная функция F
для патрубка без вращающихся
лопастей (установлен под углом
90°); 2 — спектральная функ-
ция F для патрубка с круглыми
вращающимися лопастями
Шум воздушного потока
В системе подачи воздуха вентилятор является основным источником шума, но
взаимодействие воздушного потока с другими элементами системы также может
быть причиной возникновения шума. Турбулентность воздушного потока имеет
немаловажное значение, и в предельных случаях (разрыв потока) в системе
может образовываться значительная акустическая мощность. Можно произвести
оценку образованной акустической мощности типичных элементов системы вен-
тиляционных каналов на основании следующего отношения (дБ):
LW = F + G + Ht (7)
где Lw — уровень акустической мощности октавной полосы, дБ, относительно
10“12 Вт; F — спектральная функция, определяемая на основании характеристик
воздушного потока, дБ; G — функция скоростей, которая характеризует скорость
потока, проходящего через элемент воздуховода, дБ; Я — функция коррекции
октавной полосы.
Значения спектральной функции F определяют на основании безразмерного
параметра воздушного потока, называемого числом Струхаля:
st. «2, (»>
где f — средняя частота октавной полосы, Гц; D — диаметр воздуховода, м
(для прямоугольных воздуховодов D = V(4/л) S; V — средняя скорость воз-
душного потока в воздухойоде, м/мин; S — площадь сечения воздуховода, м2.
Рис. 10. Спектральная функция
F, используемая в уравнении
(7), для патрубков прямоуголь-
ного сечения с отношением сто-
рон 3:1, установленных под
углом 90° к воздуховоду без вра-
щающихся лопастей или с одним
центральным ответвителем.
Перепечатано из Справочника
Американского общества инже-
неров по системам отопления,
охлаждения и кондиционирова-
ния воздуха, 1973 г., рис. 9
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ 325
Рис. 11. Спектральная функция F для отводов, расположенных под углом 90°, исполь-
зуемая в уравнении (7). Перепечатано из Справочника Американского общества инже-
неров по системам отопления, охлаждения и кондиционирования воздуха, 1973 г., рис. 13
Рис. 12. Функция скоростей G, используемая в уравнении (7) для патрубков, расположен-
ных под углом 90° к воздуховоду. Перепечатано из Справочника Американского общества
инженеров по системам отопления, охлаждения и кондиционирования воздуха, 1973 г.,
рис. 12
Значение спектральной функции F в уравнении .(7) для патрубков и трой-
ников можно определить на основании рис. 9, 10 и 11. На всех этих рисунках
число Струхаля St вычисляют из уравнения (8) для использования на рисунках.
Значение функции скоростей G определяют на основании рис. 12 и 13 для
патрубков и тройников в зависимости от средней скорости воздушного потока
в элементе воздуховода.
12. Функция коррекции ширины Н октавной полосы для уравнения (7)
Средняя частота октавной полосы, Гц Н, дБ Средняя частота октавной полосы, Гц Н, дБ
63 16 1000 28
125 19 2000 31
250 22 4000 34
500 25 8000 37
Перепечатано из Справочника Американского общества инженеров по
системам отопления, охлаждения и кондиционирования воздуха, 1973 г., табл. 13.
326 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Существуют два метода
Рис. 13. Функция скоростей G, ис-
пользуемая в уравнении (7) для от-
водов патрубка, расположенного
под углом 90°. Перепечатано из
Справочника Американского обще-
ства инженеров по системам отоп-
ления, охлаждения и кондициони-
рования воздуха, 1973 г., рис. 14:
а — отвод с квадратным сечением;
б — отвод с круглым .сечением
Величину коррекции Н для
октавных полос определяют
в табл. 12. Значения Н не явля-
ются функцией элемента возду-
ховода, а скорее зависят от ок-
тавной полосы.
Влияние акустической мощ-
ности, генерируемой воздушным
потоком, для патрубков, распо-
ложенных под углом 90° к воз-
духоводу, легко проследить на
рис. 12. При повышении сред-
ней скорости воздушного потока
в 2 раза в элементе воздуховода
акустическая мощность увеличи-
вается приблизительно на 12 дБ.
контроля шума, создаваемого этим элементом воз-
духовода:
1) определить размеры элемента, сведя до минимума скорость воздушного
потока и, следовательно, получая минимальный шум от движущегося воздушного
потока;
2) использовать высокоскоростные системы с дополнительными глушителя-
ми для ослабления шума воздушного потока (недостаток метода заключается
в том, что воздушный поток, проходящий через глушители, также создает
шум и тем самым ослабляет звукопоглощение).
Пример 4
Прямоугольный патрубок без поворотных лопастей, расположенный под углом
90° к воздуховоду, размером 0,91X0,61 м, перемещает воздушный поток (расход
226,4 м3/мин). Определить акустическую мощность, генерируемую потоком в этом
патрубке.
1. Эквивалентный диаметр воздуховода
£> = (А.о,91-О,61у/г - 0.0845 м.
Средняя скорость в воздуховоде
Уср = QJA = 226,4/(0.915-0,61) = 406 м/мин.
Используя уравнение (8), число Струхаля рассчитывают для каждой октав-
ной полосы:
St-
bt~ V
/ = 0,125/.
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ 327
13. Уровни акустической мощности (дБ), создаваемой патрубком,
расположенным под углом 90° (пример 4)
№ Расчет Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Число Струхаля St [урав- нение (8)] 7,8 15,5 31 62 125 250 500 1000
2 Спектральная функция F (см. рис. 9) 48 35 33 30 26 20 10 0
3 Функция скоростей G (см. рис. 12) — 17 -17 — 17 — 17 — 17 — 17 — 17 -17
4 Функция коррекции ширины октавной полосы И (табл. 12) 16 19 22 25 28 31 34 37
5 Уровни акустической мощ- ности, дБ (F-hG-J-H, сумма строк 2, 3 и 4) 47 37 38 38 37 (Г 34 27 20
Эти величины вычисляют, и они приведены в табл. 13.
2. Спектральную функцию F определяют на основании рис. 9 для патрубков
квадратного сечения с поворотными лопастями, расположенными под углом 90°.
Величины для спектральной функции даны в строке 2 табл. 13.
3. Значения функции скоростей G определяют на основании рис. 12 для
УСр — 406 м/мин и площади поперечного сечения 0,56 м2. Значения функции
скорости даны в строке 3 табл. 13.
4. Значения функции ширины октавной полосы //берут из табл. 12, и вновь
они приведены в табл. 13.
5. Уровни акустической мощности для различных октавных полос определяют
суммой F |- G -|- Н. Результат дан в строке 5.
Пример 5
Воздуховод размером 0,9X0,6 м имеет отвод квадратного патрубка, расположен-
ного под углом 90°. Размер отвода 0,40X0,30 м. Скорость восходящего потока
в основном воздуховоде составляет 226 м3/мин; скорость потока в патрубке
28 м3/мин. Необходимо определить уровень акустической мощности октавной
полосы нисходящего потока в основном воздуховоде и нисходящего потока в па-
трубке.
Решение. 1. Рассчитать эквивалентный диаметр основного воздуховода:
D=y -i-0,9-0,6 = 0,845 м.
2. Вычислить число Струхаля для каждой октавной полосы. Сначала рас-
считывают скорость восходящего потока:
Ус₽= ож(бГ = 406 м/мип-
Число Струхаля определяют для средней частоты каждой октавной полосы
па основании уравнения (8):
328 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
14. Уровни акустической мощности, образуемой патрубком (пример 5)
№ Расчеты Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 2 3 4 5 6 7 Число Струхаля, St, [урав- нение (8)] ** Спектральная функция F дляЗ патрубка, дБ (рис. 11) Функция скоростей G, дБ] (рис. 13) Функция коррекции ширины октавной полосы Я, дБ (рис. 12) Уровень звукового давления Lw ДБ, Для патрубка (сумма строк 2, 3 и 4) Спектральная функция F для основного воздуховода, дБ (рис. И) Уровень акустической мощ- ности Lw ДБ, для основного воздуховода (сумма строк 3, 4 и 6) 7,8 51 -8 16 59 57 65 15,5 45 — 8 19 56 51 62 31 38 -8 22 52 44 58 62 31 — 8 25 48 37 54 125 23 -8 28 43 30 50 250 13 — 8 31 36 20 43 500 2 — 8 34 28 9 35 1000 -8 37 29 29
Эти величины приведены в строке 1 табл. 14.
3. Определить спектральную функцию F на основании рис. 11 для отвода
патрубка, используя площадь А = 0,305 X 0,455= 0,14 м2. Значения записаны
в строке 2 табл. 14.
4. Определить функцию скоростей G, используя график на рис. 13, а. Ско-
росгь нисходящего потока в основном воздуховоде составит (198/0,56) =
= 356 м/мин, а скорость в патрубке (28/0,14) = 203 м/мин. Величину G по гра-
фику определяют 8 дБ и записывают в строку 3 табл. 14.
5. Значения функции коррекции ширины октавной полосы Н определяют
из табл. 12 и записывают в строке 4 табл. 14.
6. Уровни акустической мощности октавной полосы Lw (дБ) определяют
как F + G + Н (строки 2, 3 и 4). Величины акустической мощности приведены
в строке 5 табл. 14.
7. Значения для спектральной функции F основного воздуховода находят
по графику на рис. 11 для А = 0,56 м2. Для этого кривые, данные на рисунке,
экстраполируют (проводят линию параллельно 0,37 м2 на расстоянии, равном
половине расстояния между линиями). Значения F даны в строке 6 табл. 14.
8. Значения функции скоростей G и функции коррекции Н даны соответ-
ственно в строках 3 и 4 табл. 14.
9. Уровни акустической мощности Lw определяют как F + G + Н. Полу-
ченный уровень акустической мощности, образуемой основным воздуховодом,
указан в строке 7.
Величины в строках 5 и 7 табл. 14 являются уровнями акустической мощ-
ности октавной полосы, образуемой соответственно в патрубке и основном воз-
духоводе.
Образование шума от глушителей
Глушители воздуховодов предназначены для ослабления звука, который обра-
зуется в потоке. Для того чтобы получить максимальное ослабление звука в глу-
шителе, поток распределяют с помощью звукоотражателей, втулок, разветвителей
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ 329
и т. д. Воздушный поток над звукопоглощающими поверхностями также может
генерировать шум, следовательно, сам глушитель является источником акусти-
ческой мощности. Акустическая мощность, генерируемая глушителем со стерж-
нем в середине, получается из уравнения (9):
р 499 1 яг
LW= — 10,6 55 1g У 4-10 1g Л — 451g— 201g , (9)
1UU UOV
где Lvtz — уровень акустической мощности октавной полосы, дБ, относительно
10"12 Вт; V — скорость потока, м/мин; А — площадь поперечного сечения, м2;
Р — процент площади пропускного поперечного сечения потока от площади
сечения глушителя; Т — температура воздуха, °C.
Уравнение (9) определяет уровень акустической мощности одинаковым для
всех октавных полос, соответствует экспериментальным данным. С помощью
уравнения можно определить уровень максимальной акустической мощности
глушителей. Обтекание звукоотражателей в глушителе может ослабить генерируе-
мую им акустическую мощность на 10 дБ.
При выборе глушителей следует определить, включают ли данные, предо-
ставляемые поставщиком, шум, создаваемый глушителем. Если глушитель испы-
тывали при отсутствии потока или испытания проводили при скорости потока,
отличной от эксплуатационной, уравнение (9) можно использовать для определе-
ния влияния потока на акустическую характеристику глушителя.
Пример 6
Определить уровень акустической мощности, образуемой прямоугольным глу-
шителем в воздуховоде 0,9X0,9 м при скорости воздушного потока 243 м3/мин
и температуре воздуха 24° С. Площадь пропускного сечения глушителя состав-
ляет 80% полного сечения воздуховода [0,8 (0,9X0,9)].
Решение. Вычислить Lyy на основании уравнения (9).
1. Определить скорость потока в глушителе:
V 243/(0,9x0,9) = 300 м/мип.
Вычислить член. 55 lg V исходя из уравнения (9):
55 1g 300 =-- 55 (2,465) 135,5.
2. Рассчитать 10 1g А при А = 0,8 м2:
Ю 1g (0,8) -- 10 ( — 0,08) = — 0,8 дБ.
Р ”
3. Определить член ,, — 45 1g при Р --= 80%.
1 ии
-45 lg (w) = ~45 (-°*097) = 4-4 дБ-
4. Вычислить член ,,—201g 4^ъу2’^ при Т = 24° С.
O3U
-201g ( 492 +5зо8Х24 ) = —201g (1,01) = -0,08 дБ.
5. Определить уровень акустической мощности, образованной воздушным
потоком в глушителе на основании рассчитанных выше величин.
Lw = —106 + 135,5-0,8 4-4,4 — 0,08^33 дБ.
Величина ~ 33 дБ является уровнем акустической мощности, образо-
ванной воздушным потоком, проходящим через глушитель, для каждой октавной
полосы.
330 ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Генерация звука элементами воздуховода
Элементы в системе подачи воздуха, например, стержни, кольца, клапаны, по-
лосы, заслонки и т. д. генерируют звук при взаимодействии с потоком. Флуктуа-
ционные силы, вызванные турбулентностью потока и вихреобразованием у пре-
пятствующей кромки, рассматривают как источник образования шума. Иссле-
довано ограниченное количество элементов, установленных в воздушном потоке.
Тем не менее это позволило сделать вывод, что образуемая акустическая мощ-
ность пропорциональна перепаду давления на концах элемента, которое немного
повышается.
Акустическая мощность, генерируемая элементами, равна (АР)П, где п =
= З-е-4 для большинства типов элементов; АР — перепад давления. Для п = 3
уровень акустической мощности уменьшается приблизительно на 10 дБ, если
перепад давления на концах препятствия снижается в 2 раза; уровень акустиче-
ской мощности уменьшается приблизительно на 30 дБ, если перепад давления
уменьшается в 10 раз. Следует использовать метод расчета, при котором перепад
давления для элементов, установленных в воздушном потоке, будет минимальным,
чтобы достигнуть максимального ослабления звука, генерируемого подобными
механизмами.
Условия уменьшения шума, образованного элементами в воздушном потоке,
пригодные для любых геометрических соотношений, рассматриваются в этом
параграфе.
1) Элемент, установленный в воздушном потоке, должен иметь небольшие
размеры по сравнению с размерами поперечного сечения системы воздуховодов.
2) Стенки системы воздуховодов должны иметь низкие значения коэффициента
звукопоглощения для отражения падающего па них звука.
3) Элемент помещен в потоке против выходного отверстия системы на рас-
стоянии, равном или большем, чем три диаметра воздуховода (для прямоуголь-
ного поперечного сечения расстояние в 3 раза больше корня квадратного из
величины площади поперечного сечения). Элементы, расположенные вблизи
выходного отверстия, не образуют такой акустической мощности благодаря
взаимодействию потока с препятствием. Из общего уровня акустической мощ-
ности надо вычесть 10 дБ, если элемент находится у выходного отверстия системы.
Стержень или пруток, расположенные в потоке
Полная акустическая мощность (Вт), генерируемая одинаковыми по размерам
стержнем или прутком (рис. 14),
^2.5.10-ЛТО-
р2С3 ’
где D — диаметр воздуховода, м; АР — полный перепад давления на стержне,
Н/м2; р — плотность потока, кг/м2; с = 20,04 Ктабс — скорость звука, м/с;
Рис. 14. Стержень, расположенный в потоке
Табс — абсолютная температура,
К (273,16+Т° С).
Если стержень находится не-
далеко от выходного отверстия и
давление ниже стержня приблизи-
тельно равно атмосферному, пере-
пад давления
АР = 4" pV2,
(И)
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
331
где V — скорость набегающего потока, м/с. Общий уровень акустической мощ-
ности (дБ)
iir=ioig <12)
/ 2,5-108 ДР3£)2 \ .
U'=ioig ^5---------------); (13)
, / 3,125- 10’pV«r>2\ ....
Lw -= 101g ^-2-----------J . (14)
Эти уравнения определяют общий уровень акустической мощности, который
представляет собой сумму уровней по Частотам. Зависимость уровня акустиче-
ской мощности от частоты показана на рис. 15 (максимальная частота обозна-
чена fp). Для пекруглых стержней максимальная частота (Гц)
/р = № (15)
где V — скорость набегающего потока, м/с; d — высота выступа стержня, пер-
пендикулярного к потоку, как показано на рис. 14, м; [3 — фактор частоты отно-
сительно скорости потока (показано на рис. 16). Для круглых стержней [3 = 0,20.
15. Частотная коррекция общего уровня акустической мощности для стержней
колец и полос, расположенных в потоке
Частота относи- тельно максималь- ной частоты fp Коррекция общего уровня акусти- ческой мощности, ДБ Частота относи- тельно максималь- ной частоты fp Коррекция общего уровня акусти- ческой мощности, ДБ
“ПГ fP — 23 Up — 4
~ гр — 16 Up — 7
4" fp — И *fp — 12
Up — 18
_L f 2 ТР — 6 I Up -23
332
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
Фактор частоты 0 зависит от скорости потока, набегающего на элемент.
Значения р в зависимости от скорости потока, проверенные экспериментально,
даны на рис. 16.
Исходя из общего уровня акустической мощности, полученного с помощью
(14) и максимальной частоты, рассчитанной на основании (15), значение уровня
акустической мощности в зависимости от частоты можно определить, используя
табл. 15. Уровень акустической мощности при дробных и кратных величинах
частот получают, вычитая коррекцию.
Пример 7
Стопорный штифт 0 0,01225 м помещен в воздуховоде 0 0,46 м (см. рис. 14).
Скорость набегающего потока на штифт составляет 29 м/с, а температура воздуш-
ного потока 54° С. Определить уровень акустической мощности октавной полосы,
образованной воздушным потоком над штифтом.
Решение. Общий уровень акустической мощности определяют из уравне-
ния (14), используя
Табс = 273,16 + А (130 — 32) = 327,6 К;
с = 20,04 /7\^ = 20,04 /327/3 = 363 м/с.
При 54,4° С рвозд — 1,09 кг/м2;
V = 29 м/с;
D = 0,46 м;
, /3,125- Ю7-рУвО2\
Lw общ = Ю lg ) =
... /3,125-10’-1,09-28,966-0,462\ „ „
= 101g к------------363^----------) = 79 дБ.
Значение приведено в строке 1 табл. 16 для всех октавных полос.
Максимальная частота рассчитывается на основании уравнения (15), где
d = 0,01225 м;
__ РУ _ 0,20(28,96)
'р ' d ~ 0,01225 ~4 5 1'
На следующем этапе определяется ширина полосы, в пределах которой
возникает максимальная частота (выбираем ширину октавной полосы для рас-
16. Частотная коррекция общего уровня акустической мощности (пример 7)
№ Расчет Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Общий уровень акустической мощности, дБ [по уравне- нию (14)] 79 79 79 79 79 79 79 79
2 Коррекция частоты, дБ (табл. 15) — 16 -11 — 6 — 4 — 7 — 12 — 18 — 23
3 Уровень акустической мощ- ности октавной полосы, дБ 63 68 73 75 72 67 61 56
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
333
считанной максимальной частоты в табл. 2 гл. 2). В примере рассчитанная ма-
ксимальная частота 473 Гц соответствует октавной полосе 500 Гц.
В табл. 15 частота, относящаяся к максимальной, составляет 500 Гц. Для
данной частоты поправочный коэффициент составляет —4 дБ. Частота 2-473 Гц
наблюдается в октавной полосе 1000 Гц (поправочный коэффициент —7 дБ),
частота 4-273 Гц — в пределах октавной полосы 2000 Гц (поправочный коэффи-
циент —12 дБ). Коррекции для октавных полос определяют подобным образом,
исходя из табл. 15, а полученные величины приведены в строке 2 табл. 16. Уровни
акустической мощности октавной полосы являются суммой величин строк 1 и 2
и приведены в строке 3.
Рис. 17. Кольцо, расположенное в потоке
Кольцо в потоке
Общий уровень акустической мощности, создаваемой кольцом, можно также
определить с помощью уравнения (14). В этом случае скорость V (м/с) является
скоростью потока, проходящего через
кольцо (рис. 17). Максимальная ча-
стота fp (Гц) для кольца в потоке
воздуховода
= 0,5 (£> — d) ’ (16)
где V — скорость потока, проходя-
щего через кольцо, м/с; D — диаметр
воздуховода; м; d — внутренний диа-
метр кольца, м.
Распределение уровня акустической мощности по частоте определяют по
табл. 15.
Пример 8
Кольцо диаметром d — 0,432 м помещено в воздуховод диаметром D = 0,46 м.
Определено, что средняя скорость потока, проходящего через кольцо, состав-
ляет 29 м/с. Определить уровень акустической мощности октавной полосы, гене-
рируемой потоком, проходящим через кольцо при температуре 54,4° С.
Решение. Общий уровень акустической мощности рассчитывают по урав-
нению (14). Расчет в примере 8 аналогичен расчету в примере 7. При одинаковых
параметрах воздушного потока А^общ = 79 дБ.
Максимальную частоту fp рассчитывают по уравнению (16) при D — 0,457 м
и d = 0,432 м.
27
'» - адГо/ЙТ -®'7 Гц-
17. Частотная коррекция общего уровня акустической мощности (пример 8)
№ Расчет Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 ЮОО 2000 4000 8000
1 Уровень акустической мощ- ности, дБ [уравнение (14)] 79 79 79 79 79 79 79 79
2 Частотная коррекция, дБ (табл. 15) Уровень акустической мощ- ности октавной полосы, дБ — 30 — 23 — 16 -11 — 6 — 4 — 7 — 12
3 49 56 63 68 73 75 72 67
334
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Рис. 18. Полоса, расположенная в потоке
Частотная коррекция приведена в табл. 17. Методика определения коррек-
ции общего уровня акустической мощности подобна методике расчета 7. В дан-
ном примере максимальная частота расположена в пределах октавной полосы
2000 Гц. Частотные коррекции даны в строке 2 табл. 17.
Уровень акустической мощности полосы, помещенной в потоке, может быть
найден с помощью уравнения (14) для случая, показанного на рис. 18. Макси-
мальная частота
где V — средняя скорость потока в отверстии между воздуховодом и полосой, м/с;
I — ширина полосы, м; а — угол, который образует полоса с осью воздухо-
вода, рад.
Уточнение по частоте можно определить с помощью табл. 15.
Шум от регулирующих клапанов
Заслонки или двустворчатые клапаны обычно используют для регулирования
потока в системе распределения воздуха (рис. 19, а, б). При частично открытом
положении эти механизмы не удовлетворяют критерию, установленному в на-
чале этого раздела для препятствий малых размеров по сравнению с размерами
воздуховода. Для очень низких коэффициентов давления (приблизительно рав-
ных 3) поток может тормозиться клапанами и изменение скорости потока может
быть причиной шума. Образование акустической мощности (Вт) зависит от рас-
хода воздуха через клапан и скорости звука в потоке. Для коэффициента давле-
ния &д < 3
Г = 3.10-б/ис2. (18)
Для &д 3 (заторможенный поток)
W = 12.10-4/пс^ (19)
где W — полная акустическая мощность, Вт; tn = dinldt — расход массы воз-
духа через клапан, кг/с (tn = ри, где р — плотность, кг/м3 и v — средняя ско-
рость потока в воздуховоде, м/с); с — скорость звука в потоке, м/с.
Общий уровень акустической мощности (дБ)
Lw = 101g(F/10-12). (20)
Следовательно, уровни акустической мощности для &д < 3
Lw = 101g (3.10WO; (21)
для > 3 или больше
L\V- 10 1g (6- 108mc2). (22)
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
335
Рис. 20. Число Струхаля St как функ-
ция коэффициента давления для ис-
пользования в уравнении (24)
Рис. 19. Клапаны для регулирования воз-
душного потока:
а — заслонка для воздушного потока; б —
двустворчатый клапан
Распределение уровня акустической мощности по частоте можно получить
для незаторможенного потока (&д < 3) исходя из максимальной частоты (Гц):
<23>
где fp — частота, Гц, при которой образуется самый большой уровень акусти-
ческой мощности; с — скорость звука в потоке, м/с; D—расстояние (см. рис. 19), м.
Уровень акустической мощности при частотах, кратных и дробных макси-
мальной частоте, получают из табл. 18.
Для условия заторможенного потока, когда коэффициент давления через
клапан больше 3, максимальная частота fp зависит от коэффициента давления.
Максимальная частота (Гц)
fp-^-> (24)
где с — скорость звука, м/с; D — характерный размер потока, м (см. рис. 19);
St — число Струхаля (рис. 20).
18. Частотная коррекция общего уровня акустической мощности
для воздушных клапанов
Частота относительно максималь- ной частоты fp Коррекция общего уровня акустической мощности, дБ, при k Частота относительно максималь- ной частоты fp Коррекция общего уровня акустической мощности, дБ, при £д
меньше 3 больше 3 меньше 3 больше 3
ТГ ^Р — 32 — 40 'fp — 4 — 7
—— f -24 — 30 2fp — 6 — 10
8 Р ifp — 10 — 16
Т~ fp -15 -19 Vp — 14 — 25
1 , ISfp — 18 — 34
— 7 — 10
336
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
Для заторможенного потока максимальная частота зависит от максималь-
ного числа Струхаля (рис. 20). Коррекцию по частоте для случая заторможен-
ного потока для дробных и кратных чисел получают из табл. 18.
Пример 9
Двустворчатый воздушный клапан помещен в воздуховоде 0 = 0,457 м (см.
рис. 19, б). Воздух со скоростью 195 м3/мин при температуре 54,4° С проходит
через клапан с отверстием D = 0,1 м, а коэффициент давления через клапан
равен 3. Рассчитать уровень акустической мощности октавной полосы, обра-
зуемой взаимодействием потока с клапаном.
Решение. Для коэффициента давления /гд 3 общий уровень акустической
мощности рассчитывают на основании уравнения (22). Расход массы воздуха
m=pV=l,12 кг/м3-195 м3/мин = 216 кг/мин = 3,6 кг/с.
При температуре 54° С скорость звука в воздухе
с - 20,04 К273 -1-54 = 363 м/с.
Общий уровень акустической мощности
Агобщ = Ю 1g (6- 10W2) = 10 lg (6-108-3,6-3632) - 145 дБ.
Эта величина приведена для каждой частотной полосы в строке 1 табл. 19.
Максимальная частота для уровня акустической мощности рассчитывается
по уравнению (23):
fp
с _ 363
5D ~ 5-0,1
= 726 Гц.
Частотную коррекцию для уровней акустической мощности определяют
по табл. 18. Величина — 7 дБ соответствует октавной полосе 1000 Гц (ширина
октавной полосы 1000 Гц находится в пределах 710—1420 Гц, как это дано
в табл. 2 гл. 2). Величина для 2fp составляет 1452 Гц, что дает —10 дБ.
Она относится к октавной полосе 2000 Гц, потому что ширина полосы находится
в пределах 1420—2840 Гц. Остальные величины частотной коррекции записаны
в строке 2 табл. 19.
19. Частотная коррекция общего уровня акустической мощности (пример 9)
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Общий уровень акустической мощности [уравнение (22)] 145 145 145 145 145 145 145 145
2 Частотная коррекция, дБ (табл. 18) -40 — 30 — 19 -10 — 7 — 10 — 16 — 25
3 Уровень акустической мощ- ности октавной полосы, дБ 105 115 126 135 138 135 129 120
ШУМ от ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
337
Шум от воздушной струи
Воздушные струи обычно используют в системах распределения воздуха для
процессов охлаждения, сушки, штамповки, прессования и т. д. Генерацию
звука свободной струей без взаимодействия с твердыми объектами определяют
на основании механической энергии струи. Механическая энергия (Вт)
^Mex=4-«V2> <25>
где т dtnldt — расход массы воздушной струи, кг/с; V — выходная скорость
струи, м/с.
Полный уровень акустической мощности шума от струи определяют на
основании уравнения (26), которое выводится из уравнения (25) с учетом стан-
дартной мощности 10“12 Вт и эффективности излучения Акустическая мощ-
ность
LW= 10 lg (5mV2g-1011), * (26)
где Lyz — общий уровень акустической мощности, дБ; т — расход массы, кг/с;
V — выходная скорость струи, м/с; % — постоянная эффективности, зависящая
от числа Маха, приведенная в табл. 20.
20. Постоянная эффективности шума струи в зависимости
от числа Маха
Число Маха М= V/c Постоянная эффективности £
М < 0,3 8М3- IO"6
0.4 < М < 2 Мб-10“4
М > 2 2-10-»
Акустическая мощность, излучаемая от свободной струи, распределяется
в пределах полусферы, окружающей струю, неравномерно. Уровень звукового
давления наиболее высокий в области от 30° до 45° по отношению к оси струи,
как показано на рис. 21.
Распределение уровня акустической мощности
по частоте можно определить на основании макси-
мальной частоты
у
где fp — максимальная частота для уровня аку-
стической мощности свободной струи, Гц; V —
выходная скорость струи, м/с; D — диаметр
струи, м.
Уровень акустической мощности в зависимости
от частоты может быть определен по табл. 21, где
дана коррекция для различных кратных и дробных
чисел максимальной частоты fp.
Акустическая мощность, генерируемая свобод-
ной струей, определяется уравнением (25) с добав-
лением постоянной § эффективности: ^mV2/2.
Рис. 21. Вид свободной струи
в разрезе:
1 — область максимального
уровня звукового давления
от оси струи; 2 — сходя-
щийся участок
338
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
21. Частотные коррекции общего уровня акустической мощности для шума,
создаваемого струей
Частота относи- тельно максималь- ной частоты fp Коррекция общего уровня мощности, ДБ Частота относи- тельно максималь- ной частоты fp Коррекция общего уровня мощности, ДБ
Лё" ?Р ~ fP — 33 — 24 — 16 — 8 'fp 4fp *Р ™fp L L I 1 оо со о
Из табл. 20 можно видеть, что акустическая мощность U7a зависит от скорости
входной струи, как показано ниже:
при М< 0,3 Fa~ V5;
при 0,4 < М <2 №a~V7;
при М> 2 V2.
Для числа Маха меньше 2 наиболее эффективным средством ослабления
шума является изменение выходной скорости V. Для струи сМ< 0,3 и постоян-
ной th уменьшение выходной скорости в 2 раза приводит к снижению уровня
акустической мощности на 15 дБ; для 0,4< М< 2 понижение на 20 дБ. Ис-
пользование нескольких струй можно рассматривать как метод понижения выход-
ной скорости при сохранении одного и того же расхода воздуха.
Пример 10
Струя воздуха 0 0,0254 м подается в помещение с температурой воздуха 21° С
при скорости, равной скорости звука (М = 1) на выходе. Расход воздуха состав-
ляет 0,18 кг/с. Определить уровень акустической мощности октавной полосы
для воздушной струи.
Решение. Общий уровень акустической мощности рассчитывают по уравне-
нию (26) для £= ММ0“4, как получено на основании табл. 20 для М= 1.
Ниже рассчитывается общий уровень акустической мощности, где tn = 0,18 кг/с;
V — выходная скорость, равная скорости звука при 21° С.
V = с = 20,04 /273 + 21 = 344 м/с;
Lw = 101g (5mV2MM07) = 101g (5-0,18-3442.1 • 107) = 140 дБ.
Эта величина приведена для каждой октавной полосы в табл. 22. Максималь-
344
пая частота рассчитывается с помощью уравнения (27): fp = 0254)=
= 2709 Гц. Эта частота находится в пределах октавной полосы 2000 Гц (опре-
деляем в табл. 2 гл. 2). Поправочные коэффициенты общего уровня акустической
мощности струи получают из табл. 14. Расчеты для определения уровней аку-
стической мощности приведены в табл. 22.
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК И ВОЗДУХОВОДОВ
339
22. Частотные коррекции общего уровня акустической мощности (пример 10)
№ Расчеты Средняя частота октавной полосы, Гц
125 250 500 1000 2000 4Э00 8000
1 Общий уровень акусти- ческой мощности дБ [урав- нение (26)] 140 140 140 140 140 140 140
2 Частотные коррекции, дБ (табл. 21) — 33 — 24 — 16 -8 — 4 — 6 -10
3 Уровень акустической мощности шума струи в октавной полосе, дБ 107 116 124 132 136 134 130
ft
Воздушные диффузоры
Для снижения скорости потока в системе распределения воздуха используют
диффузор, который постепенно расширяет площадь поперечного сечения потока
до тех пор, пока не будет достигнута необходимая скорость. Шум, создаваемый
диффузорами, обычно возникает в том случае, если происходит отрыв потока на
участке диффузора. Для предотвращения отрыва потока максимальный угол,
образуемый секцией диффузора, не
должен превышать 8°, как показано Оо/пах
на рис. 22. В большинстве случаев
невозможно использовать прямую
секцию диффузора, поэтому требу-
ется его искривление. Поперечное
сечение искривленного диффузора
может быть получено из эквивалент-
ного прямого сечения путем расши-
рения, образованного углом в 8°
для прямой секции.
В настоящее время нет готовых
формул для определения шума от
диффузоров. Количественные дан-
ные получают экспериментально.
Передача звука через
стенки воздуховодов
Рис. 22. Примеры диффузоров воздушного
потока:
1 — степень расширения, эквивалентная 8°
для прямого сечения
В промышленных условиях звуко-
вая энергия, образуемая внутри
воздуховодов или трубопроводов
каким-либо элементом, передается
через стенки. Звукоизоляцию системы воздуховодов следует учитывать. При
прямоугольных поперечных сечениях плоские поверхности рассматривают как
плоские пластины, а звукоизоляцию (дБ) определяют, используя уравнение
12 гл. 5.
ДР = 20 1g № + 20 lg f — 46,7,
(28)
где АР — звукоизоляция, дБ; W — вес панели, кг/м2; f — частота, Гц.
Звукоизоляция рассчитывается для средних частот октавной полосы и не-
обходима для уменьшения уровня акустической мощности, излучаемой через
стенки воздуховода.
340
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
23. Коррекция номинальной звукоизоляции (уравнение (30)] для частот,
равных или меньших круговой частоте fr
Частота 4^ 32 fr 16 fr -if Г 4^ 4^ fr
Коррекция, дБ — 7 — 6 — 3 — 4 -3 — 2 — 4
Воздуховоды круглого сечения при низкой частоте отличаются от возду-
ховодов прямоугольного сечения наличием дополнительной жесткости, обуслов-
ливаемой кривизной. При высокой частоте воздуховод круглого сечения имеет
звукоизоляцию, подобную плоской прямоугольной пластине. Частота, которая
отделяет область жесткости, называется круговой частотой (Гц):
(29)
ли
где fr — круговая частота, Гц; ci — скорость распространения звука в мате-
риале, из которого изготовлен воздуховод, м/с; D — номинальный диаметр воз-
духовода, м.
В частотной области ниже круговой частоты звукоизоляция (дБ) опре-
деляется по первым полученным данным номинальной звукоизоляции:
APH=101g (-1-)+50, (30)
где АРН — номинальная звукоизоляция ниже круговой частоты, дБ; t — тол-
щина стенки воздуховода, м; D — номинальный диаметр воздуховода, м.
Номинальная звукоизоляция корректируется для частот ниже круговой
частоты величинами, данными в табл. 23.
Для частот выше круговой частоты звукоизоляция рассчитывается на осно-
вании уравнения (28).
Пример 11
Рассчитать уровень звукового давления шкалы А на расстоянии 0,183 м от
воздуховода из тонколистового металла с расположенным в нем двустворчатым
воздушным клапаном, который используется в примере 9. Диаметр воздуховода
D = 0,46 м, толщина листового металла t = 0,00017 м.
Решение. Определить уровни акустической мощности октавной полосы для
звука, образуемого воздушным потоком при прохождении через клапан; рассчи-
тать звукопоглощение воздуховодом для определения акустической мощности
вне воздуховода.
1. Определить уровень акустической мощности звука, образуемого воздуш-
ным потоком, проходящим через клапан. Этот уровень рассчитан в примере 9.
Значения приведены повторно в строке 1 табл. 24.
2. Рассчитать звукоизоляцию воздуховода. Круговая частота определяется
на основании уравнения (29). Диаметр воздуховода составляет 0,46 м. Скорость
звука с в тонколистовой стали 5100 м/с.
fr
Cl
лй
5100
л-0,46
= 3550 Гц.
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
341
24. Расчет уровня звукового давления А-шкалы (пример II)
№
10
Расчет
Уровень акустиче-
ской мощности воз-
душного клапана,
дБ (пример 9)
Номинальная зву-
коизоляция, дБ
[уравнение (30)1
Поправочные коэф-
фициенты (из
табл. 23)
Звукоизоляция
воздуховода, дБ
Эквивалентный
уровень акустиче-
ской мощности вне
воздуховода, дБ
(строка 1 минус
строка 4)
Коррекция для L^,
дБ, Lp = Lyyi —16,2
Уровень звуково-
го давления, дБ
(сумма строк 5 и 6)
Поправочные ко-
эффициенты А-шка-
лы (табл. 3 гл. 2)
Уровни звукового
давления с коррек-
тирующей харак-
теристикой А, дБ
(сумма строк 7 и 9)
Объединенные
уровни
полос с !
рующей
ристиной
лучения
звукового
ния A-шкалы (табл.
3 гл. 2)
октавных
коррскти-
характс-
для по-
уровпя
) да в ло-
Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
105 115 126 135 138 135 129 120
25,7 25,7 25,7 25,7 25,7 25,7 25,7 —
— 7 — 6 — 5 — 4 — 3 — 2 — 4 —
18,7 19,7 20,7 21,7 22,7 23,7 21,7 54,1
86,3 95,3 105,3 113,3 115,3 111,3 ,107,3 65,9
— 16,2 — 16,2 — 16,2 — 16,2 -16,2 — 16,2 — 16,2 -16,2
70,1 79,1 89,1 97,1 99,1 95,1 91,1 49,7
— 26,2 -16,1 — 8,6 — 3,2 0 + 1,2 + 1,0 -1,1
43,9 63,0 80,5 93,9 99,1 96,3 92,1 48,6
вли я ют на уровень
A-шкалы незначи-
тельно
100,2
101,7
102,1 дБ
2
3
4
5
6
7
8
9
Номинальная звукоизоляция воздуховода рассчитывается для круговой
/олч / 0,00017
частоты и частот ниже круговой частоты из уравнения (30) — =
= 0,0037, где ДРН = 10 lg (//£>) + 50 = 25,7 дБ.
Эта величина записана в строке 2 для всех октавных полос со средней^частотой
4000 Гц или меньше. В табл. 2 гл. 2 круговая частота 3350 Гц находится в пре-
делах ширины октавной полосы со средней частотой 4000 Гц. Величины для
поправочного коэффициента номинальной звукоизоляции получают из табл. 23
и записаны в строке 3 табл. 24 для всех октавных полос за исключением октав-
ной полосы со средней частотой 8000 Гц.
Звукоизоляция для воздуховода рассчитывается путем сложения величин
строк 2 и 3 для всех октавных полос за исключением октавной полосы со сред-
ней частотой 8000 Гц. Эта октавная полоса имеет [частоту выше круговой
и звукоизоляцию следует рассчитывать на основании уравнения (28). Выбран-
ный листовой металл имеет плотность 13,7 кг/м2. Звукоизоляция
ДР = 201g Г-1-201g/—46,7- 201g 13,7 + 20 lg 8000 — 46,7 = 54,1 дБ.
342
ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК и ВОЗДУХОВОДОВ
Эта величина записана в строке 4 для октавной полосы со средней частотой
8000 Гц.
3. Эквивалентный уровень акустической мощности вне воздуховода полу-
чают вычитанием звукоизоляции, данной в строке 4, из уровня акустической
мощности внутри воздуховода, приведенной в строке 1. Полученные величины
даны в строке 5.
4. Рассчитать уровень звукового давления октавной полосы на расстоянии
1,83 м от воздуховода. Для этого используется уравнение (1) гл. 4. Акустические
характеристики помещения, где расположен источник шума, должны быть из-
вестны. Если отраженный звук не учитывается или он минимальный, метод оценки
уровня звукового давления упрощается. Это допущение можно сделать в том
случае, если вблизи источника нет отражающих поверхностей, а точка наблю-
дения находится недалеко от источника. Для этого примера можно допустить, что
звуковая энергия, излучаемая непосредственно от источника, будет преоблада-
ющей, а отраженным звуком пренебрегаем. Это допущение не может быть сделано
для всех случаев. Если учесть вышеуказанное допущение, то уравнение (1)
гл. 4 примет вид
LPi = Lwi + lOJg ,
где Lpi — рассчитываемый уровень звукового' давления октавной полосы; Lwi —
уровень акустической мощности октавной полосы источника; Q$i — направлен-
ность источника, равная 1 для источника, излучающего равномерно звук во всех
направлениях без находящихся вблизи отражающих поверхностей; г — расстоя-
ние от источника до точки наблюдения в метрах. Для г — 1,83 м LPt = Lwi—
— 16,2 дБ.
Величина —16,2 дБ записана для всех октавных полос в строке 6. Уровень
звукового давления для каждой октавной полосы получается сложением вели-
чин строк 5 и 6, а результат дан в строке 7.
5. Рассчитать уровень звукового давления с корректирующей характеристи-
кой А на расстоянии 1,83 м от воздуховода. Уровни звукового давления октав-
ной полосы корректируют для характеристики А, используя коэффициенты
из табл. 3 гл. 2. Поправочные коэффициенты A-шкалы из табл. 3 даны в строке 8
табл. 24. Уровень звукового давления с корректирующей характеристикой А
получается сложением величин строк 7 и 8, а результат сложения показан
в строке 9.
Уровень звукового давления А-шкалы определяют, объединяя одновременно
две величины в строке 9 до тех пор, пока не будут включены все октавные полосы.
Для этого расчета можно использовать рис. 14 гл. 1. Следует отметить, что
если величины отличаются на 20 дБ или больше, то сумма двух величин не будет
намного превышать большую из двух величин. Поэтому в этом примере следует
объединять величины в октавных полосах со средними частотами 500, 1000,
2000 и 4000 Гц для того, чтобы получить уровень A-шкалы, так как все остальные
величины на 20 дБ меньше, чем сумма этих четырех октавных полос. Значение,
полученное в строке 10, округлено до 102 дБ для уровня с корректирующей
характеристикой А на расстоянии 1,83 м от воздуховода. Чтобы понизить этот
уровень до величины меньше 90 дБ, необходимо рассмотреть вопрос об ограни-
чении шумов. Для этой цели может быть пригоден материал, используемый для
покрытия воздуховода, который предусматривает минимальную звукоизоляцию
15 дБ в октавных полосах 500, 1000, 2000 и 4000 Гц. Материалы для обмотки воз-
духовода и величины звукоизоляции в децибелах могут быть получены от постав-
щиков акустических материалов.
10
Шум при процессах
горения
АББОТТ А. ПАТНЭМ
Введение
Для изучения шума, возникающего при горении, наибольший интерес представ-
ляют высокочастотные и низкочастотные составляющие. Акустический уровень
такого шума может быть очень высоким, что свидетельствует об изменении в ха-
рактере работы двигателя внутреннего сгорания, а также приводит к серьезным
повреждениям отопительного оборудования. Поскольку шум оказывает вредное
влияние на производительность труда, интерес к проблемам шумов повышается.
При изготовлении камер сгорания изучают колебания, возникающие при горении,
а также шум.
Рассматривая подробно проблему шума, очевидно, что его можно уменьшить.
На рис. 1 показаны основные части промышленной системы горения.
В этой главе речь пойдет о шуме, создаваемом камерами сгорания. Это не-
обходимо для того, чтобы отделить шум пламени от шумов вспомогательного
оборудования. Уделепо внимание методам уменьшения и устранения шума ка-
мер сгорания. Необходимо отметить, что процесс горения является сложным
процессом и изучен недостаточно хорошо. По этой причине анализ звука про-
водят скорее качественно, чем количественно. Возможность сделать какие-нибудь
прогнозы относительно уровней шума в процессах горения аналитическими
способами невелика. Уменьшить шум при горении можно скорее эксперимен-
тальным путем, чем аналитическим.
Трудность предсказания уровня шума, образующегося в промышленных
камерах сгорания, или понимания акустических явлений, связанных с работой
этих камер, состоит в том, что многие взаимосвязанные факторы влияют на вы-
ходную мощность шума. Это размер пламени, интенсивность горения, турбу-
лентность, скорость горения, скорость потока, соотношение объемов воздуха
и горючего, особенности конструкции.
Следует отметить, что исследование шума проводят в условиях, когда все
факторы принимаются постоянными величинами за исключением интересующей
нас переменной. Поэтому необходимо проявлять особую осторожность при полу-
чении тех или иных результатов наблюдений.
Конструкция печи с пониженным уровнем шума приведена в примере 4
гл. 12.
КЛАССИФИКАЦИЯ ШУМОВ ГОРЕНИЯ
Рассмотрим основные характеристики шумов горения, а именно: 1) колебания;
2) гул; 3) нестабильность шума; 4) усиление горения периодического потока.
Некоторые пояснения можно сделать относительно основного параметра про-
цесса горения, влияющего на образование шума. Кинетика ламинарного пла-
мени хорошо известна' ученым, и для определения такого пламени достаточно
знать скорость горения и толщу пламени. Для турбулентного пламени, наиболее
344
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
Рис. 1. Основные элементы промыш-
ленных систем горения:
1 — помещение; 2 — камера сгорания;
3 — системы подачи воздуха и горю-
чего; 4 — печь
LW]OU
?,Гц
Рис. 2. График работы двух импульсных
камер сгорания Мюллера, находящихся на
расстоянии 0,1 м друг от друга, мощностью
60 000 кВт каждая
часто встречающегося в промышленности, эта проблема еще не разрешена, по-
скольку не существует единого мнения о неизменности кинетических процессов.
Но турбулентность можно контролировать в процессе горения. Определение
параметра горения в турбулентном пламени является сложным вопросом. Однако
как для ламинарного пламени, так и для турбулентного основным свойством
является степень объемного расширения газов в результате выделения тепла
во время горения. Так как скорость выделения тепла важна в работе двигателей
внутреннего сгорания, то этому вопросу уделяется больше внимания, чем степени
объемного расширения.
Когда степень объемного расширения при местном давлении положительна,
выделяется акустическая энергия. Это аналогично процессу в двигателе авто-
мобиля, где химическая энергия преобразуется в механическую и при сгорании
возникает сила, действующая на поршень. Подводя итог, можно сказать, что
коэффициент объемного расширения горючей смеси во время горения один и тот
же для всех смесей, участвующих в образовании всех четырех типов шумов
горения, перечисленных выше и о которых пойдет сейчас речь.
Колебания при горении или в крупногабаритном оборудовании объясняют
циклом обратной связи, состоящим в том, что химическая энергия преобразуется
в энергию колебаний потока газа в зоне горения. Спектр шума обычно имеет одну
специфическую частоту и соответствующие этой частоте гармоники. На рис. 2
изображен такой спектр 4. Эффективность 1 2 т] превращения химической энергии
в шум при колебаниях горения равна 10-4. Это может быть представлено сле-
дующим образом:
^а = ^химП, (1)
где Wa и Гхим — соответственно акустическая и химическая мощности; т] —
шумовой эффект. Например, №хим = 8,8-103 Вт, следовательно,
= 8,8-10Мб4-0,88 Вт.
1 Форма пиков определяется не только физическими свойствами пульсации, но
также и характеристиками регистрирующей системы (см. гл. 2, рис. 11).
2 Эффективность представляет собой отношение отдаваемой акустической мощ-
ности к подводимой тепловой мощности.
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
345
Рис. 3. Спектр частот гула горения, если использовать соударение двух струй естествен-
ного газа
Уровень акустической мощности можно найти, используя уравнение (28)
гл. 1: '
Lw-Юlg йЛ-а = Ю 1g-^=119 дБ.
За час горения
«'хим = 2.9-10* Вт;
1Га = 2,9-10* • 10-4 = 29 Вт
и
Lw = 1016-^-=-- 135 дБ.
В результате высокой эффективности преобразования химической энергии
создаваемый шум может оказаться недопустимым и вызвать разрушение обору-
дования, при этом также выделяется большое количество тепла. Таким образом,
колебания при горении всегда должны контролироваться как со стороны про-
мышленности, когда речь идет о двигателях внутреннего сгорания, так и госу-
дарственных учреждений, когда дело касается ракет, прямоточных воздушно-
реактивных двигателей и т. д.
Гул при горении имеет широкополосный спектр. На рис. 3 изображен такой
спектр. Коэффициент превращения подводимой химической мощности в гул
горения составляет 10 8—10-6. До недавнего времени гулу горения уделяли
мало внимания, пока не был сделан вывод, что он составляет значительную долю
в общем шуме окружающей среды.
Третья характеристика шума — нестабильность горения, обусловленная
вспышками, искрами и другими случайными движениями пламени. Однако
такого рода шум не предусматривает акустического цикла обратной связи, если
же этот цикл есть, то происходит образование колебаний под действием горе-
ния. Амплитуда выходного шума при пульсациях скорости или давления больше
амплитуды шума горения, а спектр выходного шума напоминает спектр шума
горения.
Четвертая характеристика шума — усиление шума периодического потока
при горении. Различают: а) внешние источники шума; б) явление Струхаля (или
явление вихревого следа); в) шум при вихревом горении. Внешние источники
шума представляют собой шум струи при внезапном сжатии потока в зоне высо-
ких частот. Явлениями Струхаля называют такие явления, при которых вихре-
вой след, симметричный с осью потока, оказывает большое влияние на величину
выходной тепловой энергии, или такие явления, как шум струи, максимальная
346
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
частота которой соответствует числу Струхаля. Число Струхаля — безразмер-
ная величина, представленная следующим образом:
St = -^-, (2)
где f — частота, Гц, D — размер, м; U — средняя скорость, м/с. Число Струхаля
является постоянным и может незначительно меняться с изменением числа Рей-
нольдса и числа вращения. Число Рейнольдса
Re=-^-, (3)
V v '
где v — кинематическая вязкость жидкости, м1 2/с. Число вращения определяют
в том случае, если горючее и воздух имеют угловую скорость, типичную для
вихревых камер сгорания. Это число представлено в виде
где Му, Мл — соответственно момент количества движения угловой и линейный;
R — радиус вращения.
Шум вихревого горения на определенных частотах может усиливаться и
создавать нежелательные уровни звука.
КОЛЕБАНИЯ ГОРЕНИЯ
Следует отметить, что проведено незначительное число исследований возникнем
вения колебаний при горении в промышленных системах. Более интенсивно ра-
бота велась государственными учреждениями по изучению колебаний при горе-
нии в ракетах, прямоточных и воздушно-реактивных двигателях и камерах
сгорания, но основные усилия все же направлены на изучение колебаний, воз-
никающих в ракетах. Однако все эти работы можно осуществить только в усло-
виях производства. Так как в промышленности используется кислород и более
высокое давление горения, то этому следует уделить дополнительное внимание.
Как упомянуто выше, колебания, возникающие при горении, включают в себя
цикл обратной связи, при котором изменение акустического давления или ско-
рости вызывает прямое или косвенное изменение выделяющегося тепла. В свою
очередь, изменение тепла дает энергию для образования акустических колебаний.
Существует большое разнообразие механизмов горения с обратной связью. В про-
мышленных системах горения в основном используются четыре механизма. Они
будут подробно рассмотрены в связи с критерием Рэлея. Следует также отметить
существование различных видов колебаний, различное их взаимодействие с окру-
жающей средой и имеющиеся методы подавления шумов. БоЛее детально эти воп-
росы рассматриваются в [3, 4]. Основная задача — ликвидация шумов горения,
поэтому вопросы положительного использования колебаний, возникающих при
горении, в данной книге не рассмотрены. Они освещены в [2, 7].
Критерий Рэлея
В XIX в. Рэлеем был предложен очень простой и для большинства случаев вполне
приемлемый критерий \ касающийся возникновения колебаний при горении [8J.
1 В высокоскоростных системах может наблюдаться преобразование энергии потока
в энергию подачи (ссылка 6).
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
347
Если тепло периодически поступает в массу колеблющегося воздуха или из-
лучается из него, причем воздух находится, например, в цилиндре с поршнем, то
колебания будут зависеть от фазы, при которой происходит передача тепла. Если
теплопередача в воздух протекает в момент его наивысшей конденсации (макси-
мальное давление) или отдача тепла происходит в момент наибольшего разреже-
ния, то колебания уменьшаются. При этих условиях поршень неподвижен.
При нормальной плотности воздуха в момент теплопередачи колебания не
усиливаются и не ослабевают, но ход поршня изменяется.
В общем, к этим результатам приходят путем периодической передачи тепла.
Ход изменяется, а вибрация или возобновляется, или идет на убыль. Но подоб-
ного результата добиться нельзя, если воздух заключен в замкнутой системе,
т. е. там, где его плотность не изменяется, а также, если процесс теплопередачи
на любой стадии разрежения протекает таким же образом, как и на соответствую-
щей стадии компенсации.1
Критерий Рэлея получают путем интегрирования цикла:
(j) hp dt > О,
где h — коэффициент выделения тепла; р — переменная составляющая давле-
ния; t — время. Это простой и удобный метод определения передачи колебаний
под действием тепла.
Поющее пламя
в 1800 г. Принцип
Когда вертикальная линия подачи горючего достаточно длинна (рис. 4), диффуз-
ное пламя может «петь» и излучать периодические звуки.
Высокоскоростные движения пламени определяют его круговые волнообраз-
ные перемещения, а количество волновых перемещений в основном зависит от
отношения fD2 * * * бlDv, где Dv — коэффициент температуропроводности (молекуляр-
ной диффузии). О «поющем» пламени впервые сообщалось
работы заключается в следующем.
Периодическое изменение давления
в зоне пламени с частотой, явля-
ющейся собственной частотой трубы
сгорания, вызывает периодическое
изменение степени подачи топлива.
Это приводит к периодическому
изменению формы пламени и со-
ответственно тепловыделению. Если
1 Хорошо известен тот факт, что
периодическая функция может быть
разделена на два компонента, один из
которых находится в фазе с произволь-
ным циклом той же частоты, а другой
составляет одну четверть цикла вне
фазы.
Рис. 4. Устройство «поющего» пла-
мени:
а — акустически открытое отверстие;
б — акустически закрытое отверстие;
/ — труба сгорания; 2 — диффузное
пламя; 3 — труба подачи топлива; 4 —
входное отверстие трубы 3; 5 — кри-
тическое сечение потока
348
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
периодическое изменение тепловыделения происходит в одной фазе с изменением
давления, т. е. если этот процесс протекает согласно критерию Рэлея, то колеба-
ния будут продолжаться. Задержка тепловыделения по сравнению с периодом 1
подачи горючего определяет, будет ли протекать колебательный процесс или нет.
Временная задержка т может быть вычислена для простых форм ламинарного пла-
мени. Для цилиндрических отверстий подачи горючего временная задержка (с)
т- 0,083 -А- + -^, (5)
где т — временная задержка, с; Vp — средняя скорость смеси воздуха и горю-
чего на поверхности отверстия, м/с; а — радиус отверстия или х/2 ширины щели, м;
F — скорость сгорания смеси воздуха с горючим, м/с; 6 — толщина темного про-
странства или негорящего топлива между отверстием и конусом пламени, м.
Величина 6 должна быть минимальной, как это следует из литературы. Не-
которые ее значения приведены в табл. 1. Для пламени, имеющего форму клина
над отверстием в виде щели, временную задержку (с) определяют:
0,02546 , а 6
Т~ 0,3048Ир 'г 0,3048-2F ‘ }
Следует отметить, что сказанное выше приемлемо не только для систем сгора-
ния, изображенных на рис. 4, но также и для других систем диффузного пламени
(как ламинарного, так и турбулентного). Таким образом, правила, показывающие
возникновение колебаний в простом «поющем» пламени, могут быть перенесены
на более общий класс «поющее» пламя.
Эти правила представлены в табл. 2. Возникновение «поющего» пламени
зависит от временной задержки т, частоты колебаний f, геометрии подающей топ-
1. Свойства некоторых видов топлива
Топливо Минималь- ное темное простран- ство 5, мм Скорость горения, м/с
Природный газ 0,99 0,12192
Газ для отопления 0,7366 0,39624
Пропан 0,8128 0,33528
2. Условия возникновения поющего пламени (для п = 0, 1, 2, ... и т = 0, 1, 2, ... )
Условие Величина временной задержки т
0 < /т— т < */г х/г < /т — т < 1
Акустически открытая линия подачи топ- лива длиной S (рис. 4, а) Акустически закрытая линия подачи топ- лива длиной S (рис. 4, б) 0<-^--п<*/2 Л ‘/г < -т П < 1 Л V V е с 1 1 ар ар V V м о *4
1 Временная задержка может быть определена, как время между подачей горючего
в камеру сжигания и моментом, когда это горючее сожжено.
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
349
70, Мм
Рис. 5. Схема доменной печи:
1 — купол; 2 — система поток—измери-
тельное отверстие; 3 — газовый коллек-
тор, обладающий большим акустическим
объемом; 4 — узел давления в газопро-
воде
ливо трубы, а именно длины линии
подачи S и длины волны 1 %. Неравен-
ства, приведенные в табл. 2, опреде-
ляют условия возникновения «по-
ющего» пламени, где тип — целые
числа. Число т относится к узлам да-
вления в трубе сгорания, ап — к уз-
лам давления в трубе подачи горю-
чего. Например, наиболее легко воз-
будимые состояния соответствуют
основным узлам или частотам, кото-
рые возникают при тип равных
нулю. В этом случае, если 0< fx
Хт< 0,5, а 0,5 < 2S/%< 1, в камере
сгорания с акустически закрытой ли-
нией подачи горючего образуется «по-
ющее» пламя. Из табл. 2 также сле-
дует, что в камерах сгорания с аку-
стически открытой линией подачи
горючего «поющее» пламя не образу-
ется. Таким образом, табл. 2 можно
пользоваться как справочником с целью
определения условий образования «по-
ющего» пламени. Следует отметить,
что возможны и другие значения т
и п, причем m п. В качестве примера связи критерия Рэлея и табл. 2
можно рассмотреть рис. 4, б, где S < 1/4%. Давление в линии подачи горю-
чего совпадает по фазе с давлением в камере сгорания. В соответствии с урав-
нением Бернулли при повышении давления в линии подачи горючего ско-
рость потока газа относительно средней скорости потока должна быть отри-
цательной. Чтобы удовлетворить критерию Рэлея, теплоотдача должна, быть
в одной фазе с давлением.
Колебания, возникающие при условии 0< 2Slk<Z1l2i для
акустически закрытого входного отверстия соответствуют данным, приведенным
в табл. 2.
Очевидно, что систему можно вывести из зоны колебаний путем изменения
длины линии подачи горючего, входного отверстия, временной задержки (напри-
мер, изменив диаметр камеры сгорания) или путем изменения собственной частоты
всей системы. Однако большинство систем горения обладает более чем одной
акустической гармоникой, которые вызывают колебания горения. Одно колеба-
ние прекращает свое действие, на его месте возникает другое, что соответствует
п = 0, 1, 2 ... и т. д. для различных акустических гармоник. Согласно второй
части критерия Рэлея, которая обычно не указывается, переменная составляю-
щая теплоотдачи, не совпадающая по фазе с колебаниями, приводит к сдвигу
частоты системы, при которой образуются соответствующие условия возникно-
вения новых колебаний.
Многие исследователи относили возникновение колебаний в таких больших
установках, как доменная печь, к режиму «поющего» пламени с обратной связью
1 Длина волны X = c/f, где с = V kgRT — скорость звука, м/с; К — коэффициент
выделения тепла газовой смеси; R — постоянная газа 0,305/К, м/с; Т — абсолютная
температура, °К; g - гравитационное ускорение, м/с2; f — частота, Гц.
350
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
Z
J Воздух
ТопПид о
I
Рис. 6. Схема модели до-
менной печи (стрелками
показаны направления
скорости звука при уве-
личении давления у осно-
вания):
а — сильная пульсация;
б — наиболее часто воз-
никающая пульсация;
в — возникающие время
от времени импульсы;
г — безымпульсный про-
цесс; 1 — узел давления;
2 — узел скорости
2
-J Воздух
->—ч— -=1 Топливо
J I
2 1
г)
(рис. 5). В этих системах подача воздуха и топлива осуществляется по трубам,
и при наличии механизма возбуждающего колебания обе системы подачи должны
рассматриваться с учетом данных табл. 2. Для многих типов пламени времен-
ные задержки подачи топлива и воздуха различны и должны рассматриваться
отдельно. Для исследования была сделана модель печи в V4 натуральной вели-
чины. В модели была изменена длина систем подачи воздуха и топлива и изучены
акустические гармоники. На рис. 6 показаны результаты этих исследований.
Когда длина систем подачи воздуха и топлива соответствует теории «поющего»
пламени с учетом малых временных задержек, при условиях рис. 6, а появляется
сильная пульсация. Когда длина систем подачи воздуха и топлива не соответ-
ствует теории «поющего» пламени» никаких импульсов не наблюдается (рис. 6, г).
Если длина линии подачи топлива, не соответствует условию образования импуль-
сов, а длина линии подачи воздуха соответствует (рис. 6, б), то колебания возни-
кают (большинство производственных условий). В примере на рис. 6, в происходит
обратное: длина линии подачи топлива соответствует условию образования
импульсов, а длина линии подачи воздуха не соответствует, поэтому колебания
возникают время от времени.
Для снижения шума в случаях а, б и в (рис. 6) длина линии подачи топлива
и воздуха должна быть уменьшена так, чтобы узел скорости скорее, чем узел
давления, начинал двигаться против течения в камере сгорания (рис. 6, г). Это
можно выполнить за счет уменьшения длины или путем установки промежуточ-
ных камер заполнения в линию подачи.
Информация о системах горения показывает существование в некоторых
случаях механизма обратной связи. Это большие камеры сгорания с многоструй-
ными топливными и воздушными жиклерами с необязательно параллельными
осями закрытой системы сгорания. Во многих случаях, например в доменных
печах, стехиометрическое отношение воздуха к топливу 1:1, реже 10 : 1. Для
ШУМ ЙРЙ ПРОЦЕССАХ ГОРЁНЙ#
351
углеводородистого топлива и воздуха встречаются большие соотношения. Жела-
тельно, чтобы воздух и топливо находились в одинаковых процентных соотно-
шениях в обеих линиях подачи, поскольку вычисление временных задержек
(соответственно скорректированных для частотных эффектов) на основе имею-
щихся данных о процессах смешения и горения в сложных камерах сгорания —
сложная задача. Их вычисляют приблизительно. Эти вычисления дают задержки,
характерные для сильного пламени, но достаточно длинные по сравнению с ко-
роткими временными задержками (fx > х/2), которые необходимы для объясне-
ния полученных результатов на основе табл. 2.
Другим недостатком камер сгорания больших размеров, который можно
определять невооруженным глазом, а также при помощи ионизационных преобра-
зователей, является то, что пламя в камере сгорания вспыхивает или переме-
щается взад-вперед, совпадая по фазе с колебаниями, образующимися под дей-
ствием горения. Это не соответствует теореме «поющего» пламени, согласно ко-
торой пламя стабилизируется на входном отверстии подачи топлива (или воз-
духа). Однако можно показать, что короткие временные задержки ассоциируются
с колебательным движением вспыхивающего пламени в камере сгбрания, которое
возникает в результате периодического задувания пламени в обратном направ-
лении вследствие высокой общей скорости, которая образуется сразу же после
периодически возникающих ударов пламени, затухающего вследствие низкой
общей скорости. Табл. 2, включающая в себя короткие временные задержки,
может быть использована для определения колебаний вспыхивающего и «пою-
щего» пламени.
В случае использования вентиляторов для подачи воздуха возникает вопрос
о соответствующей обработке входного отверстия и расположении вентилятора.
Исследования показывают, что в некоторых случаях вентиляторы должны рас-
сматриваться как открытые концы простых акустических систем, а в других
случаях — как простые закрытые концы. Правильные выводы зависят от рас-
положения рабочей точки на характеристике вентилятора. Эксперименты и ана-
литические исследования необходимы для определения эквивалентной длины вен-
тилятора с воздуховодом.
Жидкостные камеры сгорания
Примером наиболее распространенной жидкостной камеры сгорания является
тепловая машина, изображенная на рис. 7. Механизм обратной связи, с помощью
которого осуществляется передача колебаний в жидкостной камере сгорания,
является общим как для камер сгорания обычного назначения, так и камер
сгорания промышленного типа с использованием распылителей пистолетного
типа или двухжидкостных распылительных сопл. На основе наблюдений высоко-
скоростных движений (которые нетрудно получить для машины обычного назна-
чения, частота которой не превышает 40 Гц) с одновременной записью акусти-
ческого давления можно сделать анализ процесса. Если в камере сгорания про-
Рис. 7. Схема жидкостной камеры сгорания
352
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
—ГТ-1—1 1— .
^г-| ISf-L—1—
0J
Рис. 8. Схема системы для исследо-
вания пульсаций жидкостных теп-
ловых машин:
а — обычная камера сгорания с вен-
тилятором; б — камера сгорания
с подачей сжатого воздуха; в —
камера сгорания с подачей сжатого
воздуха через большую приточ-
ную вентиляцию
исходит колебательный процесс, то скорость подачи воздуха в камеру увеличи-
вается при давлении камеры ниже среднего уровня (в то время как скорость
подачи топлива остается постоянной). Когда давление в камере сгорания пре-
вышает средний уровень, то скорость подачи воздуха становится ниже среднего, и
на конце сопла может возникнуть реверсивный поток. В результате в камере про-
исходит меньшее сгорание топлива по сравнению с обычной нормой. Установлено,
что эффект реверсивного потока уносит остатки пламени обратно в сопло, где
они идут вдоль оси на воспламенение новой смеси небольшого количества топ-
лива и воздуха. Быстро распространяющееся через новую смесь пламя выделяет
периодическую энергию, необходимую для передачи движения.
Известно несколько методов уменьшения этого специфического типа коле-
бания. Так как колебания возникают при определенном соотношении составляю-
щих топлива, в конкретной конструкции сопла изменение угла распыления топ-
лива может оказать влияние на образование колебаний. Изменение угла распыле-
ния может даже привести к прекращению горения. Используют также устрой-
ства, стабилизирующие пламя, например, решетки диафрагмы.
Успешно применяют каналы и отверстия около входа сопла, однако в этом
случае с особой тщательностью необходимо следить, чтобы в подаче воздуха не
нарушалось равновесие. При изменении конструкции вентилятора и введении
демпфирования можно получить более значительные результаты.
Известно несколько других видов передач движения в различных жидкост-
ных камерах сгорания [4], однако доказательств обратной связи получено не
было. Для одной из систем с распылителем топлива оказалось, что обратная
связь находится в воздухопроводе, что очень похоже на теорию «поющего» пла-
мени. Проводились исследования нескольких вариантов вспыхивающего пла-
мени, но измерения при этом не проводились.
Проводилось изучение тепловых машин для коммунального хозяйства про-
мышленности. Простейший тип теплового конвекционного оборудования изо-
бражен на рис. 8, а. Необходимо отметить трудности использования такого рода
системы. Прежде всего скорость воздушного потока должна вычисляться исходя
из состава топлива, а изменение скорости воздушного потока приводит к измене-
нию акустических свойств системы. На рис. 8, б показана подача воздуха через
критическое сечение сопла, препятствующая возникновению обратной связи
в воздухопроводе. Сложность состоит в том, что максимальная амплитуда акусти-
ческого давления основной частоты возникает в сечении сопла и создает аку-
стическую скорость и акустическое давление за 3/4 цикла по сравнению с 1/4 цикла
в реальной системе, показанной на рис. 8, а.
На рис. 8, в показана наиболее удачная система для исследования принципа
действия жидкостного нагревательного оборудования. В ней сочетается регули-
рование и измерение воздушного потока наряду с воспроизведением реальных
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
353
условий работы теплового оборудования, если давление приточной вентиляции
сбалансировано с атмосферным давлением и ее объем значительно больше объема
камеры, так что акустические частоты не меняются.
Туннельная камера сгорания
Туннельные камеры сгорания являются высокоскоростными камерами и имеют
большую длину по сравнению с диаметром. Они могут быть газовыми или жидкост-
ными, иметь металлическую или керамическую облицовку, закрытыми или от-
крытыми с торцовой части. Камеры сгорания промышленного типа обычно имеют
решетки, преграды, расширители для стабилизации пламени и могут быть с пред-
варительным перемешиванием топлива и воздуха, перемешиванием в сопле или
с замедленным перемешиванием. При предварительном перемешивании топливо
и воздух дозируются в определенных пропорциях, прежде чем смесь поступает
в камеру сгорания. В системах с перемешиванием в сопле топливо и воздух по-
даются отдельно в камеру сгорания через сопло в определенных пропорциях.
В случае с замедленным перемешиванием топливо поступает в камеру сгорания
через сопло, а воздух через отверстия в камере сгорания. Вследствие этих раз-
личий в конструкции механизмы обратной связи также разнообразны. Некото-
рые из них будут рассмотрены в данной главе. На рис. 9, а показана камера,
длину которой можно изменять. Такие трубы используют для изучения акустиче-
ских резонансов. Результаты исследования для определенного вида топлива при-
ведены на рис. 9, б. Сплошной линией показано колебание горения вследствие
временной задержки, необходимой для подачи топлива в трубу. Колебания воз-
никают из-за того, что для подачи топлива в камеру сгорания требуется опре-
деленное время; после воспламенения происходит быстрое сгорание, что приводит
к последовательному ряду взрывов с постоянной частотой повторения. На рис. 9, б
пунктирной линией показана резонансная частота трубы. Когда колебания горе-
ния совпадают с резонансами трубы (при пересечении сплошной и пунктирной
линий), акустическая интенсивность достигает максимума (как показано на кри-
вой акустической интенсивности).
Большинство двигателей внутреннего сгорания снабжены решетками, кото-
рые предназначены для стабилизации пламени при предварительном перемеши-
вании. Стадия предварительного перемешивания при нетурбулентном пламени
Рис. 9. Схема туннельной камеры сгорания
и графики, полученные Холендом и Си-
мондсом:
а — экспериментальная огнеупорная ка-
мера сгорания; 1 — входное сопло: 6 мм
для газа отопления, водорода; 10 мм для
метана; 2 — огнеупорная труба диаметром
20 мм, 30 мм, 48 мм; б — изменение часто-
ты f и интенсивности J0TH в зависимости
от длины I при диаметре трубы 30 мм; от-
ношение воздуха и отопительного газа
равно 5,25 при скорости подачи 0,0113 м8/с;
1 — резонансная частота трубы; 2 — ин-
тенсивность шума; 3 — колебания горения
12 Под ред. Л. Л. Фолкнера
354
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
рассмотрена в [3, 4]- При сравнении колебаний, возникающих в камере сгорания
с предварительным перемешиванием, и колебаний «поющего» диффузного пла-
мени приходим к выводу, что в обоих случаях в линию подачи топлива пере-
даются приблизительно собственные частоты камеры сгорания. Что же касается
пламени с предварительным перемешиванием, то в этом случае топливо находится
в линии передачи. Временная задержка определяется отношением времени по-
дачи топлива к среднему времени горения. Ее рассчитывают по уравнениям (5)
и (6). О механизме горения можно судить после детального изучения акустики
системы горения в целом и возбуждающих сил (по Рэлею), рассматриваемых через
сумму их приращений вдоль длины пламени для каждой частоты. Для камер
сгорания, используемых на практике, временную задержку лучше всего опре-
делять в лабораторных испытаниях, в которых частоту печи и длину питающего
трубопровода для перемешивания рассматривают как переменные параметры.
В туннельных камерах сгорания с турбулентным пламенем и предваритель-
ным перемешиванием смеси действуют те же правила, за исключением временной
задержки, вычисление которой затруднительно. Экспериментальное определение
временной задержки является определяющим, если речь идет о турбулентном
пламени с предварительным перемешиванием.
Изучение жидкостного реактивного двигателя позволило составить схему
для определения собственной частоты горючей смеси (скорость химической реак-
ции в единице объема).
Ряд проблем связан с туннельными камерами сгорания, вспыхивающее
пламя которых по своей природе схоже с пламенем доменных печей.
Вспыхивающее пламя с предварительным перемешиванием отличается от
вспыхивающего диффузного пламени. Оно не связано с вариацией состава топ-
лива, скоростью горения и химической скоростью реакции для единицы объема
камеры сгорания. Существует предположение, что колебания в туннельных ка-
мерах связаны с явлением, которое носит название «вихревого следа».
Вихревой след
Кольца дыма наглядно демонстрируют явление вихревого следа, которое имеет
место в колебательных процессах при горении. Вихревой след камеры сгорания
или распределителя пламени устанавливается при колебаниях на собственной
частоте.
Собственная частота представляет собой безразмерный параметр числа Стру-
халя, о чем уже говорилось выше. Это явление связано с разбалансом между по-
перечной составляющей силы тяги в зоне сопла и поперечным ускорением потока.
Вихревой след имеет большое значение в цикле обратной связи. Например,
печь с одним отверстием, работающая на газовом топливе, имеет тенденцию к об-
разованию завихрений пламени на выходе из торцовой части камеры сгорания.
Этот вихрь поднимается вверх и огибает распространяющееся пламя. Когда соб-
ственная частота вихревого следа приближается к собственной акустической
частоте печи, возникает ряд последовательных явлений, при которых акустиче-
ские колебания образуют вихревой след. Периодически изменяется площадь пла-
мени вследствие периодического процесса тепловыделения, в свою очередь под-
держивающего акустические колебания. Дористейн [4; 9] доказал существование
вихревого следа для нагревателя, работающего на нефти.
Наиболее удачной мерой предосторожности от колебаний горения является
вывод пламени из зоны активно действующего вихревого следа.
ПОДАВЛЕНИЕ КОЛЕБАНИЙ ГОРЕНИЯ
Существует множество вариантов, решающих проблему подавления колебаний
горения, но универсального метода нет. Каждый случай должен рассматриваться
прежде всего с точки зрения участия в процессе циклов обратной связи, а также
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
355
100мм Отсутствие
w| колебаний
§
Колебания
в)
Рис. 10. Три типа выходных заслонок для уменьшения колебаний горения
вредных влияний, которые оказывают колебания на качество изделий, безопас-
ность, стоимость и эксплуатационные расходы.
Если система обратной связи известна, то ее можно попытаться устранить.
Отношение амплитуды выходного сигнала к амплитуде входного на каждом этапе
цикла должно быть уменьшено. Если имеются линии подачи топлива и воздуха, то
наиболее эффективно изменение длины между клапанами перекрытия высокого
давления, входом вентилятора и входом камеры сгорания. В некоторых случаях
форсунку можно отдалить от зоны наивысшей амплитуды акустического давле-
ния камеры сгорания. Если возникает вспыхивающее пламя, то стабилизация
пламени может быть достигнута путем использования зоны с более высоким
перепадом давления или изменением отношения составляющих топлива в крити-
ческом сечении. Попеременно можно понижать способность поддерживать горе-
ние пламени в зоне камеры горения, создавая область вспыхивающего пламени.
Изменение усиления заключается в сдвиге временных характеристик между
входом и выходом. Наиболее известный метод представляет собой изменение
временной задержки между подачей топлива (или горючей смеси) и самим процес-
сом горения. Как было отмечено ранее, подобрать нужную временную задержку
можно путем регулирования размеров отдельных элементов пламени в камере
сгорания. В камерах сгорания, чтобы получить диффузное пламя для полного
сгорания, пользуются известным методом изменения временной задержки. В не-
которых камерах сгорания промышленного типа используется рециркуляция про-
дуктов сгорания для изменения временной задержки и одновременно снижения
усиления шума.
Второй способ заключается в снижении максимального амплитудного дав-
ления за счет выхода газов через отверстие в окружающую среду. Об исполь-
зовании этого метода в жидкостных двигателях сгорания уже говорилось. Однако
использование этого метода на практике не всегда возможно. Еще один вариант
состоит в обратной передаче части давления, не совпадающего по фазе с колеба-
ниями акустического давления, в камеру сгорания. Этого достигают с помощью
,/4-вол новых труб или резонаторов Гельмгольца. Использование этого метода
пока эффективно только в лабораторных условиях.
Можно также использовать демпфирующие и звукопоглощающие материалы.
Их применение нецелесообразно, если частота ниже 200—400 Гц, так как до-
12*
356
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
биться поглощения низких частот с помощью акустических материалов очень
трудно.
В различных случаях успешно используют заслонки при входе, выходе и
внутри камер сгорания. Примерами могут служить пористые секции трубопро-
водов и ограничительные отверстия при выходе из туннельных камер сгорания.
На рис. 10, а показана концентрическая труба, установленная над выпуск-
ным отверстием трубы сгорания. Когда верхний торец внешней трубы располо-
жен выше, но меньше, чем на 75 мм над выходом внутренней трубы, то это слабо
влияет на акустические колебания. Однако при превышении 75 мм наблюдается
резкое подавление колебаний. Колебания снова возобновляются при перекрытии
пространства у нижнего конца внешней трубы, как это показано на рис. 10, б.
В случае двух концентрических труб, расположенных над трубой сгорания
(рис. 10, в), колебания подавляются, когда внешняя труба располагается на рас-
стоянии 25 мм выше по сравнению с внутренней трубой и трубопроводом. В ре-
зультате изучения промышленных камер сгорания можно сделать вывод, что
фланец, подобный изображенному на рис. 10, а и помещенный вокруг камеры,
способен подавить колебания.
Эффекты помещения
Помещение имеет тенденцию воспринимать колебания печи, если собственная
частота помещения не приближается к собственной частоте печи. Нельзя допу-
скать, чтобы собственные частоты печи и помещения были близки и печь распо-
лагалась в зоне пучности давления помещения.
Для того чтобы собственные частоты печи и помещения не совпадали, надо
сделать соответствующие изменения, например, перенести стены, возвести искус-
ственные перегородки, передвинуть или даже заменить систему горения.
ГУЛ ГОРЕНИЯ
Все больший интерес привлекает гул горения Ч Основные выводы исследований
базируются на экспериментальных данных, полученных с пламенем незначитель-
ного размера и являющегося однополюсным источником 1 2.
Несмотря на то, что изучение турбулентного пламени уже ведется много лет,
окончательного представления о процессах горения турбулентного пламени
с предварительным перемешиванием, а также турбулентного диффузного пла-
мени нет. Интенсивность турбулентного пламени определяется скоростью реак-
ции. С другой стороны, характер процессов и размеры очагов горения 3 являются
функциями турбулентности и скорости сгорания топлива. Если интенсивность
турбулентности достаточно велика, то в камере сгорания происходит затухание
пламени. Будет ли фронт пламени рассматриваться как очаг горения или как
однородный процесс — на этот вопрос еще предстоит ответить. Как будет пока-
зано ниже, величина размера очагов и их количество в пламени не входят в урав-
нения образования шума 4.
С акустической точки зрения определенный порядок расположения очагов
горения в турбулентном пламени промышленного назначения определяется ря-
1 В ссылках [10] и [11] содержатся списки ученых, занимающихся данной проб-
лемой.
2 Однополюсный источник можно представить в качестве периодически расши-
ряющейся и сужающейся сферы.
3 Во время процессов горения очаги горения локализуются в самых различных
участках пламени вместо того, чтобы равномерно распределяться по всему пламени.
4 В случае, рассмотренном ниже, где высокочастотный сигнал приводит к умень-
шению шума горения, фактический размер очага горения может быть значительным.
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
357
дом однополюсных источников [12, 13]. Акустическую мощность W, создаваемую
однополюсными источниками, мощности N, можно представить
Н2> (7)
где Е — отношение объемов сгоревшего и несгоревшего газов; р — плотность;
с — скорость звука; q — объемный расход газов горения в каждом очаге горения.
Время, которое необходимо для образования очага горения, пропорционально
df/u', где df — толщина очага горения, а и' — интенсивность турбулентности х.
Таким образом, d/dt заменяем на и'/df. Вводим qN = (?, где Q — расход топлива,
идущего на образование пламени.
Сделав подстановку, получаем
Если дальше предположить, что скорость горения F = q/dj, то эффектив-
ность т| преобразования химической энергии в акустическую
Ч=£)М(Я(Я-
где у — отношение двух величин удельных теплоемкостей cp/cv.
Следует отметить, что эффективность является функцией произведения ве-
личины, зависящей от вида топлива и пропорции составляющих смеси, и
величины, зависящей от уровня турбулентности в зоне горения.
Дальнейшие рассуждения относительно этого примера, приведенные в [ 13],
объясняют пропорциональность максимальной частоты спектра гула горения
(см. рис. 2) и скорости протекания химической реакции в единице объема смеси.
При использовании углеводородного топлива это не очень важно.
Основные выводы теории шума при горении
Можно сделать ряд выводов относительно теории горения. Она может быть при-
менена для пламени ударных сил 1 2. Интенсивность турбулентности для пламени
подъемной силы должна быть пересмотрена. Выводы, касающиеся этой теории,
в основном зависят от формы пламени.
Изменение скорости горения. Для камеры горения, работающей на опреде-
ленном виде топлива и с определенным соотношением топлива и воздуха в смеси,
можно принять и' ~ U ~ Q, где U — скорость потока. Если W — выходная
акустическая мощность 3, то W ~ Q3 и Lw ~ 30 1g (? (дБ).
Изменение размеров камеры сгорания. Если взять последовательно располо-
женные камеры сгорания с определенной номинальной мощностью и перепадом
давления АР, то (исключая эффект от числа Рейнольдса) отношение и'/с — ве-
личина постоянная. Из этого следует, что эффективность преобразования яв-
1 Интенсивность турбулентности составляет 5—20% от скорости характеристиче-
ского потока в камере сгорания.
2 Пламя ударных сил — это такой вид пламени, в котором уровень турбулентного
смешения определяется ударными силами струи (жидкости и воздуха для диффузного
пламени и смеси для пламени с предварительным перемешиванием). Пламя подъемной
силы — такой вид пламени, в котором уровень турбулентного смешения определяется
силой тяги выхлопных газов. Большинство камер сгорания промышленного типа имеет
пламя ударных сил. Свободно горящий огонь лучины и воспламенение горючей смеси
являются примерами диффузного пламени.
3 Lp = Lyy — (20 lg R — 1,5), где Lp — уровень звукового давления, дБ, в точке,
расположенной на расстоянии R, м, от источника, принимая во внимание сферическое
распространение звука.
358
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
Рис. 11. Уровень Lp относительно 2Х 10“6 Н/м2 (на расстоянии 0,9 м от камер сгорания
с предварительным перемешиванием) в зависимости от перепада давления в камере сго-
рания и изменения мощности за счет регулирования подачи воздуха (для различных раз-
меров камер сгорания используют разные обозначения; два обозначения в одной точке
показывают, что процесс горения протекает одновременно в обеих камерах, расположен-
ных на расстоянии 0,5 м друг от друга)
ляется постоянной величиной. Таким образом, W Q и Lw = 10 1g (?. Увели-
чение числа Рейнольдса приводит к ослаблению шума. 1
Из этого примера также следует, что изменение количества камер сгорания
при заданной номинальной мощности не приводит к изменению шума.
На рис. 11 показано влияние размеров одной и двух камер сгорания с пред-
варительным перемешиванием.
В результате проведенных наблюдений можно сделать вывод, что четыре
камеры сгорания мощностью 0,3 МВт производят такое же количество шума, что
и одна камера сгорания мощностью 1,2 МВт при условии, что в обеих системах
одно и то же противодавление. Таким образом, проектировщику предоставляется
право выбора количества камер сгорания для их использования в печи — либо
одну большую, либо несколько маленьких. Этот выбор должен прежде всего
основываться на количестве выделяемого тепла, а не образующегося шума. В дан-
ном случае вопрос относительно вида пламени в расчет не принимается.
Эффект интенсивности горения. Интенсивность горения / пропорциональна
отношению (7/L, где L — величина \ связанная с определенным видом камеры
сгорания. Путем некоторой перестановки получаем W ~ Q5/3/4/3 или Lw«
« 16,7 lg Q = 13,3 1g/. Таким образом, если интенсивность горения сохра-
няется для ряда конструкций путем увеличения количества модулей (или уве-
личением размеров камер) и сохраняется характеристическая скорость, то энергия
производимого шума будет меньше квадрата энергии горения па входе. На этом
основан ряд конструкций камер сгорания.
Эффект размера пламени приводит к изменению интенсивности, если ско-
рость воспламенения постоянна. Во-вторых, изменяется форма частотного спектра
шума горения. По мере того как пламя становится больше, граница высокой ча-
стоты перемещается в зону низких частот и длины волн увеличиваются [10].
Способность человеческого уха реагировать на воздействие внешней среды делает
эффект размера пламени еще более интересным. Предпочтительнее использовать
одну камеру сгорания большого размера, нежели две небольшие.
Эффект состава топлива. Для пламени с предварительным перемешиванием
или с перемешиванием в сопле, при котором весь процесс горения протекает
1 Многие камеры сгорания могут рассматриваться как небольшие по размеру иден-
тичные модули, расположенные в определенном порядке и имеющие в сечении форму ква-
драта, шестиугольника, круга и т. д. Интенсивность горения можно рассматривать отно-
сительно величины и формы модуля.
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ 359
Рис. 12. Уровень звукового
давления, дБ, при макси-
мальной частоте камеры сго-
рания с перемешиванием
в сопле (постоянная ско-
рость потока газа О, по-
стоянная скорость воздуш-
ного потока О скорректи-
рованы с учетом постоян-
ной величины общей ско-
рости потока; QB и QT —
расход воздуха и топлива
соответственно)
в камере сгорания, известны величины коэффициента расширения и скорости
горения. При условии постоянства средней скорости потока шум, создаваемый
процессом горения, достигает максимума при стехиометрическом смешении 1 и по-
нижается при отклонении от него.
Поскольку скорость теплоотдачи ограничена содержанием горючего в смеси,
на графике зависимости уровня звукового давления от соотношения воздуха и
горючего в смеси можно найти точку максимума.
На рис. 12 показано, что максимум появляется при стехиометрическом соот-
ношении, равном 10.
Если скорость потока воздуха постоянна, повышение отношения топлива
к воздуху до стехиометрического значения увеличивает уровень создаваемого
шума. Увеличение количества топлива свыше стехиометрического значения не-
значительно влияет на шум (скорость потока также не меняется), так как для
полного сгорания не хватает воздуха.
На рис. 12 показана общая мощность создаваемого шума с учетом скорости
потока как функция отношения воздуха и топлива. Уровни звукового давления
скорректированы с учетом величины V2. Из графика на рис. 12 можно вывести
следующую зависимость: Lp « V2Q, где Lp — уровень создаваемого звукового
давления; V — средняя скорость потока; Q — расход для отношения воздух—
топливо (<?т и QB — соответственно больше или меньше стехиометрической ве-
личины).
Для таких видов пламени, как пламя с перемешиванием смеси в сопле и диф-
фузное пламя, процесс горения протекает в более широком диапазоне соотно-
шений компонентов и с более локальной рециркуляцией горячих продуктов, чем
для пламени с предварительным перемешиванием. При уменьшении эффективного
коэффициента объемного расширения, а также эффективного значения скорости
горения уровень создаваемого шума понижается, а спектр шума выравнивается,
сдвигаясь в сторону более низких частот.
Эффект топлива. Большинство видов углеводородного топлива не изменяет
значительно скорость горения или коэффициент теплового расширения при сте-
хиометрическом соотношении. Однако для топлива с высоким содержанием эти-
лена, водорода и других видов, обладающих высокой скоростью горения, шум,
как видно из уравнения (9), соответственно повышается.
Эффект окружающей среды
Когда спектр частот шума определяется в основном спектром частот шума сопла,
то составляющие спектра усиливаются на собственных частотах окружающей
среды. Например, кирпич, которым выложена внутренняя часть камеры сгора-
1 Стехиометрическая смесь топлива и воздуха — смесь, которая содержит коли-
чество кислорода, необходимого для полного сгорания топлива.
360
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
Рис. 13. Воздействие источников шума на спектр гула горения для камер с перемешива-
нием смеси в сопле:
1 — акустическая характеристика кирпичной кладки камеры; 2 — акустическая харак-
теристика помещения; 3 — спектр гула горения; 4 — усиление шума
ния, может усилить гул горения на собственных частотах колебания помещения,
как это показано на рис. 13. В [10] показано, что коэффициент усиления может
быть вычислен путем сравнения выходной мощности однополюсного источника,
находящегося внутри помещения с кирпичной кладкой, с выходной мощностью
источника свободного пространства.
Воздействие окружающей среды связано также с шумом, который создают
клапаны или отверстия в линиях подачи топлива и воздуха. Шум усиливается
пламенем, хотя в то же время его спектральный состав может несколько сокра-
титься. Этот вопрос будет рассматриваться ниже.
Применение теории гула горения
В большинстве случаев невозможно определить интенсивность турбулентности
в камере сгорания. Однако для ряда последовательно расположенных камер
можно предположить, что (и'/с)2 « (Ulc)2 « &Р/Р, где АР — перепад давления,
который образуется на входном отверстии камеры сгорания, предназначенном
для воздуха (или топлива и воздуха в случае с предварительным перемешиванием),
Рис. 14. Эффективность преоб-
разования химической энергии
в акустическую в зависимости
от измеренного перепада давле-
ния для трех типов выходных
заслонок (см. рис. 10)
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
361
а Р — абсолютное давление г. Когда воздух подается в камеру сгорания в струе
горючего, используют перепад давления в струе, деленный на квадрат соотно-
шения воздуха и топлива. Величина интенсивности шума, создаваемого не-
сколькими одинаковыми камерами сгорания, зависит от отношения (ДР/Р)а,
где величина а приблизительно равна единице.
На рис. 14 показаны графики эффективности преобразования химической
энергии в акустическую в зависимости от перепада давления.
Чаще всего используют уровень акустической мощности (в дБ). Кривая
уровня звукового давления вычисляется по формуле lg (AP/P)aQ. В пределах точ-
ности измерения величина 1g (ДР/Р) Q считается допустимой, хотя и не всегда
правильная, если а= 1.
На рис. 11 представлены данные, полученные по результатам вычисления.
Подавление гула горения <
Существует множество методов подавления шума горения. Наиболее распростра-
ненный и эффективный метод — установление глушителей при входе в камеру
сгорания или отводящего патрубка в зоне наибольшего шума. На рис. 15 дан эскиз
установки входного глушителя на газовой камере сгорания. Такого рода глуши-
тели обычно понижают уровень на 25 дБ.
На рис. 13 показан график усиления шума горения на частоте, совпадающей
с собственной частотой кирпичной облицовки камеры сгорания, с собственной
частотой горелки и помещения. В результате использования резонатора Гельм-
гольца2, который монтируют в кирпич камеры сгорания, амплитуда частот (см.
рис. 13) свыше 500 Гц уменьшается и диапазон изменения амплитуды совпадает
с пунктирной кривой.
Глушители для камер сгорания имеют такие размеры, что частоты в большин-
стве случаев легко воспринимаются человеческим ухом.
В некоторых установках успешно использовалась 1/4-волновая трубка для
понижения уровня при низких частотах. Высокие частоты пламени понижают
амплитуду шума горения. Учеными Бриффом и Роменом [16] предложены уль-
тразвуковые частоты для понижения гула горения.
Так как гул горения повышается пропорционально квадрату интенсивности
турбулентности, то ее уровень должен быть снижен, насколько это возможно
при постоянной стабилизации пламени.
1 Расчетное давление воздуха составляет 0,1 кгс/см2; давление смеси 0,01 кгс/см2;
давление топлива 0,001—2 кгс/см2.
2 Резонатор Гельмгольца — такая конструкция печи, которая сообщается с внеш-
ней средой через отверстия или трубки. Такой резонатор ослабляет частоту чистых тонов
(узкой полосы), на которую он настроен.
Рис. 15. Схема установки
входного глушителя в газо-
вую камеру сгорания, ис-
пользуемую в нефтяной про-
мышленности [15]:
1 — камера сгорания; 2 —
топливо; 3 — траектория
звука
362
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
НЕСТАБИЛЬНЫЙ ШУМ ГОРЕНИЯ
Существует несколько видов шумов горения, которые не относятся к шумам,
описанным выше. Во многих случаях эти виды недостаточно изучены с точки зре-
ния образования шума, поэтому их не выделяют в отдельный класс. Один
из таких шумов — шум, образующийся в результате неустойчивого горения.
Пламя чаще всего представляет собой неустойчивое горение, затухает или
образует обратную вспышку. Если пламя затухает, то очертание потока изме-
няется и возникает тенденция к изменению стабилизации горения каких-либо
участков пламени. Воспламенение одних участков пламени приводит к затуханию
других. Если не срабатывает механизм обратной связи, то частоты колебаний
в таком случае крайне непостоянны. Сильные колебания турбулентного пламени
образуют шум из-за движения фронта очагов горения. Увеличение уровня шума
на 10 дБ не является необычным явлением, когда соотношение компонентов в смеси
или скорость потока значительно меняются и пламя оказывается в неустойчивом
режиме горения. Ученые Смит и Килхэм [17] в 1963 г. опубликовали первые
данные по этому вопросу.
В турбулентном пламени использовали пропан и водород. По мере умень-
шения притока водорода в пламя горение становилось устойчивее. Прежде чем
наметится тенденция к ослаблению- горения, уровень звукового давления уве-
личивается на 3 дБ. Это соответствует удвоению эффективности преобразования
химической энергии в шум.
При изучении шума, который создает камера сгорания промышленного типа
с предварительным перемешиванием при условии, что горение пламени носит
устойчивый характер, ученый Вестберг [18] обнаружил неожиданное увеличение
уровня звукового давления на 8 дБ при увеличении скорости горения, близкой
к номинальному значению. Это явление можно определить как неустойчивое го-
рение пламени. По спектру шума до увеличения уровня звукового давления
и после него можно заключить, что изменение формы пламени незначительно.
Это доказывает, что процесс образования шума остается прежним, а изменение
пламени в условиях неустойчивого режима горения приводит к увеличению эф-
фективного уровня турбулентности.
Фрикером [19] была изучена проблема образования шума в вихревой камере
сгорания при осевой подаче природного газа со скоростью расхода 200 м3/ч.
В таких камерах завихрения образуют зону сильной рециркуляции. В первом
типе пламени газ попадает в зону рециркуляции и сгорает в ней, но еще остается
достаточное количество газа в зоне реверсивного потока, который способствует
воспламенению и стабилизации пламени. Во втором типе пламени струя горючего
останавливается в зоне рециркуляции и распространяется во внешние стороны,
образуя интенсивное голубое пламя. Поскольку 2-й тип пламени считается
шумным, а 1-й —тихим, Фрикер на основании этого вывел зависимость:
(топливо + тепло) + воздух — тихое воспламенение топлива,
(топливо + воздух) + тепло — шумное «взрывное» воспламенение.
Наиболее шумное пламя занимает промежуточное положение между двумя
типами пламени, так как ни один из этих типов пламени не является устойчивым»
Уровень звука этого пламени повышается на 5 дБ.
При использовании камеры сгорания с предварительным перемешиванием
компонентов, рассчитанной на мощность 1,2 МВт, получаем увеличение уровня
шума на 10 дБ (в зоне неустойчивого горения). Однако и с точки зрения выделе-
ния тепла камера сгорания работает вполне удовлетворительно.
Подводя итоги, можно сказать, что достаточного количества данных, поз-
воляющих предсказать увеличение уровня шума, когда камера сгорания попа-
дает в зону неустойчивого горения, еще нет. По имеющимся данным можно сде-
лать вывод, что ожидаемое увеличение уровня шума составляет 3—10 дБ. Можно
сделать вывод, что гул горения остается основным среди множества источников,
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
ЗбЗ
создающих шум горения. Изменение шума также возникает в результате уве-
личения эффективного уровня турбулентности в зоне горения. Таким образом,
основным критерием уменьшения шума при неустойчивом горении является
уменьшение гула горения.
УСИЛЕНИЕ ШУМА ГОРЕНИЯ
ВСЛЕДСТВИЕ ПЕРИОДИЧНОСТИ ПОТОКА
Существует несколько факторов усиления шума периодического потока пламени.
Поскольку сам процесс усиления шума недостаточно изучен, эти несколько фак-
торов сгруппированы в три подкласса: а) явление периодического потока, возни-
кающее в результате ввода высокочастотного шума в систему горения; б) ввод
в поток периодических процессов вихревого следа типа Струхаля, а также про-
тивотока или ограничение процесса горения; в) явление периодического потока,
возникающее в результате его закручивания в камерах сгораний вихревого типа.
Источник внешнего шума
Брифф и Ромен [16] доказали, что если допустить, что ультразвуковая частота
пламени составляет 30 кГц, то подавление гула горения 3 дБ происходит на ча-
стоте 200 Гц, и в диапазоне слышимости до 600 Гц гул в 10 дБ подавляется. В то же
время ультразвуковая частота усиливается. Наличие двух входящих частот
приводит к усилению пламени не только для частот биения а также и субгармо-
ник. Гиаммар и Путнам [10] обнаружили, что если шум струи направлен в на-
гнетательный трубопровод против потока пламени, то создается понижение ампли-
туды спектра шума на 3 дБ, хотя в то же самое время шум на характеристической
частоте усиливается на 25 дБ. В этом случае шум струи находится в пределах
слышимости, и камера сгорания производит больше шума. При рассмотрении
диффузного пламепи, когда горючее поступает через ряд форсунок, было уста-
новлено подобное явление.
Число Струхаля
В малом турбулентном пламени может возникнуть периодическая структура
обладающая частотным спектром, соответствующим характеристике Струхаля
[уравнение (2)], т. е. максимальная частота линейно связана со скоростью потока.
Поскольку гул горения может также образовываться на том же уровне интенсив-
ности и в том же диапазоне частот, четкого показателя вихревого следа (как,
например, в явлении Струхаля) нет.
Вполне вероятно, что шум горения турбулентного пламени газовых горелок,
который исследовали Смит и Килхэм [17], относится к этой категории. Так как
изменение максимальной частоты от скорости потока меньше, чем это предпола-
галось, вычисленное число Струхаля приблизительно равнялось 0,2. Для трех
различных размеров труб в диапазоне скоростей потока построение графика
уровня акустической мощности показало, что она изменяется прямо пропорцио-
нально квадрату объема потока. Эти результаты исследований совпадают с ре-
зультатами, полученными от экспериментов с холодными струями, которые про-
водились Гиаммаром и Путном [10].
Исследование шума вихревых камер сгорания
Перемещение оси вихря в камере сгорания было исследовано с точки зрения
возможного источника шума на холодных струях. Эти опыты проводились Си-
редом и его коллегами [20, 21]. Во время экспериментов воздух всегда подавался
в горелку с завихрением относительно топлива.
364
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
В случае использования пламени с предварительным перемешиванием смесь
топлива и воздуха поступала с помощью вертушки завихрения. В опытах с диф-
фузным пламенем впрыск горючего производился различными способами: 1) осе-
вым; 2) радиальным у выходной части форсунки или 3) тангенциальным.
Установлено, что шум, который наблюдается в опытах с холодным потоком,
подавляется различными видами диффузного пламени. Повышение скорости
горения и приближение к стехиометрическим условиям изменяют спектр шума.
С’другой стороны, предварительное перемешивание природного газа с воздухом
возбуждает частоту прецессии, вызывая усиление интенсивности шума более
чем в 20 раз, без учета шума горения. Установлено также, что диффузное пламя,
использующее как компонент топлива газ с высоким содержанием водорода, по-
добно пламени с предварительным перемешиванием вследствие высокой ско-
рости диффузии водорода.
Шум противотока
Как правило, шум воздухоподводящих систем в общей системе горения не при-
нимается во внимание. Аэродинамический шум, создающийся во время прохожде-
ния горючего газа и воздуха по воздуховодам, может передаваться по всей си-
стеме горения и усиливать шум горения на 20 дБ. Он может возбуждать стоячие
волны в камере сгорания, печи и помещения. Среди компонентов системы, которые
рассматриваются как источники шума, выделяют следующие: 1) клапаны, рас-
пределители, жиклеры; 2) отводы, препятствия, сильфоны трубопровода; 3) вен-
тиляторы.
Аэродинамический шум ассоциируется с уровнем турбулентности потока.
Естественно, что любое препятствие на пути мешает плавному течению и вызы-
вает шум. Аэродинамический шум обычно возникает при более высоких частотах
(свыше 1000 Гц) по сравнению с гулом горения и оказывает неприятное воздей-
ствие на окружающих (человеческое ухо более чувствительно к шуму в диапазоне
1000—4000 Гц). Усиление А (дБ) шума противотока при горении пламени:
Л“М|8(^Й)' ™
где Nd — число молей газа выше фронта пламени после горения; Nu — число
молей газа (топлива и воздуха) противотока до горения; Td — температура после
горения, К; Ти — температура газов до горения, К.
Таким образом, усиление шума пламени связано с отношением температуры
выше фронта пламени к температуре зоны горения, а также с отношением коли-
чества грамм-молекул продуктов сгорания к количеству грамм-молекул в топ-
ливе и воздухе.
Температура пламени Td может быть вычислена на основании энтальпии
горения или эмпирических данных. Отношение молей NalNu зависит от типа го-
рючего и окислителя. Для углеводородного топлива отношение молей может быть
вычислено с помощью уравнения реакции. Если принять во внимание, что угле-
водородное топливо выражается формулой СаНр, то может быть изучена модель
усиления. Количество воздуха в процессе горения обычно определяется отноше-
нием воздуха А и топлива F, или отношением AF/AFmin, где AFmin— мини-
мальное количество воздуха для поддержания горения углерода и водорода
в топливе. Это количество воздуха иногда называют «теоретическим воздухом».
Существуют две зависимости, касающиеся содержания компонентов угле-
водородного топлива.
Пример 1. Количество воздуха больше минимального, необходимого для
полного сгорания (AF AFmm). В этом случае
Nd р/4 + AF (П)
Nu ~ 1 + 4F ’
где Р — число атомов водорода в углеводороде (CaHg).
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
365
3. Усиление шума пламени (основные компоненты горючей смеси — метан и воздух)
Отношение воздуха к топливу, % «теоретического воздуха» Температура холодного потока, °C Температура потока, °C Уровень шума пламени, дБ
Расчет Эксперимент
80 25 1980 17,5 15
90 25 1990 17,6 15
100 25 1955 17,5 15
110 25 1845 17,0 14
120 25 1760 16,7 13
130 25 1665 16,3 13
140 25 1580 15,9 13
Пример 2. Количество воздуха меньше минимального, необходимого для
полного сгорания (AF <Z ЛЕт1п). В примере топлива больше, чем может сгореть
при данном количестве кислорода. В этом случае
Nd
Nu
1+ЛГ + ^-(р/4-1)
_______Лг mln___
1 +AF
(12)
Если в качестве топлива используют метан СН4, то количество молей, нахо-
дящихся в зоне ниже фронта пламени, равно количеству молей, находящихся
выше фронта пламени, как об этом свидетельствуют уравнения (11) и (12), если
принять р = 4. В этом случае усиление шума противотока представляет собой
отношение температуры пламени к темпера «уре подаваемого топлива и воздуха.
Величины усиления (дБ) представлены в табл. 3, если учесть, что основными
компонентами горючей смеси являются метан и воздух [22].
Определение шума горения
В табл. 4 представлены четыре типа шумов, о которых уже шла речь, и признаки
их определения. При колебаниях горения повышается эффективность преобра-
зования химической энергии в шум, определенные частоты которого соответ-
ствуют стоячим (бегущим) волнам и циклам обратной связи.
Гул горения характеризуется спектром широкой полосы и более низкой эф-
фективное пяо преобразования химической энергии в шум. Интенсивность тур-
булентности (и, таким образом, перепад давления в результате турбулентности)
4. Классификация шумов горения
Источник шума Эффектив- ность, Т) Спектр частоты Примечание
Колебания горения Гул горения Шум неустойчи- вого горения Усиление горения периодического по- тока П р и м е ч а ждем ня. 2 Может 10“ 4 10"8—10“6 Предел гула горения н и я: 1 Возмо иметь место yci Дискретные часто- ты Плавный Плавный Дискретные частд- ты жно усиление на соС ьление звука в широк Цикл обратной связи Зависит от уровня тур- булентности Близкий к пределу устой- чивости пламени Колебания в результате воздействия одного источ- ника >ственных частотах огра- :ом диапазоне частот.
Збб
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
оказывает основное воздействие на уровень шума. На собственной частоте коле-
баний керамической плитки и обвязки печи создаются условия для возникнове-
ния сильного шума.
Шум неустойчивого горения характеризуется изменениями потока, которые
и вызывают неустойчивое горение пламени на начальном этапе. Внезапное уве-
личение уровня шума связано с увеличением уровня турбулентности в зоне горе-
ния. Спектральные характеристики шума и гула горения схожи.
Характеристикой усиленного шума горения периодического потока яв-
ляется частота источника шума, расположенного вне пламени. Однако следует
отметить, что источники шума, находящиеся в пределах пламени, могут изменять
свои частоты под его воздействием.
После определения общего класса источников горения можно приступать
к разработке методов контроля. Колебания, возникающие при горении, обычно
отличаются высокой интенсивностью, которую необходимо ограничить. Даже
после того, как будут устранены колебания, возникающие под действием горе-
ния, а также неустойчивость шума горения, шум смешанных струй и шум по-
тока все же остаются основой гула горения, зависящего от интенсивности горе-
ния и теплоотдачи. В настоящее время можно преодолеть усиления шума путем
правильного размещения системы. В некоторых случаях можно уменьшить ин-
тенсивность горения и, таким образом, создать условия для снижения гула.
Помимо всех упомянутых методов необходимо использовать глушители.
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМА ГОРЕНИЯ
Возникает огромное количество трудностей, связанных с измерением шума горе-
ния при испытании камер как в лабораторных условиях, так и в производствен-
ных. Имеется ряд способов устранения этих трудностей для того, чтобы полу-
чить большее количество данных в небольшой промежуток времени для опре-
деления шума данной камеры сгорания в конкретной окружающей среде.
1. Сделать пространственный чертеж помещения. В схему включить двери,
окна и т. д. Рекомендуется пользоваться фотографиями установки.
2. Провести проверку и калибровку всех приборов. Составить электрическую
схему и определить используемые типы приборов.
3. Получить спектр шума окружающей среды при любых рабочих условиях
без учета действия камеры сгорания.
4. Провести точные измерения потока воздуха и горючего. Необходимо по-
лучить данные давления, влажности, характеристик топлива и т. д.
5. Записать шум камеры сгорания:
а) при подаче в нее только потока воздуха; б) при подаче горючего, не при-
нимая во внимание шум камеры сгорания; в) при одновременной подаче воздуха
и горючего без учета работы камеры сгорания. При исследовании процесса горе-
ния скорость потока должна учитываться.
6. Если возможно, получить данные, касающиеся времени воспламенения,
а также данные о различных составах горючей смеси.
7. При рассмотрении более чем одного конструктивного варианта запом-
нить их отличительные особенности.
8. Для определения и контроля шума на определенной частоте микрофон
располагают в ближнем поле; в дальнем поле уровень акустической мощности
изменяется обратно пропорционально квадрату расстояния от источника; в по-
мещении уровень акустической мощности определяется в зависимости от типа
помещения.
9. Если можно, получить характеристику белого шума горелки с помощью
микрофона.
10. Определить шум, излучаемый трубопроводами, соединительными шту-
церами или разъемами.
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
367
11. Осуществить проверку акустических характеристик помещения. Для их
определения следует установить несколько микрофонных траверс между стен-
ками и от потолка до пола. Характеристику помещения иногда определяют по
максимальной частоте узкополосного анализатора, которая непосредственно
зависит от размеров комнаты. Характеристики также можно определить, пере-
мещая микрофон по комнате, при условии, что анализатор настроен на опре-
деленную частоту.
12. При высоком уровне шума окружающей среды могут возникать собствен-
ные частоты конструкций, которые измеряются приборами. Приборы, опреде-
ляющие шум окружной среды (шумомеры), должны быть защищены (если воз-
можно, то находиться в другом помещении). Микрофоны же устанавливают так,
чтобы они не испытывали вибрации.
13. Выполнить подробный чертеж камеры сгорания и установки в целом.
Провести тщательный контроль установки, обращая внимание на детали конструк-
ции и монтаж.
14. Чтобы обеспечить проведение испытаний, указанных выше, необходимо
составить и заполнить спецификацию технических данных в момент проведения
измерений.
МЕТОДЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СИСТЕМ ГОРЕНИЯ
С НИЗКИМ УРОВНЕМ ШУМА
На основании вышеизложенного можно выделить методы подавления шума источ-
ников в камерах сгорания. Для подавления шума необходимо, чтобы источники
шума каждого основного элемента конструкции были сведены до минимума. Это
следует сделать с учетом того, что низкий уровень шума одного элемента системы
может быть усилен в другом элементе. Ниже приведены методы подавления шума.
Система подачи воздуха и газа
1. Использовать «бесшумные» и уменьшающие скорость потока клапаны, которые
в настоящее время имеются в торговле; необходимо выбрать такой клапан, чтобы
скорость потока была минимальной.
2. Свести до минимума влияние, которое оказывают преграды, острые углы
отверстия и другие элементы конструкции на создание турбулентности трубо-
провода.
3. Покрыть звукоизоляционным материалом регуляторы, клапаны, трубо-
провод и другие элементы конструкции, по которым идет подача горючего и на
которые нельзя установить глушители.
4. Сократить число поворотов, патрубков, снизить до минимума элементы,
вызывающие внезапное расширение.
5. Использовать жесткий трубопровод, если уменьшение шума играет перво-
степенную роль, и использовать гибкий трубопровод, если проблема вибрации
основная.
6. Последовательно установить глушители, где это возможно.
Проектирование камеры сгорания
1. Использовать все способы для эффективного перемешивания смеси.
2. Снизить до минимума скорость прохождения потока через камеру сгора-
ния (использовать все возможные виды горючего и струи воздуха для образова-
ния определенной формы пламени).
3. Нейтрализовать вредные влияния, вызывающие~турбулентность в камере
сгорания.
368
ШУМ ПРИ ПРОЦЕССАХ ГОРЕНИЯ
4. Разработать огнеупорные материалы так, чтобы их форма не позволяла
усилить основную частоту колебаний.
5. Использовать огнеупорный материал в качестве глушителей, где это воз-
можно, либо как звукопоглощающий материал.
6. Рассмотреть схемы изменения процесса горения, такие как рециркуляция
или двухступенчатое горение.
Окружающая среда
1. Передвинуть источник тепла в пределах помещения или поместить камеру
сгорания так в печи, чтобы не создавались условия для образования сильных
колебаний.
2. Изменить размеры печи для того, чтобы уменьшить количество стоячих
воли.
3. Использовать дополнительные перегородки для того, чтобы изменить
собственную частоту комнаты.
11
Шум, создаваемый в трубопроводах
гидравлических систем
Е. Е. АЛЛЕН
Введение
Гидравлические системы являются одним из источников промышленного шума.
К элементам системы, создающим шум, относятся регулирующие клапаны, ком-
прессоры и насосы. В этой главе рассматривается шум, создаваемый регулиру-
ющими клапанами, как основной источник шума в большинстве гидравлических
систем. Шум регулирующего клапана возникает в результате турбулентности
потока жидкости из-за потерь напора в клапане. Рассмотрены следующие вопросы:
распознавание шума клапанов, предварительный расчет шума регулирующих
клапанов, методы борьбы с шумом и его анализ.
ИСТОЧНИКИ ШУМА КЛАПАНОВ
Основными источниками шума клапанов являются:
1) механические вибрации элементов клапана; 2) гидравлический шум (гидро-
динамический и аэродинамический шум).
Механический шум
Элементы клапана вибрируют в результате случайных флуктуаций давления в кор-
пусе клапана пли столкновения жидкости с подвижными и гибкими частями.
Преобладающим источником шума, возникающего в результате механической
вибрации, является поперечное перемещение плунжера клапана относительно
направляющих поверхностей. Звук, образуемый этим типом вибрации, обычно
имеет частоту меньше 1500 Гц и часто воспринимается, как металлическое дребез-
жание. Повреждению плунжера клапана или соответствующих направляющих
поверхностей в основном уделяется большее внимание, чем излучаемому шуму.
Ранее в регулирующих клапанах обычно использовали плунжеры, имеющие
юбки с отверстиями для прохода потока, полученные механической обработкой.
Эти юбки направляют плунжер в отверстии корпуса клапана. Относительно
большие зазоры между юбками и направляющими корпуса способствуют вибра-
ции. После усовершенствования направляющая перемещается от юбки к стойке,
встроенной в каждом конце плунжера. Эти стойки перемещаются с помощью
втулок, жестко прикрепленных к кожуху и заглушке корпуса. В клапан были
внесены дальнейшие усовершенствования: увеличен диаметр стоек и по возмож-
ности уменьшены зазоры. Самая последняя конструкция регулирующего кла-
пана имеет направляющую, подобную обойме подшипника. Эта направляющая
имеет отверстия для прохождения потока жидкости, жестко прикреплена к кор-
пусу клапана, и подвижной плунжер плотно перемещается по внутреннему дна-
370 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Рис. 1. Конструкции клапанов:
а — с направляющей юбкой; б — с направляющей стойкой; в — с направляющей
обоймой
метру клапана. Три типа конструкции показаны на рис. 1. В результате усовер-
шенствования конструкции клапана проблемы вибрации, возникающие в резуль-
тате поперечного движения плунжера, сведены до минимума.
Второй источник шума, возникающий при механической вибрации, — ре-
зонанс элементов на собственной частоте. Резонансная вибрация элементов кла-
пана образует тон с частотой 3000—7000 Гц. Резонансная вибрация создает вы-
сокие уровни напряжения, которые могут быть причиной усталостного разруше-
ния вибрирующей детали. Резонанс наиболее часто возникает в плунжерах
клапана, имеющих полые юбки и гибкие детали, подобные металлическому уплот-
нительному кольцу шарового клапана.
В заключение следует сказать, что шум, являющийся побочным результа-
том механической вибрации элементов клапана, не поддается оценке; имеет второ-
степенное значение по сравнению с физическим повреждением; считается по-
лезным, потому что предупреждает о возможности повреждения клапана; в боль-
шинстве случаев устраняется при усовершенствовании конструкции клапана.
Гидродинамический шум
Клапаны, регулирующие поток жидкости, могут быть значительными источ-
никами шума. Шум, образованный потоком, называется гидродинамическим, и
его можно отнести к определенной категории, если дело касается конкретной
классификации потока или характеристики источника шума. Движение жидкости
можно разделить на три категории: некавитационное; кавитационное; пульси-
рующее.
Некавитационный поток жидкости обычно образует очень низкие уровни
шума. Образующийся шум является функцией турбулентного потока, и этот шум
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 371
Рис. 2. Статическое давле-
ние вдоль кавитационного
течения
обычно называют рейнольдсовским напряжением. Турбулентность в регулирую-
щих клапанах возникает как результат быстрого замедления жидкости по потоку
сужающейся струи вследствие резкого уменьшения сечения.
Основным источником гидродинамического шума является кавитация. Шум
образуется разрывом пузырьков водяного пара, появляющихся при кавитации.
Кавитация возникает в клапанах, регулирующих жидкость, когда статическое
давление в потоке клапана больше, чем давление пара и в некоторой точке в кла-
пане местное статическое давление или вследствие высокой скорости, или интен-
сивной турбулентности меньше или равно давлению пара жидкости.
На рис. 2 показано распределение давлений кавитационного течения в за-
висимости от расстояния вдоль струи. Пузырьки водяного пара образуются
в области минимального статического давления и исчезают по мере прохожде-
ния по потоку в область более высокого статического давления. Шум от кавита-
ции имеет широкий диапазон частот и часто воспринимается как дребезжащий
звук подобно тому, если бы в потоке жидкости присутствовал гравий. Кавитация
может вызвать сильное повреждение твердых поверхностей, ограничивающих
кавитационную жидкость. Поэтому шум имеет второстепенное значение. Повре-
ждение, возникающее в результате кавитационной эрозии, показано на рис. 3.
Мгновенное образование пара возникает в потоке жидкости, когда перепад
давления ДР через препятствие больше, чем разность между абсолютным стати-
ческим давлением и давлением пара перед препятствием, т. е. ДР > Рх — Pv,
где Рх — абсолютное статическое давление; Ро — давление пара перед препят-
ствием. Результирующий поток является смесью двух фаз: газа и жидкости. Шум,
Рис. 3. Пример поврежде-
ния плунжера клапана под
действием кавитации
372 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Рис. 4. Характеристика шума, создаваемого
потоком жидкости
возникающий от клапана, является
результатом замедления и расши-
рения двухфазного потока. -
Результаты испытаний показы-
вают, что уровни шума некави-
тационной жидкости очень низкие,
и в основном проблема шума не
представляет никакого значения.
На рис. 4 показана характеристика
гидродинамического шума.
Аэродинамический шум
Основным источником шума клапана
является аэродинамический шум.
Этот шум является побочным ре-
зультатом турбулентного потока
газа, т. е. шумом, создаваемым без
взаимодействия жидкости с внеш-
ними источниками энергии.
Аэродинамический шум возни-
кает в результате рейнольдсовских
напряжений или сдвигающих сил,
создаваемых в потоке [вследствие его замедления, расширения или столкно-
вения. Основным источником шума в регулирующем клапане является об-
ласть, расположенная непосредственно по потоку сужающейся струи, где по-
ток характеризуется интенсивной турбулентностью и смешением и имеет хаоти-
чную характеристику.
ОЦЕНКА ШУМА, СОЗДАВАЕМОГО КЛАПАНОМ
Аэродинамический шум
В настоящее время большая часть теорий по аэродинамическому шуму разрабо-
тана со специальной ссылкой на шум свободных струй в отличие от потока газа,
ограниченного твердыми стенками. Этот вопрос рассмотрен в работе Лайт-
хилла [1].
Несколько гипотез расчета акустической мощности, генерируемой потоком
газа, проходящим через регулирующий клапан, созданы на основании следую-
щих утверждений: а) применимости теории Лайтхилла и б) возможности точного
определения турбулентного уровня течения с помощью анализа. Использование
обоих утверждений весьма спорно, так как: 1) теория Лайтхилла основана на
свободной струе и, очевидно, неприменима к значительно более сложному потоку,
образованному потоками газа с высокой скоростью в пределах регулирующего
клапана; 2) имеется очень мало количественных и качественных данных относи-
тельно степени турбулентности связанного потока жидкости.
Преимущество экспериментального метода
Разработка аналитической модели, которая бы точно описывала механизм обра-
зования аэродинамического шума регулирующими клапанами, маловероятна
вследствие сложности проблемы и отсутствия данных абсолютных величин соот-
ветствующих параметров. Поэтому очевидно, что точная методика оценки шума
клапана должна быть основана на эксперименте. Подобный метод требует опре-
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 373
деления шумовой характеристики каждого типа клапана и формы трубопровода,
в котором помещен клапан. С помощью лабораторных испытаний невозможно
установить уровни шума для всех областей применения клапанов. Анализ раз-
мерностей, являющийся пригодным и надежным средством при формулировке
проблем, которые игнорируют аналитическое решение и должны быть решены
экспериментально, очевидно являются логическим средством для корреляции и
экстраполяции данных испытаний. В гидромеханике соответствующие пара-
метры могут быть объединены в независимые безразмерные группы, характери-
зующие поток. Два потока являются подобными, если они подобны геометрически
и их безразмерные группы имеют постоянные величины для обоих потоков. Этот
метод выражения физической зависимости между величинами через безразмер-
ные отношения относится к области математики, известной как анализ размер-
ностей.
Безразмерные группы (или иначе безразмерные числа) получают из диффе-
ренциальных уравнений, описывающих поле потока.
Переменными, которые учитываются при анализе размерностей для оценки
аэродинамического шума, создаваемого потоком сжимаемой жидкости, являются
ps, ДР, V, р, D, р, с, ср, cv и X. К независимым безразмерным числам из вы-
шеуказанного перечня относятся:
число Прандтля (Рг = срр/Х);
число Рейнольдса (Re = pVD/p);
число Маха (М = V/c);
коэффициент теплоемкости (/С = ср/с^\
отношение звукового давления к перепаду давления через клапан (р/ДР).
Значение каждого из безразмерных чисел, используемых для оценки созда-
ваемого аэродинамического шума, описано ниже.
1. Число Прандтля Рг почти одно и то же для всех газов, и его можно не
принимать во внимание при анализе процессов, если теплопередача не играет
значительной роли. Генерация аэродинамического шума рассматривается как ади-
абатический процесс, поэтому Рг можно не учитывать.
2. Число Рейнольдса Re является критерием отношения инерционных сил
к силам вязкого сопротивления. Таким образом, при исследовании сжимаемых
жидкостей роль числа Рейнольдса как основного параметра ограничена обла-
стями, относящимися к низким скоростям или граничному слою. Шум от регули-
рующего клапана возникает при высоких скоростях потока (выше или ниже
скорости звука), поэтому число Рейнольдса можно не рассматривать.
3. Число Маха М является наиболее важным коэффициентом. Число Маха
можно представить как функцию от (Af7/\).
4. Достаточного количества экспериментальных данных для точного опре-
деления влияния, которое оказывает отношение удельных теплоемкостей k на
генерацию шума, нет, однако k относительно слабо влияет на характеристику
потока.
Исходя из вышеперечисленного, акустическая мощность/генерируемая сжи-
маемым потоком через регулирующий клапан, подчиняется следующей зави-
симости:
W =f[C2g (AP)2V (&P/Pt)], (1)
где Cg — размерный коэффициент газа, который может быть определен из сле-
дующих трех уравнений.
Для потока газа
Cg —
(2)
374 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Для потока водяного пара и других паров
1,06 /dxPi . ( 3417 1/ ДР \
~рг)
Для потока жидкости размерный коэффициент Су жидкости выражается
Cv = QLy-^, (4)
где Cg — размерный коэффициент газа; Су — размерный коэффициент жидкости;
С
Ci = —Л (из табл. 1); Q — скорость потока газа, м3/ч; Qs—скорость потока
Су
водяного пара, кг/ч; Ql — скорость потока жидкости, м3/мин; G — плотность
газа (из табл. 2); — плотность жидкости (для воды 1,0); Pj — давление на
входе клапана, кг/м2; ДР — перепад давления через клапан, кг/м2; Т — абсолют-
ная температура газа у входного отверстия клапана, градус Репкина (7^ =
= 1,8 Т° С + 491,67); dr — плотность пара, кг/м3.
Если значение угла синуса в уравнениях (2) и (3) равен или больше 90°, то
возникает критический поток, поэтому для соответствующих расчетов угол сле-
дует ограничить 90°. В решении, используемом при выводе вышеприведенных
зависимостей, допускалось одно отверстие или источник шума. В уравнении,
1. Значения для различных типов клапанов
Обозна- чение клапана Тип Характеристика Направление потока Значение Ct
«А» «А» «АА» «АА» «АА» «BF» «D» «D» «D» «DA> «О А» «DBQ» «DBAQ» «GS» «1С» «и» «V25» 461 П перечиа нов фир| Проходной Угловой Проходной Угловой Проходной Угловой Проходной » 68,0 и 136,0 кг Шаровой Угловой римечание. 1енных выше, сое мы Continental Eqi Гехнические услов С одним отверстием С двумя отверстиями Технические условия В и D ♦ Технические условия В и D * Технические • условия С и Е * С одним отверстием Любой плунжер клапана Микромодель Микрожелоб Микромодель Микрожелоб С одним отверстием То же V-образный шаровой кла- пан Н-образный шаровой кла- пан С одним отверстием Характерное значение Ct j гавляет 35,0. Значение Ct ) lipment даны в Бюллетене Т< ия В, С, D, Е — США. Открытое Нормальное Открытое Закрытое Открытое Закрытое Открытое » Закрытое хля клапанов «F11 хля двустворчатых ехнических данных 35,0 35,0 35,5 30,5 17,5 32,0 30,0 21,5 24,0 18,5 22,5 33,0 34,5 35,0 33,5 22,0 20,0 18,0 jher> не : клапа- с 141.05.
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 375
2. Значения G для различных газов"
Г аз G Газ G
Ацетилен 0,90 Метан 0,55
Воздух 1,00 Природный газ — 0,6G 0,60
Бутан 2,00 Азот 0,97
Этан 1,03 Кислород 1,10 1,52
Гелий 0,14 Пропан
Водород 0,07 Пропилен 1,45
приведенном ниже, проведена экстраполяция основной зависимости для не-
скольких отверстий:
W = f[^-C^P)4 (-^-)], (5)
где N — количество отверстий.
МЕТОДИКА ОЦЕНКИ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО ШУМА
Графическое решение уравнения (6), основанного на уравнении (1) и сделанных
выше выводах, обеспечивает очень точную методику оценки уровней шума окру-
жающей среды, который образуется потоком сжимаемых жидкостей, проходящих
через регулирующие клапаны:
Lp = (6)
где Lp1 — общий уровень шума, дБ, в заранее определенной точке (на расстоя-
нии 1,2 м от выходного отверстия клапана и 0,7 м от поверхности трубы); Ьдр —
основной уровень звукового давления, дБ, определяемый в зависимости от ДР;
1 Примечание редактора. На протяжении всего справочника обозначение Lp ис-
пользуется для уровня звукового давления, в этой главе L используется с соответствую-
щими подстрочными индексами. В промышленности по производству регулируемых кла-
панов гидравлических трубопроводов вместо стандартного обозначения L в документа-
ции фирмы используется обозначение Lp.
Рис. 5. Основной уровень
звукового давления для всех
типов клапанов
376 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
— коррекция, дБ, для Cg;
— коррекция, дБ, для кла-
пана и перепада давления; AL/< —
коррекция, дБ, для акустической
обработки, т. е. толстостенной
трубы, изоляции, глушителей, ус-
тановленных в магистрали (см.
табл. 3 для коррекции звукопогло-
щения стенок трубы).
Приведенный ниже пример мо-
жет быть использован для оценки
шума. Рис. 5 и 6 облегчают
оценку.
Пример 1, Клапан 0 0,1 м,
массой 136 кг фирмы ANSI (кор-
пус проходного клапана типа
Рис. 6. Коррекция LCG для всех типов кла- коробки) установлен в трубопро-
панов воде сортамента 40 диаметром
0,2 м; скорость потока газа Q ==
= 16 800 м3/ч, ''температура 15°С;Р1 = 432500 кг/м2 (абсолютное давление);
ДР = 245 000 кг/м2.
с . Q 1/ GT 1_________
в Pt V 520 / 3417
sm \сГ~ V ~рг)
Ci = 35,0 (примечание к табл.
п 16 800
~ 432 500
15 + 491,67
"520
= 0,566;
* 1
103,5 дБ (см. рис. 5);
&Lr = —5 дБ (см. рис. 6);
Д/-'ДР/Р1 = + 9,5 дБ (см. рис. 10);
ALft = 0 дБ (см. табл. 3);
Lp = [103,5 + (—5) + 9,5 + 0] = 109 дБ.
Пример 2, Используем клапан конструкции EW размером 0,2 X 0,1 м (про-
ходной клапан с центрирующим элементом). Расчет аналогичен примеру 1.
(Примечание. При расчете изменяется только значение Д£др/р )♦
Д£Др/р = —7,5 (см. рис. 7);
Lp = [103,5 + (-5) + (—7,5) + 0] = 91 дБ.
Если используется труба сортамента 80 (см. табл. 3), то
ALZ< = —6 дБ;
£р = 91—6 = 85 дБ.
3. Коррекция AL^ для звукопоглощения стенки трубы
Размер трубы, м Сортамент XS XXS
10 20 30 40 60 80 100 120 140 160
0,025 — 4,5 — 9,5 —4,5
0,034 — 4,5 — 9,5 — 4,5 — 15,5
0,05 — 5 — 11,5 — 5
0,08 — 0 — 4,5 — 10 —4,5 -15
0,10 —• — 5 -8,5 -11,5 —5 -15
0,15 — 6 -9,5 — 13 —6 — 16
0,20 +3,5 +2,0 -3 — 6 — 8,5 — 11 — 13 — 14,5 — 6 — 14
0,25 + 5,0 +2,5 — 4,5 -6,5 — 9,5 — 11,5 — 14 — 15,5 —4,5
0,30 +5,5 + 1,5 — 1 -5,5 — 8 — 11 — 13,5 — 15 -17,5
0,35 + 2,5 0 -2 — 6 -9,5 — 12,5 — 14,5 — 16,5 — 18,0
0,40 + 2,5 0 — 4 -7,5 — 11 — 13,5 — 16 — 18,5 -20
0,45 +5.5 + 2,5 — 2 -5,5 -9,5 -12,5 — 15,5 — 17,5 — 19,5 — 21,5 1г-»
0,50 0 — 4 — 6 — 10,5 — 13,5 — 16,5 — 19,0 — 21,0 — 22,5 —4
0,60 0 — 5,5 — 8 — 12,5 — 16 -19 — 21,5 — 23 — 25
0,75 +2,5 — 4 — 7 —
0,9 — 4 —7 — 9 — — — — — —
1,0 Приме I ч а н и е . Для вс ех разме] зов труб STD равн о 0.
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 377
378 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Рис. 7. Проходной вентиль 0 0,1 — 0,3 м:
/ — стандартное центрирование; 2— усовершенствованное
центрирование
Рис. 8. Угловой клапан 0 0,1 м:
1 — стандартное центрирование по потоку; 2 — усовершенствованное
центрирование по потоку
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 379
Рис. 9. Проходной вентиль 0 0,05 — 0,076 м:
1 — стандартное центрирование; 2 — усовершенствован-
ное центрирование по восходящему потоку
Рис. 10. Проходные вентили 0 0,076—0,15 м:
1 — стандартное центрирование; 2 — усовершенствован
ное центрирование по восходящему потоку
380 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Рис. 11. Верхний и ниж-
ний регулирующие кла-
паны (все размеры кла-
панов):
1 — плунжер с дроссель-
ной втулкой
Рис. 12. Регуляторы со
скользящей втулкой (все
размеры клапанов)
Рис. 13. V-образный ша-
ровой клапан (все разме-
ры клапанов)
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 381
Рис. 14. Стандартные
шаровые клапаны:
1 — размер трубопровода
равен размеру корпуса;
2 — кованый клапан
Рис. 16. Кованые двуствор-
чатые клапаны (всех раз*
меров):
1 — веерообразный диск
Рис. 15. Двустворчатые
клапаны:
1 — веерообразный^ диск
382 ШУМ, создаваемый в трубопроводах гидравлических систем
Оценка гидродинамического шума
Как и при оценке аэродинамического шума, часто аналитический подход к оценке
гидродинамического шума невозможен вследствие тех приближений и допуще-
ний, которые необходимо сделать в процессе вывода. Однако, используя метод
анализа размерностей, можно получить правильное представление об определен-
ных параметрах. Переменными величинами, относящимися к гидродинамическому
шуму, являются р, Рь Р2, Р v> V, р, D, Et a, v.
Выше перечисленные переменные можно скомбинировать и образовать не-
зависимые безразмерные числа:
число Рейнольдса (Re = VD/v);
число Коши (Cu = pV2/E);
/пг р№\
число Вебера (We = ;
число Эйлера [Eu = Цр^р^ ] 5
отношение флуктуации среднеквадратичного давления к перепаду давле-
ния (р/ДР).
Не все безразмерные числа пригодны для описания генерации гидродина-
мического шума, и тщательное рассмотрение каждого из них позволяет опустить
ненужные.
1. Число Рейнольдса Re представляет собой отношение инерционных сил
к силам вязкого сопротивления. Как правило, влияние вязкости на поток не имеет
большого значения для интенсивного турбулентного течения. Так как турбулент-
ность присутствует во всех регулирующих клапанах, число Рейнольдса не будет
приниматься во внимание.
2. Число Коши Си представляет собой отношение инерционной силы к силе
сжатия жидкости. Числу Коши придается очень большое значение, если оно
близко к единице; если оно меньше 0,1, его не принимают во внимание. Так как
число Коши для большинства областей применения жидкого потока меньше 0,1,
то им можно пренебречь. Однако возможна некоторая погрешность результата,
так как характеристики потока приближаются к пульсирующим и скорости те-
чения по потоку становятся очень высокими.
3. Число Вебера We, эквивалентное отношению инерционной силы к силе по-
верхности натяжения, имеет большое значение, если рассматриваемая газовая
кавитация незначительна и она не влияет на образование шума регулирующих
клапанов.
4. Число Эйлера Ей представляет собой отношение инерционных сил к силам
давления. Так как параметрам давления придается особое значение при описа-
нии кавитации, число Эйлера, так, как оно определено выше, очевидно, является
наиболее важным из рассматриваемых безразмерных чисел.
На основании вышеизложенных выводов акустическая мощность, генерируе-
мая потоком несжимаемой жидкости, проходящим через регулирующий клапан,
(7)
где W — акустическая мощность, Вт; Су — размерный коэффициент жидкости
[см. уравнение (4)]; Рх — давление на входе клапана, кг/м2; Pv —давление пара
против потока, кгс/м2; ДР — перепад давления на клапане, кгс/м2.
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 383
МЕТОДИКА ОЦЕНКИ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ШУМА
11а основании зависимости, данной в уравнении (6), для гидродинамического шума
используется та же самая методика оценки, что и для аэродинамического:
Lp = L&P + + А^др/^-р^) + АЬ;<у (8)
где Lp — общий уровень шума в заранее определенной точке (на расстоянии
1,2 м по потоку от выходного отверстия клапана и 0,7 м от поверхности трубы);
Лдр — основной уровень звукового давления, дБА, определяемый как функ-
ция ДР и AP/(Pj —Po); — коррекция, дБА, для Cv\ АЛдрд^_р^ —
коррекция, дБА, для данного клапана и режима потока; AL/< — коррекция, дБА,
для акустической обработки, т. е. использование толстостенной трубы, изоля-
ции и т. д.
Уровни шума основываются для трубы стандартного веса, однако поправоч-
ный коэффициент ALk, используемый для другого сортамента трубы, преду-
смотрен в табл. 3.
На рис. 17 показан основной уровень звукового давления в зависимости от
общего перепада давления на клапан. Следует отметить, что L^p также зависит
от коэффициента перепада давления ДР/(РХ — Рр). Коррекция для Су дана на
рис. 18. На рис. 19—23 представлены коррекции для некоторых типов клапанов
в зависимости от параметра режима потока ДР/(РХ— Py). Ниже дан пример рас-
чета.
Условия примера. Клапан 0 0,1 м конструкции ANSI, Fisher устанавливали
на трубе сортамента 80 диаметром 0,15 м; температура потока воды 120° С; ско-
рость потока Ql=9,1 м3/мин; давление на входном отверстии клапана
42,2 кгс/см2; перепад давления ДР = 28,12 кгс/см2 при Су = 100.
Решение. Давление пара Pv берут из справочника, в котором сведены в таб-
лицу величины давления водяного пара при различных температурах (например,
384 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕ
Рис. 19. Коррекция А^ДР/Р1~
для стандартного центрирования про*
ходного вентиля
Рис. 20. Коррекция АЬдр/р^_р
для клапанов проходного типа
Рис. 21. Коррекция АЬдр/р _р
для проходного клапана с центриру-
ющим элементом
Рис. 22. Коррекция ДЬдр/р р
для двустворчатого клапана 0 0,1 м
Рис. 23. Коррекция ДАдр/р^р^
для шаровых клапанов V-образной
формы
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 385
«Справочник по химии и физике»). Находим, что давление водяного пара при
28,12 кгс/см2 составляет 7,03 кгс/см2;
ДР _ 28,12
Pi —Ру 42,2 — 7,03
£др^74дБА (из рис. 17);
ALcy = 40 дБА (из рис. 18);
l^L^P/(P1-Pv) = ~~22 дБА <из Рис- 21);
\Lk = —6 дБА (из табл. 3). *
На основании уравнения (8)
Lp LbP + CV + AP/(P1_Po) + AL/c - 74 + 40 - 22 - 6 - 86 дБ A.
БОРЬБА С ШУМОМ
Основные методы борьбы с шумом:
1) акустическая обработка источника (предупреждение генерации или ослаб-
ление акустической мощности источника);
2) акустическая обработка пути прохождения потока (ослабление шума,
переданного от источника к приемнику).
На рис. 24 показаны варианты обработки, которые используются для ослаб-
ления шума внутри системы трубопроводов. Источником шума могут быть насос,
клапан, шум, генерируемый насосом и клапаном. Шум может создаваться турбу-
лентным потоком, возникающим от других элементов в системе трубопроводов.
Устанавливая бесшумный клапан (см. следующий параграф), можно ослабить
шум, генерируемый клапаном. Однако бесшумный клапан не используется для
ослабления шума, создаваемого восходящим потоком. Элементами для ослабле-
ния шума в этом потоке являются толстостенные трубы, промышленные глуши-
тели. На рис. 24 показано влияние этих элементов. Методы звукоизолирующей
обработки более подробно описаны в следующих параграфах.
Рис. 24. Схема сравнения методов звукоизолирующей обработки внутри воздуховодов,
используемых для снижения аэродинамического шума; уровни звукового давления вне
грубы:
/ — необработанная труба (сортамент 40), ПО дБ; 2 — толстостенная труба (сорта-
мент 40), 102 дБ; 3 — звуковая изоляция (толщиной 0,05 м), 95 дБ; 4 — необработанная
труба (сортамент 40), ПО дБ; 5 — промышленный глушитель, 85 дБ; 6 — необработан-
ная труба (сортамент 40), 85 дБ
13 Под ред. Л. Л. Фолкнера
386 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Бесшумные клапаны1
Известно, что параметрами, которые определяют уровень шума, создаваемого
сжимаемым потоком через регулирующий клапан, являются: количество отвер-
стий или препятствий, расположенных в потоке; общий коэффициент Cg; пере-
пад давления на клапане и отношение перепада давления к абсолютному давле-
нию у входного отверстия.
На рис. 25 показаны четыре основных метода разработки бесшумных регу-
лирующих клапанов. Для всех четырех характерно использование нескольких
небольших препятствий вместо одного или нескольких больших препятствий.
Метод на рис. 25, а использует небольшой извилистый путь, обеспечивая путь
потока с высоким отношением FLlD. Он вызывает максимальное увеличение пере-
пада давления, полученного под действием сил вязкого сопротивления, которые
создаются в результате сдвига жидкости и его турбулентности.
Шум регулирующего клапана увеличивается пропорционально квадрату
перепада давления ДР2 и отношению перепада давления к статическому давле-
нию на входе ДР/Pj. Таким образом, для ДР/Pj > 0,7 может быть получено зна-
чительное ослабление шума при постепенном распределении потерь давления
через ряд препятствий, и при создании необходимого общего истечения.
Согласно методу на рис. 25, б используется несколько последовательно рас-
положенных препятствий для ограничения ДР/Pi до оптимального значения, что
обеспечивает равномерное распределение скорости в области расширения. Ме-
тоды а и б могут быть легко объединены в центрирующем элементе, изготовлен-
ном из нескольких обработанных на станке дисков для равномерного распределе-
ния общего перепада давления на ряде препятствий круглой формы. Следует от-
1 Замечания, сделанные в этом параграфе, относятся к конструкции клапанов,
которые вносят турбулентность в поток, при обеспечении постоянства его прохождения,
которое необходимо для выполнения основной функции клапана. Можно сконструиро-
вать клапан, в котором используют силы вязкого сопротивления для образования необ-
ходимого постоянства потока. В этом случае потребуется центрирующий элемент* клапана
с очень высоким отношением FL/D, который непрактичен как с экономической точки
зрения, так и с точки зрения его размера.
Рис. 26. Влияние центрирующего элемента на ослабле*
иие шума
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 387
Рис. 26. Двухступенчатое понижение давле-
ния с помощью диффузора
мстить, что оба метода действуют
как фильтры, которые могут засо-
ряться из-за наличия твердых ча-
стиц в потоке газа (загрязненный
газ).
При третьем методе, показан-
ном на рис. 25, в, используется не-
сколько узких параллельных ще-
лей, специально предназначенных
для максимального уменьшения
уровня турбулентности и равномер-
ного распределения скорости в об-
ласти расширения. С помощью
этого метода получают экономич-
ную конструкцию бесшумного клапана, и шум можно ослабить на 15—20 дБ,
почти не снижая общей пропускной способности потока.
Можно показать, что акустическая мощность, излучаемая одним препят-
ствием в потоке, увеличивается пропорционально его площади. Изменение пло-
щади в два раза дает соответствующее изменение уровня мощности на 6 дБ. Если
количество одинаковых источников шума, действующих независимо, изменяется
в два раза, то уровень мощности изменяется только на 3 дБ. Факторами, влияю-
щими на ослабление общего шума, которое может быть получено при исполь-
зовании нескольких небольших препятствий вместо одного или нескольких пре-
пятствий большего размера, являются размер препятствий и расстояние между
ними. Поэтому шум, генерируемый струей, не больше шума, образуемого отдель-
ными струями. Было установлено, что оптимальный размер препятствий и рас-
стояние между ними взаимосвязаны с перепадом давления AP/JY Разработана
технология, использующая метод конструирования бесшумного клапана с цен-
трирующим элементом с одноступенчатым понижением давления. Этот метод,
показанный на рис. 25, г, обеспечивает лучшую характеристику шума, чем ме-
тоды на рис. 25, а, б, в.
При высоких перепадах давления (АР/РХ 0,8) расположенное по потоку
и закрепленное препятствие (диффузор) клапана может в значительной степени
снизить шум. Для увеличения эффективности диффузора его следует конструиро-
вать (используя специальные формы и размеры) для каждой определенной уста-
новки таким образом, чтобы уровни шума, создаваемого клапаном и диффузором,
были равны. На рис. 26 показана типичная установка клапан—диффузор.
Главная задача бесшумных клапанов для гидравлических трубопроводов —
устранение кавитации. Условия эксплуатации, при которых создается кавита-
ция, легко рассчитываются [3]. Ступенчатое или последовательное ослабление
скорости потока устраняет кавитацию и, следовательно, гидродинамический шум.
Обработка пути прохождения потока
Второй метод борьбы с шумом — обработка системы воздуховодов. Звук пере-
дается с помощью продольных волн, проходящих через среду, отделяющую источ-
ник от приемника. Скорость и эффективность передачи звука зависят от свойств
среды. Обработка пути заключается в регулировании сопротивления передачи
для ослабления звуковой энергии, сообщаемой приемнику.
Поток жидкости идеально передает шум. При наличии критического потока
(скорость жидкости сужающейся струи по крайней мере равна скорости звука)
сужающаяся струя действует как преграда распространению звука, направлен-
ного против потока. Однако при режиме потока ниже критического шум клапана
может распространяться в направлении против потока почти так же эффективно,
как и по потоку. Сопротивление передаче шума против потока в этом случае
в первую очередь зависит от конструкции клапана. Клапан, конструкция кото-
13*
388 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
1 г
(72^^227727272/2X227^
ЦЗ* ~ 3
^7222X77777777777X72
Рис. 27. Глушитель, установленный в магистрали:
/ — звукоизоляция; 2 — диффузор, установленный на входе
рого обеспечивает прямое прохождение потока (например, шаровые клапаны и
двустворчатые клапаны), оказывает небольшое сопротивление шуму. Клапаны
проходного типа дают ослабление приблизительно 10 дБ. При любом методе
обработки воздуховодов для ослабления шума регулирующего клапана следует
учитывать амплитуду шума, излучаемого как вверх, так и вниз по трубопроводам.
Использование звукопоглощающих материалов является одним из наиболее
эффективных методов. По мере возможности акустический материал располагают
в потоке или сразу по потоку источника шума. Для снижения аэродинамического
шума используют глушители, установленные в магистрали. Магистральные глу-
шители эффективно рассеивают шум в потоке жидкости и ослабляют уровень
шума, переданного стенкам. При больших расходах жидкости или высоких пере-
падах давления на клапане использование магистральных глушителей является
наиболее удобным и экономичным методом борьбы с шумом. Применение маги-
стральных звукопоглощающих глушителей обеспечивает почти любую степень
ослабления шума. Однако по экономическим соображениям, как правило, огра-
ничиваются ослаблением « 25 дБ. На рис. 27 показан поперечный разрез глуши-
теля.
Шум, который не может быть устранен в пределах потока, должен устра-
няться внешней обработкой или изоляцией. Для ослабления шума регулирую-
щего клапана используют толстостенные трубопроводы, звукоизоляцию стенок,
применяют изолирующие камеры, помещения ^и здания для изоляции источ-
ника шума.
В замкнутых системах (не выходящих в атмосферу) любой образованный
шум становится аэродинамическим только при передаче через стенки. Звуковое
поле в пределах потока вызывает вибра-
Рис. 28. Влияние звукоизоляции трубы
на шум;
/ — розовый шум внутри трубы; 2 —
передающийся шум _
цию неподвижных стенок, которые, в свою
очередь, вызывают изменения давления
в окружающей атмосфере и звука. В боль-
шинстве клапанов первой поверхностью
излучения шума в атмосферу является
трубопровод, прилегающий к клапану.
Понимание распространения шума как
функции физических свойств неподвиж-
ных стенок потока жидкости может быть
полезным при борьбе с шумом.
Подробный анализ звукоизоляции,
который дан в гл. 5, не является предме-
том обсуждения этой главы. Следует под*
черкнуть, что спектральная плотность
шума, излучаемого трубой, создается зву-
коизоляцией и не является спектральной
плотностью шума в пределах потока.
На рис. 28 показана звукоизоля-
ционная характеристика промышленных
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 389
трубопроводов. Вибрационная реакция стенки трубы на звуковое поле в пределах
трубы характеризуется следующими частотами:
1) при частоте совпадения fc (Гц) скорость звуковой волны равна фазовой
скорости волны изгиба в стенке трубы:
fr --Х ^Зс ; (9)
JltCg
2) звуковая частота среза fco (Гц) — более низкая предельная частота, при
которой звуковая энергия свободно распространяется в пределах трубы; ниже
/(() звуковая энергия распространяется как плоская волна без радиальной состав-
ляющей, возбуждая стенку трубы:
3) при круговой частоте fr (Гц) продольная волна, распространяющаяся по
материалу трубы, равна окружности трубы: к
где с — скорость звука, газа или жидкости внутри трубы, м/с; cs — скорость
звука волны в стенке трубы, м/с; t — толщина стенки трубы, м; d — средний
диаметр трубы, м.
Выше fr стенка трубы подобна плоской пластине, и в этом случае применим
закон масс. Ниже fc вибрационная характеристика регулируется жесткостью.
Если в частотном диапазоне между частотами fc и fco возникают резонансные
колебания труб, то эти резонансы легко различаются.
Относительная звукоизоляция в зависимости от размера и сортамента трубы
определена в табл. 3. Исчерпывающий анализ звукоизоляции трубы приведен
в [4].
Акустическая изоляция стенок£является[эффективным средством уменьшения
шума для локализованных площадей. Результаты испытаний показывают, что шум
окружающей среды может быть снижен до 10 дБ на 0,025 м изоляции.
Обработка пути следования потока, например использование толстостенной
трубы или внешней звукоизоляции, может быть очень экономичным и эффектив-
ным методом для ослабления локализованного шума. Однако следует отметить,
что шум распространяется на большие расстояния по потоку жидкости и эффек-
тивность действия толстостенной трубы или внешней изоляции прекращается
там, где заканчивается обработка. Что касается обработки систем трубопроводов
с помощью намотки, см. гл. 5.
Анализ шума
Можно точно определить шум, создаваемый регулирующим клапаном. Шум
всей системы включает шум, возникающий от других источников, например,
в результате резкого расширения жидкости в трубе, от компрессоров, насосов,
фитингов трубопроводов и т. д. Шум вентилятора и воздуходувок и шум, созда-
ваемый элементами, расположенными в потоке, например стержнями, полосами и
кольцами, рассматривается в гл. 9. Данные относительно шума механизмов,
например насосов и компрессоров, получают у поставщика. В некоторых случаях
для определения влияния системы трубопроводов на общий уровень шума могут
потребоваться его измерения в атмосфере.
Влияние чрезмерного шума, который создается механизмами, например
насосами и компрессорами, образующими пульсации в потоке, может быть сни-
жено за счет использования аккумуляторов, уменьшающих пульсации. Механи-
390 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
ческие вибрации, вызываемые вибрационным возбуждением в системе трубопрово-
дов, можно ослабить, используя гибкие соединения в трубопроводах. Для умень-
шения энергии колебаний трубы следует пользоваться амортизаторами пружин-
ного типа. Конструкция и выбор амортизаторов рассматриваются в гл. 7.
Исследование звука в заданном пространстве позволяет установить соответ-
ствие или несоответствие шумовым критериям, но не всегда дает возможность
распознать первичный источник шума или количественно определить влияние
отдельных источников. Системы трубопроводов часто устанавливают в средах,
где фоновый шум, обусловливаемый отражающими поверхностями, и другие
источники шума в пространстве не позволяют измерить влияние одного источника
на общий уровень шума окружающей среды.
Измерение вибрации трубы можно использовать для расчета звукового давле-
ния, излучаемого в атмосферу [4]. Звуковое давление в точке пространства на
расстоянии г от осевой линии трубы, излучаемое вибрирующей трубой, связано
с поверхностной скоростью трубы следующим отношением:
pi™=рж 4(12)
где ргтз — среднеквадратичное звуковое давление; р — плотность атмосферы;
v — вибрационная скорость стенки трубы; са — скорость звука в атмосфере;
d — средний диаметр трубы; г — расстояние от центра трубы до точки измере-
ния р; — эффективность излучения звука.
Эффективность излучения £ определяется как отношение акустической мощ-
ности у источника к переданной акустической мощности (W/WQ). Установлено,
что эффективность излучения равна единице свыше частоты совпадения fca (если
труба находится в атмосфере) и прямо пропорциональна частоте ниже частоты
совпадения:
g = 1 для f > fca\
£ = fife Для f fca*
Уравнение для частоты совпадения fca, если труба находится снаружи:
О3)
где t — толщина стенки трубы; с& — скорость звука в материале трубы.
Таким образом,
P2-vVa4r-r-> f<fc‘, О4)
fca
P2 = vVaca-^> f^fc- <15)
Обычно измеряют ускорение, а не скорость, потому что датчики ускорения имеют
небольшие размеры и удобнее в эксплуатации.
Подставляя соотношение
v2 = d2/co2 (16)
в (14) и (15), получаем _2_2
р% — а2 ' Раса d 1 f zfc; (17)
4л2 2г ffc ’ Г<
p* = a*' 4л2 d 1 . 2г p ’ >fc. (18)
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 391
Обсуждение
4. Частоты первого порядка для
оболочки, Гц
Диаметр трубы Сортамент
40 80 160
2 3115 4£75 8289
4 1301 1940 3363
6 694 1124 2053
8 466 756 1517
10 * 338 475
12 * 244 332
16 * 153 208
24 * 67 90
* Стандартный размер.
Для того чтобы правильно использовать результаты, следует кратко ознако-
миться с недостатками вышеописанного метода.
Описанная теория применима только к колебаниям оболочек. Этот тип коле-
баний возникает, если плоскую вибрирующую пластину свернуть в цилиндр.
Однако при низких частотах такие ко-
лебания не наблюдаются, и частотная
характеристика трубы обусловливает- 4. Частоты первого порядка для
ся ее длиной, действующей как балка. оболочки, Гц
Колебания балки могут быть с очень
высокими амплитудами. Связь колеба- Сортамент
пий с звуковым полем на наружной трубы₽ ----------------------------------
стороне трубы очень низкая. Это оз- 40 80 юэ
начает, что колебания высокой ам- ________________________________________
плитуды при низких частотах могут
J Г v J о Qlie дстк ЯОЯО
вызывать незначительный уровень J 1301 1940 ззвз
звукового давления. Частоты, свя- 6 694 И24 2053
за иные с наиболее низкими колеба- 8 * 466 756 1517
ниями оболочек, даны в табл. 4. Для }° *
каждого стандартного размера трубы 16 * 153 208 _
их следует рассматривать как срез 24 * 67 90
низкой частоты. При оценке шума ре- ________________
гулирующего клапана или другого * стандартный размер,
широкополосного высокочастотного------------------------------------------
шума этот срез частоты не ограни-
чивают.
Для перевода среднеквадратичных значений давления в децибелы используют
следующие формулы:
р2
уровень звукового давления, дБ, Lp = lOlg-^;
уровень скорости стенки, дБ, УдБ = 101g ——;
д2
уровень ускорения стенки, дБ, АдБ = 101g—•
а0
В вышеуказанных определениях широко используют следующие значения^
ро = 0,0002 дин/см2; и0 = 10-6 см/с; а0 = 10~3 см/с2.
Применяя данные определения, уравнения (4) и (5) могут быть приведены
к размерностям в децибелах.
Для f< fc
Lp=l01g-^L_+101g A+ioig-A-13,7. (19)
Для f^fc
p2 d
z^ioig-^ + ioig-^-iv.
(20)
Если вибрационная скорость v стенки трубы измерена в см/с, то ее можно
сразу подставить в уравнения (19), (20).
Уравнения (17) и (18) могут быть приведены к размерностям в децибелах,
и в них используется ускорение.
392 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Для f<fc
a2 d
Lp -- 10 1g -I- 101g - 10 Ig ffc -I- 30,4. (21)
Для f > fc
/У
LP= 101gT^-+101g^-201gf + 30,4. (22)
Ускорения, измеренные в см/с2, можно сразу подставлять в уравнения (21) и (22).
Если ускорения выражены в децибелах относительно 10~3 см/с2, то их значения
можно подставлять в слагаемое 10 1g (а2/10~б).
Если уровни вибрации выражены в децибелах относительно заданных вели-
чин помимо тех, которые даны в этой главе, потребуется нахождение абсолютной
величины, используя определения АдБ и УдБ вместо а или v в соответствующих
уравнениях.
Уравнения для скорости и ускорения допускают коррекцию в зависимости от
частоты. В идеальном случае для получения общего эквивалентного уровня звуко-
вого давления следует произвести сложение скорректированных уровней исходя
из каждой частотной полосы. Это особенно важно, если измеряется ускорение. При
преобразовании общей скорости колебаний стенки в общее звуковое давление
уравнение (20) является приближенным, поскольку низкочастотные составляющие
на спектр скорости не влияют.
Измерительная техника
Точность преобразования зависит от точности, с которой производятся измерения
вибрации. Большое влияние оказывает закрепление акселерометра к стенке трубы.
Идеальное крепление для установки — небольшая металлическая прокладка,
прикрепленная к трубе, например, стопорным болтом.
Для электроизоляции акселерометра от трубы используют изолирующие
пластины или шайбы. Такой метод крепления позволяет получить точные данные
о частотном диапазоне, для которого предусмотрен акселерометр. Крепить также
можно, приклеивая прокладки или стержни к стенке трубы. Поскольку клей
наносится жестким тонким слоем, то он может оказывать влияние в пределах
частотного диапазона преобразователя. В зависимости от температуры эксплуата-
ции необходимы различные типы клея.
Магнитные крепления должны иметь специальную конструкцию, чтобы
обеспечить плотное соединение с цилиндрической поверхностью. Даже при исполь-
зовании хорошего магнитного крепления высокочастотная характеристика ограни-
чена. Если применяется магнитная прокладка, для обеспечения максимального
контакта ее надо очистить от краски и пыли. Обычно ручные акселерометры
позволяют производить измерения на очень низкой частоте.
Магнитный метод крепления не может использоваться, если акселерометр
размещается на фланце или каком-либо другом фитинге трубы. Измерение следует
производить на расстоянии не менее двух диаметров трубы от фланца или пово-
рота.
Метод определения уровня шума, излучаемого системой трубопроводов
в окружающую среду, путем измерения вибраций очень практичен, что позволяет
не производить измерения уровня звука.
Следует отметить, что измерение вибраций не является универсальным сред-
ством для решения всех проблем, связанных с анализом шума трубопроводов.
Исследование вибраций или звука, или о0оих параметров позволяет количественно
определить уровни шума, излучаемого гидравлической системой. Так как шум,
генерируемый в пределах потока, распространяется или по конструкции, или по
жидкости, то очевидно, совсем необязательно знать какой первичный источник
образования шума и, следовательно, какие источники (если они вообще имеются)
контролируют звуковое поле.
ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ 393
Заключение
Можно сделать вывод, что в последнее время достигнуты значительные успехи
и области контроля шума регулирующих клапанов. Однако приблизительно до
ИЮ8 г. промышленностью по производству клапанов было сделано очень немногое.
Установлено, что шум, создаваемый этими устройствами, вреден для здоровья.
Однако приблизительно до 1968 г. промышленностью по производству клапанов
было сделано немногое в этой очень важной области. Возможно и было установ-
лено, что шум, создаваемый этими устройствами, вреден для здоровья. Но вероят-
нее всего действительная причина заключалась в отсутствии достаточных обосно-
ваний для того, чтобы изготовители могли тратить время и средства на их усовер-
шенствование. Даже если потребителям регулирующих клапанов может быть
оказана помощь при решении проблемы профессиональных заболеваний, вызван-
ных чрезмерным шумом, основным документом все же является законодательство
федерального правительства по защите рабочих от промышленного шума.
Имеется очень мало установок с регулирующими клапанами,* в технических
условиях которых приведены шумовые критерии. Клапаны могут быть типичными
с точки зрения конструкции, условий эксплуатации, требований, предъявляемых
к ослаблению шума или комбинации этих факторов. При таком количестве пара-
метров и многочисленных деталей, используемых для ослабления шума регули-
рующих клапанов, очень важно, чтобы специалисты получали соответствующую
консультацию по применению оборудования. Например, можно использовать
несколько методов для решения одной и той же проблемы. Один метод позволяет
разработать бесшумную установку, но ее стоимость будет чрезмерно высокой,
в то время как другой метод должен отвечать требуемому уровню шума при
достаточной экономии. Если нельзя определить уровни шума, то, очевидно,
невозможно установить оптимальные характеристики установки с точки зрения
шума и стоимости.
Какие же выводы можно сделать? Сравнение шума с другими важными техно-
логическими вопросами, такими, как анализ и конструирование клапанов, пока-
зывает, что изучение шума находится в стадии разработки. В настоящее время
проводятся исследования, цель которых — дать более глубокое понимание шума.
С помощью этих исследований нужно найти новые и более эффективные элементы
оборудования и дать более точные методы прогнозирования шума регулирующих
клапанов.
СИСТЕМА УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ
а — ускорение;
с — скорость звука;
са — скорость звука в атмосфере;
Cg — размерный коэффициент газа;
с* — скорость звука в материале трубы;
рУ2
Си — число Коши ;
Е
Ср — теплоемкость при постоянном давлении;
cv — теплоемкость при постоянном объеме;
Су — размерный коэффициент жидкости;
d — диаметр трубы;
дБ А — децибел, корректирующая характеристика А;
D — диаметр;
Е — модуль упругости;
рУ2
Ей — число Эйлера ;
f — частота;
394 ШУМ, СОЗДАВАЕМЫЙ В ТРУБОПРОВОДАХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
fc — частота совпадения;
fca — частота совпадения в атмосфере;
[со — частота среза;
fr — круговая частота;
F — коэффициент трения;
k — отношение удельных теплоемкостей cplcv\
L — длина;
М — число Маха V/c;
Pi — давление набегающего потока, абсолютное давление, кгс/м2;
ДР — перепад давления;
Рг — число Прандтля, сррА;
р — звуковое давление, среднеквадратичное;
pv — давление пара при набегающем потоке;
г — радиальное расстояние от осевой линии трубы;
Re — число Рейнольдса;
Ар — уровень звукового давления;
t — толщина стенки трубы;
W — акустическая мощность источника;
Wa — излучаемая акустическая мощность;
pDV2
We — число Вебера —-—;
V — скорость потока в трубе;
v — вибрационная скорость стенки трубы;
v — кинематическая вязкость;
X - теплопроводность;
— абсолютная вязкость;
р — плотность;
ра — плотность атмосферы;
ро — плотность воды при 15° С;
о — поверхностное натяжение;
£ — эффективность излучения;
V — функциональный оператор.
12
Контроль промышленных
шумов
Л. Л. ФОЛКНЕР
Введение
Цель данной главы — показать, каким образом принципы, изложенные в других
главах, можно применять для борьбы с промышленными шумами. В других
главах рассмотрены отдельные примеры, ограниченные по объему. В данной главе
вышеизложенные принципы объединены для анализа и решения типичных проб-
лем, с которыми приходится сталкиваться на производстве. Эти задачи можно
разделить на три группы: разработка технических условий на шумы для заку-
паемого оборудования; контроль промышленных шумов; анализ работы оборудо-
вания и методов ослабления шума.
Изложены наиболее часто встречающиеся проблемы, чтобы ими можно было
руководствоваться в подобных условиях. Все примеры в этой главе взяты из
производственной практики
Пример 1
Разработка акустических технических
требований на новое оборудование
Обычно для всех промышленных машин разрабатывают технические требова-
ния на их акустические характеристики. Разработка технических требований на
максимальную акустическую мощность для приобретаемых деталей — один из
способов, позволяющий не превышать нормы звукового давления в рабочем
помещении. Иногда в технических требованиях предусмотрен максимальный
уровень звукового давления с корректирующей характеристикой А на некотором
расстоянии от прибора. В некоторых случаях это допустимо, однако для тяжелых
условий эксплуатации используют уровень акустической мощности в октавных
полосах. Во многих случаях для мест вблизи учреждения, кафетерия или для
оборудования, расположенного вне здания и т. д., требуется значительно более
низкий уровень, чем уровень, предусмотренный Законом об охране здоровья
США, и поэтому необходимы расчеты для определения максимального допустимого
уровня акустической мощности.
Например, новый вентилятор должен устанавливаться в цехе и желательно,
чтобы уровень звукового давления на расстоянии 12 м от вентилятора не превышал
уровня критерия PNC—65. Уровень звукового давления также является функ-
цией акустических характеристик пространства, в котором находится источник.
В этом случае следует определить уровень акустической мощности установки
с помощью октавных полос, чтобы он удовлетворял заданному шумовому критерию
при определенных условиях и месторасположении. Это наиболее точный метод,
396
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
1. Критерий PNC—65 и звукопоглощение для производственного помещения
Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
PNC—65, дБ (из табл. 5 гл. 4) 76 73 70 67 64 61 58 58
Поглощение помеще- ния 1 А, метрические сэбины 65 131 83 104 165 165 208 267 2
1 Для этого примера рассматривают общее звукопоглощение включая поглощение воздухом. помещения,
2 Эти величины не даны в табл. 9 гл. 5, но они определены экспериментально с использованием метода, описанного в примере 2 гл. 5.
он устраняет отклонение от технических требований, по возможности снижает
стоимость детали, не требуя борьбы с шумом.
Для удобства предположим, что производственное помещение подобно опи-
санному в примере 2 гл. 5. Допустим, что звукопоглощение производственной
площади определено экспериментально. Надо определить уровень акустической
мощности в октавных полосах новой воздуходувки, установленной в цехе, чтобы
он удовлетворял критерию PNC—65.
Расчетные уровни звукового давления, характеризуемые критерием PNC—65,
даны в табл. 5 гл. 4 и приведены повторно в табл. 1. Звукопоглощение в сэбинах
для производственного помещения определяется методом, описанным в примере 2
гл. 5. Величины звукопоглощения даны в строке 2 табл. 1.
Для определения максимального уровня акустической мощности вентилятора
используют уравнение (1) гл. 4:
Lp, .- Uz-H01g[^ + ^] • (1)
Как показано на рис. 7 гл. 5, в случаях, когда приемник расположен на рас-
стоянии 0,5 V А ми более от источника, звуковое давление не зависит от члена
Qet74nr2. Поэтому им можно пренебречь, и считается, что приемник находится
в реверберирующем звуковом доле. Для данного примера необходимо, чтобы
приемник был расположен на расстоянии 12 м от источника. Расчет 0,5 А для
самого большого значения А из табл. 1 дает 0,5 А = 0,5 1^267 « 8,2 м.
Следовательно, приемник находится в реверберирующем звуковом поле и уравне-
ние (1) может быть использовано в форме
Lpi = Lwi -I- 10 1g [0,36/Л].
Так как необходимо определить уровень акустической мощности, преобразуем
уравнение к виду
LWi -Lpi- 101g [0,36/Л].
Расчет уровня акустической мощности приведен в табл. 2. В строках 1 и 2 пред-
ставлены уровень звукового давления для производственного помещения и его
звукопоглощение. Параметр 0,36/Л рассчитан в строке 3, a 101g [0,36/Л] —
в строке 4. Уровень акустической мощности в строке 5 получают сложением вели-
чин в строках 1 и 4 (с учетом знака). В строке 6 табл. 2 уровни акустической
мощности округлены до целого числа в сторону уменьшения.
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
397
Я- Максимальные уровни акустической мощности для примера 1
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Lp£, дБ (строка 1 табл. 1) 76 73 70 67 64 61 58 58
2 Л, сэбины (строка 2 табл. 1) 65 131 83 104 165 165 208 267
3 0,36/А 0,0055 0,0028 0,0045 0,0036 0,0022 0,0022 0,0018 0,0014
4 10 1g [0,36/А], дБ — 22,6 -25,5 — 23,5 — 24,5 — 26,7 — 26,7 — 27,5 — 28,5
5 rLUZi = ~ 10 lg [0,36/А], дБ 98,6 98,5 93,5 91,5 90,7 87,7 85,5 86,5
6 Уровень акустиче- ской мощности , 99 99 94 92 91 88 86 87
7 дБ Коррекция для об- щего уровня аку- стической мощно- сти, если у выход- ного отверстия име- ется воздуховод + 3 + 3 + 3 4-з 4-3 4-з -рз 4-з
8 Уровень акустиче- ской мощности вен- тилятора с учетом коррекции, дБ 102 102 97 95 94 91 89 90
В примере использован вентилятор, выходное отверстие которого может быть
присоединено к воздуховоду, и, следовательно, оно не влияет на уровень звука
в цеховом помещении. При наличии воздуховода вводят коррекцию (строка 7).
Общий уровень акустической мощности входного отверстия вентилятора приведен
в строке 8 табл. 2. Объяснение см. в примере 1 гл. 9.
Величины строки 7 табл. 2 являются максимально допустимыми уровнями
шума, удовлетворяющими критерию PNC—65 в цехе на расстоянии 12 м от вход-
ного отверстия вентилятора. Если и входное и выходное отверстия передают звук
8. Технические условия для выбора вентилятора
Средняя частота октавной полосы, Гц Уровни акустической мощности октавной полосы (стандартная мощность = 10“12 Вт)
Заданный уровень акустической мощности, дБ Заполняется поставщиком
Существующая (А) Для специаль- ной конструк- ции (Б) Акустический материал (В)
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000 102 102 97 95 94 91 89 90
Для заполнения поставщиком Оборудование удовлетворяет заданному уровню акустической мощности Требуемая дополнительная стоимость: для условий Б для условий В л
398
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
в производственное помещение, коррекцию не применяют. В данном случае
максимальные уровни акустической мощности даны в строке 6 табл. 2.
Технические условия, приведенные в табл. 3, отсылаются поставщику венти-
ляторов для того, чтобы помочь в выборе вентилятора и определении его цены.
Если нужны специальные акустические материалы, поставщик может дать соот-
ветствующую консультацию.
Пример 2
Конструкция комнаты оператора,
расположенной в помещении с шумным
механическим оборудованием
Наиболее легкий и эффективный вариант борьбы с шумом — изоляция
работающих от источника шума. Это возможно в тех случаях, когда пульты управ-
ления могут быть удалены от оборудования. На рис. 1 показано помещение с уста-
новленным в нем оборудованием, которое требует непрерывного контроля опера-
тором. Высота потолка 7 м. Надо спроектировать комнату оператора для того,
чтобы снизить воздействие шума на оператора.
К комнатам оператора предъявляют следующие требования:
— размеры комнаты 5,5Х 3X2,3 м;
— на стороне 5,5 м надо разместить два окна 0,45X0,70 м;
— в комнате оператора предусмотрена дверь в стене и расположенная на
одной линии с дверью помещения с механическим оборудованием (верхний левый
угол на рис. 1). Дверь размером 2,13X0,9 м должна иметь окно 0,30X0,45 м,
расположенное на высоте 1,5 м над уровнем пола;
— уровень звукового давления с корректирующей характеристикой А
в комнате оператора не должен превышать 85 дБ;
Рис. 1. Помещение с о^ррудованием и расположение комнаты оператора
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
399
— комнату оператора следует сконструировать так, чтобы можно было
разговаривать в ней по телефону.
Исследование шума проводилось в помещении с работающим механическим
оборудованием, а уровни звукового давления октавной полосы в трех точках,
указанных на рис. 1, даны в табл. 4.
Последовательность расчетов для проектирования комнаты оператора.
1. Определить максимальные уровни звукового давления вне комнаты опе-
ратора. Для упрощения расчетов в точке 2 (рис. 1) учитывают уровень звукового
давления падающей волны на всех трех сторонах и потолке помещения. Данные
приведены в табл. 4 и повторяются в табл. 5.
2. Определить максимально допустимые уровни звукового давления октавной
полосы в комнате оператора. Исходя из табл. 4 гл. 4, рекомендуемыми критериями
для помещений с электрооборудованием и переговорными устройствами являются
NC—60 или PNC—60. Предпочтительный шумовой критерий PNC—60 прини-
мается в качестве расчетного критерия для комнаты оператора. При выборе
шумового критерия отдается предпочтение величинам PNC, потому что этот крите-
4. Уровни звукового давления в помещении с механическим оборудованием (рис. 1)
Точки измере- ния уровня звукового давления на рис. 1 Средняя частота октавной полосы, Гц
31,5 63 125 | 250 | 500 | 1000 2000 4000 8000
Уровни звукового давления, дБ
/ 84 94 93 90 91 98 99 98 90
2 88 96 96 90 93 98 101 100 95
3 81 78 76 72 68 70 72 71 73
5. Требования к звукоизоляции комнаты оператора
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Максимальный уро- вень звукового давле- ния вне комнаты опе- ратора (табл. 4) 88 96 96 90 93 98 101 100 95
2 Уровень звукового давления в комнате оператора (PNC—60) 76 73 69 66 63 59 56 53 53
3 Ослабление шума (NR) 12 23 27 24 30 39 45 47 42
4 Коэффициент погло- щения а потолка (блок № 7) 0,15 0,34 0,41 0,38 0,54 0,83 0,92 0,75 0,71
5 Поглощение А потол- ка, сэбины, равный а, умноженный на пло- щадь потолка 16,72 м8 2,4 5,68 6,82 6,34 9,0 13,8 15,4 12,5 11,8
6 S/А = 41,3/Л 17,22 7,60 6,30 6,80 4,78 3,11 2,81 3,44 3,64
7 10 1g (S/Л), дБ L =NR+ 101g (S/Л), дБ (строка 3 плюс строка 7, округленно) 12,4 8,8 8,0 8,3 6,8 4,9 4,5 5,4 5,6
8 24 32 35 32 37 44 50 52 48
9 Величины звукоизо- ляции STC—50 16 25 34 43 50 53 54 54 54
10 Разность величин STC—50 (строка 9 ми- нус строка 8) — 8 — 7 — 1 0 0 0 0 0 0 V
400
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
рий имеет меньшую величину допустимого уровня звукового давления при высо-
ких и низких частотах.
Уровни звукового давления октавной полосы, соответствующие критерию
PNC, даны в табл. 5 гл. 4. Эти величины приведены в строке 2 табл. 5.
3. Определить ослабление шума вне и внутри комнаты оператора. Эта вели-
чина не является величиной звукоизоляции стен, но она необходима для ее рас-
чета. Ослабление шума характеризуется разностью между уровнями звукового
давления вне комнаты оператора и внутри нее в октавных полосах. Расчет про-
изводится путем вычитания строки 2 из строки 1 (табл. 5), и полученный результат
дан в строке 3.
4. Определить звукопоглощение в комнате оператора. Звукоизоляция опре-
деляется ослаблением шума и звукопоглощением внутри комнаты оператора. Для
помещений, не все поверхности которых обработаны звукоизолирующим мате-
риалом, используем уравнение (9) из гл. 5 (дБ). В нашем примере не все поверх-
ности комнаты оператора обработаны звукопоглощающим материалом. Обычно
в комнате кирпичные окрашенные стены и бетонный пол, имеющие хорошее
звукопоглощение. Другие поверхности обладают слабым звукопоглощением.
Потолок обработан специальным материалом для предотвращения реверберации.
Для этого помещения выбран потолок, изготовленный из квадратной звукоизоли-
рующей плитки, подвешенной с помощью металлических опор (система известна
как блок № 7). Затем у поставщика запрашивают данные о коэффициентах звуко-
поглощения октавной полосы для конкретных условий. Эти величины приведены
в строке 4 табл. 5.
5. Рассчитать поглощение в сэбинах для комнаты оператора. Допускаем, что
полное поглощение равно поглощению только потолка и звукопоглощение дру-
гими поверхностями и воздухом не будет приниматься во внимание. Общее погло-
щение рассчитывается как произведение площади потолка и коэффициентов
строки 4. Полученное поглощение в сэбинах для различных октавных полос дано
в строке 5.
6. Рассчитать поправочный член 10 lg (SM), где S — площадь, через которую
передается звуковая энергия; А — звукопоглощение в комнате оператора, сэбины.
Отношение S/А дано в строке 6 с учетом, что S = 41,3 м2. Площадь трех стен и
потолка, через’ которые передается звук, и величины поглощения А даны в строке
5. Величины 10 1g (S/Л) приведены в строке 7.
7. Определить требуемую звукоизоляцию в октавных полосах по формуле
&LP = NR-\- 10 lg (SiЛ), где получают сложением строк 3 и 7, сумма
приведена в строке 8.
8. Произвести оценку степени звукопроницаемости STC для стен и потолка.
Из табл. 12 гл. 5 требуемая степень звукопроницаемости определяется с учетом
пояснений к этой таблице. Было установлено, что кривая STC—50 должна отве-
чать критерию, что разность при любой одной частоте не превышает 8 дБ и сумма
разностей не выше 32 дБ. Это показано в строке 10. Следует отметить, что вели-
чины кривой STC—50 для частот 63 и 31,5 Гц получены путем вычитания 9 дБ
из каждой последующей высокой частоты. В табл. 5 гл. 5 указана степень звуко-
проницаемости (STC) для различных конструкций. Из таблицы видно, что цемент-
ная блочная стена (а не блок из шлакобетона) имеет требуемое значение STC—50.
Если блочная стена окрашена с обеих сторон, то значение ее звукопроницаемости
будет превышать значение STC—50. Материалы для окон и двери следует выби-
рать такими, чтобы они имели степень звукопроницаемости STC—50. Конструкции
со степенью звукопроницаемости STC—50 могут быть получены от поставщиков
строительных материалов. При установке двери и окон следует соблюдать инструк-
ции поставщиков. Установлено, что для потолка можно использовать бетонный
блок толщиной 0,1 м и плотностью 2307 кг/м3.
В комнате не должно быть сквозных отверстий: штепсельные розетки скреп-
ляют известковым раствором, и все устройства, которыми оснащена операторская,
покрывают звукоизолирующим материалом. Системы отопления, вентиляции и
кондиционирования воздуха должны быть сконструированы так, чтобы в поме-
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
401
щеиии не был превышен критерий PNC—60. Трубы, проложенные в стенах и
потолке, должны обеспечивать величину звукоизоляции STC—50, как это опре-
делено выше. Для комнаты оператора небольшого объема приемлемы уровни
звукового давления по крайней мере на 10 дБ ниже критерия PNC—60 для всех
октавных полос.
Пример 3]
Система подачи и распределения воздуха
Системы подачи воздуха обычно используют на всех промышленных предприятиях
для отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха в конструкторских
бюро, лабораториях и производственных помещениях. Их также используют при
таких производственных процессах, как охлаждение, горение и т. д. В указанных
системах воздух подается по воздуховодам.
Вследствие широкого применения систем подачи воздуха в промышленности
необходима оценка уровня шума, создаваемого новыми конструкциями. Рассмот-
рим пример, который поможет найти необходимый критерий для определения
уровня шума, создаваемого любой системой подачи воздуха.
На рис. 2 показана система, которая подает воздух, охлаждающий пресс-
форму для литья под давлением, расположенную в центре большого заводского
Рис. 2. Схема подачи и распределе-
ния воздуха для охлаждения пресс-
формы:
/ — патрубок без поворотных ло-
пастей, установленный под углом
90°; 2 — воздуховод 0 61 см; 3 —
воздуходувка, установленная в под-
вальном помещении; 4 — камера
(площадь стен 3,9 м2); 5 — воздухо-
вод 0 25,4 см сортамента 16; 6 —
двустворчатый клапан; 7 — охла-
ждаемые пресс-формы; 8 — воздуш-
ный поток; 9 — стопорные штифты
0 3 см; 10 — воздушный поток;
11 — распределитель воздуха
помещения. В этом случае надо оценить уровень звукового давления с корректи-
рующей характеристикой А у места оператора для определения, необходимо ли
принимать меры для борьбы с шумом. Оператор находится на расстоянии 3 м от
воздуховода с установленным в нем двустворчатым клапаном (см. рис. 2) и 3,7 м от
отверстия воздухораспределения.
Технические характеристики воздуходувки
Число центробежных радиальных лопастей ...................... 6
Диаметр лопастей, м . . .................................. 1,1
Частота вращения, об/мин ....................................1650
Гидростатический напор Р, м вод. ст.......................... 0,8
Подача воздуха Q, м’/мин..................................... 565
Температура воздуха, °C...................................... 24
402
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Размеры элементов воздуховода указаны на рис. 2. Площадь выходного
отверстия прямоугольного распределителя воздуха составляет 0,5X0,05 м,
а каждую сторону выходного отверстия можно рассматривать как отверстие воз-
духовода, имеющее площадь 0,03 м2.
Решение. Надо рассчитать акустическую мощность, генерируемую и пере-
даваемую по системе воздуховодов воздуходувкой; вычислить акустическую мощ-
ность, генерируемую и поглощаемую каждым элементом системы воздуховодов.
Этот расчет позволяет определить уровень акустической мощности в любом месте
системы.
1. Определить уровень акустической мощности октавной полосы, генерируе-
мой воздуходувкой, используя уравнение 4 гл. 9, (дБ):
Lw = Kw + (Ю lg Q + 20 lg P - 12,6) + ALZ.
Порядок расчета Lw указан в табл. 6 и описан ниже.
в. Расчет уровня акустической мощности воздуходувки (пример 3)
№ Характеристика Средняя частота октавной полосы, Гц
63. 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Уровень удельной акустической мощности, дБ (рис. 3 гл. 9) 48 45 43 43 38 33 30 29
2 Поправочный член 10 lg Q + 4- 20 lg Р — 12,6 73 73 73 73 73 73 73 73
3 Приращение уровня за счет уве- личения частоты прохода лопа- сти AZ^ (рис. 3 гл. 9), дБ Общий уровень акустической мощности воздуходувки, вклю- чая входное и выходное отвер- стия, дБ (сумма строк 1, 2 и 3) 0 8 0 0 0 0 0 0
4 121 126 116 116 111 106 103 102
5 Коррекция для приведения об- щего уровня акустической мощ- ности ко входному или выход- ному отверстию -3 -3 — 3 -3 -3 -3 -3 -3
6 Уровень акустической мощности у входного или выходного от- верстий воздуходувки, дБ 118 123 ИЗ ИЗ 108 103 100 99
а) Уровень удельной акустической мощности Кw определяется из рис. 3 гл. 9
для вентилятора радиального типа. Эти величины приведены в строке 1 табл. 6.
б) Рассчитать поправочный член:
101gQ + 20IgP = 101g565 + 20 lg 800— 12,6 = 73 дБ.
Эта величина для каждой октавной полосы приведена в строке 2 табл. 6.
в) Приращение уровня за счет частоты прохода лопасти ALf (см. рис. 3 гл. 9)
выражается максимальной величиной 8 дБ. Октавная полоса, в пределах которой
находится частота прохода лопасти, рассчитывается из уравнения (3) гл. 9:
on 1650-6
^ = -бГ==—бо-^,65Гц-
где со — частота вращения, об/мин; п — число лопастей. Из табл. 2 гл. 2 видно,
что частота 165 Гц находится в пределах октавной полосы 125 Гц. Величина 8 дБ
приведена для октавной полосы 125 Гц в строке 3 табл. 6; для всех других октав-
ных полос — нулевые значения.
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
403
г) Общий уровень акустической мощности получают сложением величин
и строках 1, 2 и 3 для каждой октавной полосы. Результирующие уровни акусти-
ческой мощности приведены в строке 4 табл. 6.
д) Для определения уровня акустической мощности только на входе или на
выходе воздуходувки надо из общего уровня акустической мощности, приведен-
ного в строке 4, вычесть 3 дБ. Объяснение этому дано в примере 1 гл. 9 (пункт 4).
В строке 5 коррекция приведена для каждой средней частоты октавной полосы.
Величины строк 4 и 5 складывают, и в строке 6 приведен уровень акустической
мощности входного или выходного отверстий. Уровни акустической мощности
в строке 6 дают представление о генерации звука у входного и выходного отвер-
стий воздуходувки.
Если необходимо знать уровни звукового давления в помещении с воздухо-
дувкой, можно использовать метод, описанный в примере 1 гл. 4. В этом примере
нас интересует акустическая мощность, излучаемая в систему воздуховодов,
а звуковое давление, создаваемое воздуходувкой в помещении, не рассматривается.
Значения уровней акустической мощности, приведенные в строке 6 табл. 6,
характеризуют уровень акустической мощности на входе в систему*воздуховодов
и показаны в строке 1 табл. 7.
2. Определить поглощение звука в воздуховоде 0 0,6 м между воздуходув-
кой и первым патрубком, установленным под углом 90°. Величины поглощения
октавной полосы получают в гл. 9 на основании данных раздела, озаглавленного
«Ослабление звука в воздуховоде без звукоизолирующей обработки». Звукопогло-
щение для частот ниже 1000 Гц составляет 0,098 дБ/м и повышается до 0,328 дБ/м
при 8000 Гц.
Допуская линейное изменение октавной полосы в пределах частот 500—
8000 Гц, получаем следующие величины звукопоглощения.
Частота, Гц .............. 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Звукопоглощение, дБ/м . . . 0,098 0,098 0,098 0,098 0,1574 0,213 0,272 0,328
3. Определить поглощение первым патрубком, установленным под углом 90°.
Эти величины, полученные на основании табл. 6 гл. 9, приведены в строке 3
табл. 7 и представляют собой ослабление уровня акустической мощности, которое
происходит в первом патрубке.
4. Рассчитать уровень акустической мощности, образованной воздуходувкой,
после первого патрубка, установленного под углом 90°. Этот уровень можно опре-
делить, вычитая из строки 1 табл. 7 величины строк 2 и 3, поглощения определяют
эмпирически.
Уровень акустической мощности, созданной воздуходувкой, затем ослаблен-
ной воздуховодом длиной 7,6 м и первым патрубком, установленным под углом
90°, приведен в строке 4 табл. 7. В этом месте системы нужно учесть уровень
акустической мощности, генерируемой потоком, который проходит через патру-
бок, установленный под углом 90°. Патрубок одновременно ослабляет звуковую
энергию, которая передается по потоку, и генерирует звуковую энергию, возни-
кающую при движении потока. Акустическую мощность, создаваемую патрубком,
рассчитывают на следующем этапе.
5. Рассчитать уровень акустической мощности, генерируемой патрубком,
установленным под углом 90°. Расчет производится с помощью уравнения 7
гл. 9 (дБ)
Lw = F + G + Н
и аналогичен расчету примера 4 гл. 9. Расчет для этого примера показан в табл. 8.
а) Средняя скорость в воздуховоде
.. 565,6 м3/мин .
л-0,093м2 -|960м/м“"-
404
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
7. Уровни акустической мощности системы, используемые для определения
уровня на выходе, дБ (пример 3)
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 25Э 500 1000 2000 4000 8000
1 Уровень акустиче- ской мощности вы- ходного отверстия воздуходувки (стро- ка 6 табл. 6) 118 123 ИЗ ИЗ 108 103 100 99
2 Звукопоглощение круглым воздухо- водом длиной 7,6 м 0,8 0,8 0,8 0,8 1,2 1,6 2,1 2,5
3 Звукопоглощение первым патрубком, установленным под углом 90° 0 0 1,0 2,0 3,0 3,0 3,0 3,0
4 Уровень акусти- ческой мощности воздуходувки по- сле первого па- трубка 117 122 Ill 110 104 98 95 94
5 Уровень акусти- ческой мощности, образованной пер- вым патрубком (табл. 8) 94 87 81 77 78 79 77 76
6 Общий уровень акустической мощ- ности после пер- вого патрубка 117 122 111 110 104 98 95 94
7 Звукопоглощение воздуховодом круг- лого сечения дли- ной 9,75 м 1,0 1,0 1,0 1,0 1,5 2,1 2,7 3,2
8 Звукопоглощение вторым патрубком, установленным под углом 90° 0 0 1,0 2,0 3,0 3,0 3,0 3,0
9 Уровень акустиче- ской мощности воз- духодувки после второго патрубка 116 121 109 107 100 93 89 88
10 Уровень акусти- ческой мощности, образованной вто- рым патрубком, установленным под углом 90° (табл. 8) 94 87 81 77 78 79 77 76
И Общий уровень акустической мощ- ности после вто- рого патрубка 116 121 109 107 100 93 89 88
12 Звукопоглощение воздуховодом круг- лого сечения дли- ной 3 м 0,3 0,3 0,3 0,3 0,5 0,7 0,8 1,0
13 Звукопоглощение камерой (табл. 9) 6,0 6,0 5,0 3,7 3,7 1,9 0 0
14 Звукопоглощение воздуховодом круг- лого сечения дли- ной 1,2 м 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,3 0,3 0,4
15 Уровень акусти- ческой мощности от воздуходувки и системы у дву- створчатого кла- пана по 115 104 103 96 90 88 87
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
405
Продолжение табл. 7
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
16 Уровень акусти- ческой мощности, образуемый дву- створчатым клапа- ном (табл. 10) 114 125 134 137 134 128 119 110
17 Уровень акусти- ческой мощности после двустворча- того клапана (лога- рифмическая ком- бинация строк 15 и 16) 115 125 134 137 134 128 119 по
18 Звукопоглощение воздуховодом круг- лого сечения дли- ной 1,2 м 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,3 0,3 0,4
19 Уровень акусти- ческой мощности у квадратного по- воротного колена после двустворча- того клапана (стро- ка 17 минус стро- ка 18) 115 125 134 137 134 128 119 110
20 Уровень акусти- ческой мощности, образованной ква- дратным поворот- ным коленом после двустворчатого клапана (табл. 11) 117 118 118 114 108 102 99 99
21 Уровень акустиче- ской мощности, об- разованной четырь- мя круглыми сто- порными штифтами (табл. 12) 65 70 75 77 74 69 63 58
22 Уровень акусти- ческой мощности на выходе из системы (логарифмическая комбинация строк 19, 20 и 21) 119 126 134 137 134 128 119 ПО
23 Потери отражения на концах воздухо- водов (табл. 11 гл. 9) 12 8 4 1 0 0 0 0
24 Уровень акусти- ческой мощности у выхода потока из системы с учетом отражения (строка 22 минус строка 23) 107 118 130 136 134 128 119 110
25 Уровень акусти- ческой мощности, генерируемой воз- душным струйным потоком (см. табл. 68 65 60 55 50 45 40 35
26 13) Общий уровень акустической мощ- ности у выходного отверстия системы 107 118 130 136 134 128 119 ПО
406
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Число Струхаля получают из уравнения (8) гл. 9, где V = Vcp hD — диаметр
воздуховода, равный 0,6 м:
St = f -0,019/,
Г ср
где f — средняя частота октавной полосы. В строке 1 табл. 8 приведены величины
для каждой октавной полосы.
б) Спектральную функцию F определяют на основании рис. 9 гл. 9 для раз-
личных величин числа Струхаля из строки 1. Полученные величины даны в строке
2 табл. 8.
8. Уровни акустической мощности, генерируемой первым патрубком,
установленным под углом 90° (см. пример 3)
№ Параметр Средняя частота октавнол полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Число Струхаля St [уравнение(8)гл. 9] 1,2 2,4 4,8 9,5 19,0 38,0 76,0 152,0
2 Спектральная функция F, дБ (рис. 9 гл. 9) 63 53 44 37 35 33 28 24
3 Функция скоро- стей G, дБ (рис. 12 гл. 9) 15 15 15 15 15 15 15 15
4 Функция ширины октавной полосы Н, дБ (табл. 12 гл. 9) 16 19 22 25 28 31 34 37
5 Уровень акустиче- ской мощности F+ + G4-H, дБ (сумма строк 2, 3 и 4) 94 87 81 77 78 79 77 76
в) Определение функции скоростей G из рис. 12 гл. 9 производится для ско-
рости потока 1960 м/мин и сечения потока 0,28 м2. Полученная величина 15 дБ
приведена для каждой октавной полосы в строке 3 табл. 8.
г) Функция коррекции Н определяется из табл. 12 гл. 9 для каждой октавной
полосы, и ее значения даны в строке 4 табл. 8.
д) Уровень акустической мощности октавной полосы, генерируемой патруб-
ком, получают сложением величин в строках 2, 3 и 4 табл. 8. Полученные величины
даны в строке 5.
Уровни акустической мощности, создаваемые патрубком (установленным под
углом 90°) и указанные в строке 5 табл. 8, приведены в строке 5 табл. 7.
6. Уровень акустической мощности воздуходувки в нижней части первого
патрубка, установленного под углом 90°, следует объединить с уровнем мощности,
генерируемой патрубком. Полученный результат дан в строке 6 табл. 8. Уровень
акустической мощности (дБ)
101g (W7/ITCT).
Комбинация двух уровней и Lw2
Lw комб ' - 1g
\
Гст )
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
407
где
Таким образом,
L1FKOM6 - Ю 1g [ Г1 + 1g'1 (-^) ] •
Для октавной полосы со средней частотой 63 Гц этот расчет принимает вид
£гкоиб- Ю lg [1g-1 (~!nr)’hlg'1(T6')] = I17-
Вычисление производят для каждой октавной полосы, а его результат дан
в строке 6 табл. 7. На ЭВМ данный расчет очень легко производить. Следует
отметить, что уровень мощности, генерируемый патрубком, по крайней мере на
10 дБ ниже уровня, создаваемого воздуходувкой в рассматриваемой точке. По-
этому общий уровень обусловливается только воздуходувкой. Для систем данного
типа это неприменимо, поэтому следует произвести дополнительный расчет для
определения относительного влияния различных источников.
7. Определить звукопоглощение воздуховодом 0 0,6 м и длиной 9,7 м,
расположенным между первым и вторым патрубками. Величины поглощения
(дБ/м) те же самые, что и в п. 2, описанном выше. Умножение величин, перечис-
ленных в п. 2, на 97,5 м дает в результате величины звукопоглощения, которые
приведены в строке 7 табл. 7.
8. Определить звукопоглощение вторым патрубком, установленным под
углом 90°. Эти величины идентичны величинам поглощения первым патрубком
(описано в п. 3) и приведены повторно в строке 8.
9. Рассчитать уровень акустической мощности после второго патрубка.
Шум создается воздуходувкой и элементами воздуховода у точки, расположенной
непосредственно после второго патрубка. Уровень акустической мощности опре-
деляют, вычитая строки 7 и 8 из строки 6 табл. 7. Результат приведен в строке 9.
Уровень акустической мощности в строке 8 не включает акустическую мощность,
генерируемую вторым патрубком.
10. Рассчитать уровень акустической мощности, создаваемой воздушным
потоком, проходящим через второй патрубок. В данном примере уровень акусти-
ческой мощности равен генерации звука первого патрубка, так как параметры
потока одинаковы. Уровни акустической мощности, данные в строке 5 для пер-
вого патрубка, приведены повторно в строке 10 для второго патрубка.
11. Рассчитать общий уровень акустической мощности после второго па-
трубка. Расчет производится по методу, описанному в п. 6, т. е. комбинацией
соответствующих величин в строках 9 и 10. И вновь в этой точке уровни акусти-
ческой мощности, обусловленные образованием шума воздушным потоком в па-
трубке, будут ниже, по крайней мере на 10 дБ, уровня в строке 9, и, следова-
тельно, комбинированные величины идентичны величинам строки 9 (округленно).
Общие уровни акустической мощности воздушного потока после второго патрубка
приведены в строке 11.
12. Рассчитать звукопоглощение воздуховодом круглого сечения длиной 3 м,
расположенным между патрубком и камерой. Величины звукопоглощения (дБ/м)
получены в п. 2 для воздуховода диаметром 0,6 м. Умножение величин звуко-
поглощения (в дБ/м) п. 2 на 3 м дает величины, приведенные в строке 12.
408
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
13. Рассчитать звукопоглощение камерой. Для определения звукопоглоще-
ния используют уравнение 5 гл. 9, приведенное повторно (дБ):
АЬр = 10 1g
________1_
cos 0
С помощью этого уравнения определяют звукопоглощение камеры с одним
входным и выходным отверстиями. Камера, использованная в данном примере,
имеет одно входное и три выходных отверстия, как показано на рис. 2. Если
имеется несколько выходных отверстий, наблюдается распределение звуковой
энергии, которая передается каждому из выходных отверстий в зависимости от
их месторасположения и относительных площадей выходных воздуховодов. Для
принятой оценки звукопоглощения камеры можно использовать уравнение 5 гл. 9,
хотя оно покажет более низкую величину, чем действительная, так как некоторая
часть звуковой энергии распространяется к другим воздуховодам. Ниже при-
водится расчет, результаты которого сведены в табл. 9.
9. Расчет звукопоглощения камеры (пример 3)
№ Описание Средняя частота октавно.'! полосы, Гц
63 125 250 500
1 2 3 4 5 6 Коэффициент поглощения а для камеры из листового металла Расчет 1—a Расчет (1—a)/a Расчет (1—а)/с/£де, _ cos 0 . 1 — а Расчет 2л<Р 1 aS^ Звукопоглощение, дБ 0,05 0,95 19,00 4,86 4,87 6,0 0,05 0,95 19,00 4,86 4,87 6,0 0,04 0,96 24,00 6,16 6,17 5,0 0,03 0,97 32,33 8,3 8,31 3,7
№ Описание Средняя частота октавной полосы, Гц
1000 2000 4000 8J00
1 2 3 4 5 6 Коэффициент поглощения а для камеры из листового металла Расчет 1—a Расчет (1—a)/a Расчет (1-а)/а$дег _ cos 0 . 1 — а РаС,еТ 1 aSw Звукопоглощение, дБ 0,03 0,97 32,33 8,3 8,31 3,7 0,02 0,98 49,00 12,6 12,61 1,9 0,01 0,99 99,00 25,4 25,41 (-1,1) 0,01 0,99 99,00 25,4 25,41 (-1,1)
а) Коэффициенты звукопоглощения для камеры из листового металла без
облицовки звукоизолирующим материалом даны в строке 1 табл. 9. Эти величины
минимальные в табл. 1 гл. 5.
б) Слагаемое (1 —a)/S|^a рассчитывают за три этапа, как это описано в стро-
ках 2, 3 и 4 табл. 9. Величины (1 — а) вычисляют для каждой октавной полосы
с соответствующими а в строке 1. Величину (1 — а)/а рассчитывают из а и 1 — а,
указанных в строках 1 и 2. Площадь поверхности стен Sw камеры составляет
3,9 м2, а член (1 — a)/aS^ дан в строке 4.
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
409
в) Слагаемое cos 0/2nc/2 рассчитывают исходя из конструкции камеры:
где d — расстояние между входным и выходным отверстиями, равное 2,3 м;
b—длина проекции d на горизонтальную ось выходного отверстия, равная
0,92 м (рис. 8 гл. 9)
cos9 - °’4_____0 012
2nd2 ~2л(2,3)2 / ’ ’
Сомножитель cos 0/2rtd2 -j- (1 —a)/aSw определяется прибавлением 0,012 к вели-
чинам строки 4. Сумма приведена в строке 5.
г) Рассчитать звукопоглощение камеры на основании величин строки 6 и
выходной площади <$£, равной 0,051 м2.
Величины звукопоглощения рассчитывают по уравнению (5) гл. 9. Они
приведены в строке 6 табл. 9 и также указаны в строке 13 табл. 7.
14. Рассчитать звукопоглощение круглым воздуховодом длиной 1,2 м, рас-
положенным между камерой и двустворчатым клапаном. Величины звукопоглоще-
ния (дБ/м) для различных средних частот октавной полосы даны в п. 2; они не
зависят от диаметра воздуховода. Умножение величин, приведенных в п. 2,
на 1,2 м дает в результате величины звукопоглощения, указанные в строке 14
табл. 7.
15. Уровень акустической мощности, создаваемой воздуходувкой и системой
воздуховодов, рассчитать у двустворчатого клапана. Для вычисления величины
строк 12, 13 и 14 табл. 7 вычитают из величин строки 11. Полученный уровень
акустической мощности у двустворчатого клапана, которая генерировалась
потоком, проходящим вверх по клапану, дан в строке 15 табл. 7.
16. Рассчитать уровень акустической мощности, генерируемой воздушным
потоком, проходящим через двустворчатый клапан. Уровень акустической мощ-
ности воздушного потока, проходящего через клапан, при условии заторможен-
ного потока выражается уравнением (22) гл. 9 (дБ):
Luz = Ю 1g (6-10smc2).
а) Скорость потока через клапан составляет 198 м3/мин и преобразуется
в расход массы потока с помощью следующего выражения:
m = pQ,
где р — плотность и Q — скорость прохождения потока через клапан. Плотность
воздуха при 24° С составляет 0,0012 г/см3, поэтому
т = 0,0012 г/см3 • 198,2 м3/мин = 3,9 кг/с.
б) Скорость звука
с = 25,05 /273 + 7° С = 346 м/с.
в) Общий уровень акустической мощности вычисляют по формуле (22) гл. 9:
Lw= 101g (6-10W2) = 10 lg [6-108 (3,9)-3462] = 144 дБ.
Эта величина приведена для каждой средней частоты октавной полосы в строке 1
табл. 10.
г) Распределение по частоте уровня акустической мощности воздушного
клапана определяется уравнением (23) гл. 9 и табл. 18 гл. 9:
fp = c/5Dt
410
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
где fp — частота, при которой возможен самый высокий уровень акустической
мощности, Гц; с — скорость звука в потоке, м/с; D — расстояние потока между
стенкой воздуховода и воздушным клапаном (100 мм на рис. 2, что составляет
0,1016 м). Следовательно,
f 346 CQ1 Г
fp~ 5(0,1016) “ 68 Гц‘
д) Частотную коррекцию для уровней акустической мощности октавной
полосы получают из табл. 18 гл. 9 для fp = 681 Гц. Величину «—7» дБ вводят
в строку 2 октавной полосы со средней частотой 500 Гц в табл. 9, так как 681 Гц
лежат в пределах этой полосы, что показано в табл. 2 гл. 2. Коррекции для других
октавных полос приведены в строке 2 табл. 10.
10. Уровни акустической мощности от воздушного клапана (пример 3)
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Общий уровень акустической мощ- ности, дБ (уравне- ние 22 гл. 9) 144 144 144 144 144 144 144 144
2 Частотные коррек- ции, дБ (табл. 18 гл. 9) -30 — 19 — 10 — 7 — 10 -16 — 25 — 34
3 Уровень акусти- ческой мощности октавной полосы, дБ (строка 1 плюс строка 2) 114 125 134 137 134 128 119 ПО
е) Уровни акустической мощности октавной полосы определяют алгебраиче-
ским сложением строк 1 и 2 табл. 10. Результат указан в строке 3 (величины для
уровня акустической мощности, образованной двустворчатым клапаном, приве-
дены в строке 16 табл. 7).
17. Рассчитать уровень акустической мощности системы непосредственно
после двустворчатого клапана. Расчет производят логарифмически, объединяя
величины каждой октавной полосы в строках 15 и 16 табл. 7. Методика расчета,
как в п. 6. Комбинированные уровни акустической мощности приведены
в строке 17. Следует отметить, что все комбинированные уровни, исключая октав-
ную полосу со средней частотой 63 Гц, подобны уровням, образованным двуствор-
чатым клапаном. Это обусловлено тем, что логарифмическая комбинация двух
уровней, отличающихся между собой на 10 дБ и более, равна большей величине.
18. Рассчитать звукопоглощение воздуховода длиной 1,2 м, расположенного
между двустворчатым клапаном и поворотным квадратным коленом в системе
воздуховодов. Расчет описан в п. 14, а величины строки 14 даны повторно
в строке 18.
19. Рассчитать уровень акустической мощности системы у квадратного по-
воротного колена за двустворчатым клапаном. Из величин строки 18 вычитают
величины строки 17 табл. 7. Полученные величины, округленные до целого,
приведены в строке 19.
20. Рассчитать уровень акустической мощности, возникающей из-за взаимо-
действия воздушного потока с квадратным поворотным коленом. В данном случае
нет точных формул расчета, однако метод определения уровня акустической мощ-
ности, образованной воздушным потоком в квадратном патрубке, дан в гл. 9
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
411
Рис. 3. Входное сечение воздуховода
с квадратным распределителем: DB —
диаметр воздуховода (0,254 м); I —
размер стороны в квадратном распре-
делителе воздуха (0,05 м); Sp — вход-
ное сечение распределителя воздуха:
= nDJ = Л-0,254 0,05 = 0,04 м2
Р в
в параграфе «Шум, создаваемый воздушным потоком». Для оценки уровня акусти-
ческой мощности, образуемой поворотом на 90° патрубка после двустворчатого
клапана, предполагают, что система представляет собой прямоугольный патрубок,
эквивалентный воздуховоду 0 0,254 м с площадью сечения потока, равной 0,04 м2,
т. е. диаметр окружности умножают на высоту 0,05 м, показанную на рис. 3.
Уровни акустической мощности определяют на основании уравнения 7
гл. 9 (дБ):
lw = f+g + h.
Расчет, данный в табл. 11 для различных функций, описывается ниже:
а) Величины спектральной функции F получают исходя из числа Струхаля
с помощью уравнения (8) гл. 9:
Ct - 6QfD
V ’
Так как
D= 1/W406- = 0 028м.
Г Л
17 198 м3/мин .о_с .
V ~~ 0,0406 м2 (0,09 м2/0,0929 м2) - 4876м/мин-
то
Число Струхаля St рассчитывают для каждой октавной полосы.
В строке 2 показаны величины спектральной функции F (рис. 9 гл. 9).
б) Функцию скоростей G определяют с помощью рис. 12 гл. 9 для скорости
4876 м/мин и площади 0,0406 м2. Однако скорость потока 4876 м/мин находится
вне шкалы рисунка, поэтому логарифмическую шкалу экстраполируют до этой
величины. Вертикальную шкалу также экстраполируют для получения G = 28 дБ.
В строке 3 приведена величина G для каждой средней частоты октавной полосы.
в) Величины коррекции Н берут из табл. 12 гл. 9, и они приведены в строке 4
табл. 11.
г) Уровень акустической мощности, создаваемой потоком, который проходит
через квадратный патрубок, установленный под углом 90°, определяется суммой
412
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
11. Уровни акустической мощности, образуемые квадратным патрубком,
установленным под углом 90° (пример 3)
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Число Струхаля [уравнение(8) гл. 9] 0,18 0,35 0,70 1,40 2,80 5,60 11,20 22,40
2 Спектральная функция F, дБ (рис. 9 гл. 9) 73 71 68 61 52 43 37 34
3 Функция скоро- стей G, дБ (рис. 12 гл. 9) 28 28 28 28 28 28 28 28
4 Коррекция Н, дБ (табл. 12 гл. 9) 16 19 22 25 28 31 34 37
5 Уровень акусти- ческой мощности, дБ (сумма строк 2, 3 и 4) 117 118 118 114 108 102 99 99
строк 2, 3 и 4. Полученные уровни акустической мощности октавной полосы даны
в строке 5, а также указаны в строке 20 табл. 7.
21. Рассчитать уровень акустической мощности, образуемой потоком над
стопорными штифтами 0 0,012 м, установленными в потоке. Общий уровень
акустической мощности, создаваемой одним штифтом, рассчитывается по фор-
муле (14) гл. 9:
, 1Л1 / 3,125-107pV6£)2\
Lw = Ю lg •
Величина частотных коррекций дана в табл. 15 гл. 9 для случая, когда
максимальная частота fp для круглых штифтов вычисляется по уравнению (15)
гл. 9:
fp = 0,2V/d,
где d — диаметр штифта, м.
Если стопорные штифты находятся на расстоянии 0,05 м от выходного отвер-
стия системы подачи воздуха, необходимо рассчитать следующие параметры:
площадь потока штифтов
S = (0,50м-0,05м) 4 = 0,1 м2;
скорость потока
198,2 м3/мин
V= б'.Тм* = 32м/С;
р = 1,19 кг/м3 для воздуха при 24° С;
D_T/±W 0J8„h
Г О, 1
с = 346 м/с;
d = 0,0127 м.
а) Рассчитать общий уровень акустической мощности по уравнению (14)
гл. 9:
. 1Л1 / 3,125.107-1,19-32е*0,182\ _ с
Lw = Юlg(-!---------) = 75 дБ.
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
413
12. Уровни акустической мощности, генерируемой стопорными штифтами
в квадратном распределителе воздуха, дБ (пример 3)
Средняя частота октавной полосы, Гц
Параметр
63 125 250
500 1000 2000 4000 8000
1
2
3
4
5
Общий уровень акустической
мощности [уравнение (14) гл. 9]
Частотные коррекции (табл. 15
гл. 9)
Уровень акустической мощности
от одного штифта (строка 1 плюс
строка 2)
Коррекция для четырех штифтов
Уровень акустической мощности
от четырех штифтов (строка 3
плюс строка 4)
75
— 16
59
75
— 6
69
75
— 7
68
75
— 12
63
57 52
+ 6 +6 +6
74 69 63
№
Эта величина приведена для каждой частоты в строке 1 табл. 12.
б) Рассчитать максимальную частоту fp:
, 0,2-32 г
0,0127 ~ 504Гц-
Эта величина находится в пределах октавной полосы 500 Гц.
в) Получить частотную коррекцию из табл. 15 гл. 9 и ввести величину —4 дБ
для fp в октавную полосу 500 Гц. Частотная коррекция дана в строке 2 табл. 12.
г) Рассчитать уровни акустической мощности для каждой октавной полосы
(сложение величин строк 1 и;2 табл. 12). Полученные величины являются уров-
нями акустической мощности от одного штифта в потоке и приведены в строке 3.
Рассчитать уровень акустической мощности от четырех штифтов. Так как
штифты одинаковые, то каждый из них образовывает равную акустическую мощ-
ность (Вт), если предположить, что поток над каждым штифтом также одинаков.
Уровень акустической мощности от одного штифта можно определить следующим
образом (дБ):
LIF = 101g (^/Гэтал),
где Lw — уровень акустической мощности одного штифта, дБ; W — акустическая
мощность одного штифта, Вт; №этал — эталонная мощность, 10"12 Вт.
Уровень акустической мощности четырех штифтов (дБ)
L'w = ю 1g (4ТС7И7Этал) = 10 1g (^/1^ЭТал) + Ю 1g 4 = LW + 6.
Следовательно, уровень акустической мощности четырех одинаковых штифтов
на 6 дБ больше, чем одного из штифтов. Для четырех штифтов в каждой октавной
полосе к уровню одного штифта прибавляют 6 дБ (строка 4). Сложением строк 3
и 4 получают уровень акустической мощности, генерируемой четырьмя штифтами
(строка 5 табл. 12, а также строка 21 табл. 7).
22. Рассчитать общий уровень акустической мощности системы подачи воз-
духа после выходного отверстия. Для этого расчета надо произвести логарифми-
ческую комбинацию величин строк 19, 20 и 21 табл. 7. Способ расчета, как в п. 6,
на три уровня акустической мощности не объединяют. Метод можно пояснить
следующим примером для средней частоты октавной полосы:
+ _1|9ДБ.
414
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Результаты приведены в строке 22 табл. 7. Они представляют собой уровни
акустической мощности октавной полосы на выходе системы у охлаждаемых
пресс-форм.
23. Определить потери отражения на конце выходного отверстия системы.
Эти величины даны в табл. 11 гл. 9 для различных размеров воздуховодов. Для
отверстия воздуховода с площадью 0,03 м2 в строке 23 табл. 7 указаны потери
отражения на конце воздуховода. В примечаниях к табл. 11 гл. 9 указывает, что
следует использовать значение входного отверстия больших размеров, располо-
женного рядом. По этой причине в данном примере рассматривается сечение
645 см2.
24. Рассчитать уровень акустической мощности на выходе, создаваемой вос-
ходящим потоком. Для этого из величин строки 23 вычитают величины строки 22.
Полученные уровни акустической мощности даны в строке 24 табл. 7.
25. Рассчитать уровень акустической мощности воздушного потока, выхо-
дящего из системы в виде струи. Для расчета используют уравнение (26) гл. 9 (дБ)
buz = 101g (5/nV2g-1011).
С помощью уравнения (26) определяют акустическую мощность для струи
круглого сечения, а не в виде щели. Данное уравнение используют для оценки
уровня акустической мощности, генерируемой потоком у щели.
Среднюю скорость на выходе рассчитывают на основании объемной скорости
потока 198 м3/мин и площади выходного отверстия 0,123 м2. Тогда
.. 198 м3/мин .
1'« = 0,l23«..60 - 26|7Mfc
Число Маха (скорость звука определена в п. 16, б)
Из табл. 20 гл. 9 определяют постоянную эффективность £ для М — 0,08:
£ = 8М3-10"6.
Расход массы потока in = 3,9 кг/с для секции в системе воздуховодов с установ-
ленным в ней воздушным клапаном рассчитан ранее в п. 16, а.
На основании вышеприведенных величин решаем уравнение (26) гл. 9:
101g [5 (3,9) (26,7)2 (8-0,083-IO"6) (10)11] = 78 дБ.
Величина Lw приведена для каждой октавной полосы в строке 1 табл. 13. Общий
уровень акустической мощности следует скорректировать с помощью табл. 22
гл. 9 для того, чтобы получить уровни акустической мощности октавной по-
лосы. Максимальную частоту fp рассчитывают по уравнению (27) гл. 9:
f -V-.
'р 5D
Эквивалентный диаметр струи круглого сечения рассчитывают по формуле
D=y^ =Т/±0Л23
ГЛ гл
где Sc — площадь сечения.
Следовательно,
f 26,7 1Q,r
~ 5(0,4) ~ 3,4 Гц’
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
415
18. Уровни акустической мощности воздушного струйного потока на выходе системы 3
дБ (пример 3)
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Общий уровень акустической мощности [уравнение (26) гл. 9] 78 78 78 78 78 78 78 78
2 Коррекция частоты (табл. 2 гл. 9) — 10 -13 -18 — 23 -28 -33 -38 -43
3 Уровень акустической мощности октавной полосы (строка 1 плюс строка 2) 68 65 60 55 50 45 40 35
Из табл. 2 гл. 2 видно, что 13,4 Гц лежит в пределах октавной полосы 16 Гц,
a 4fp = 53,6 Гц и находится в пределах октавной полосы 63 Гц. Поправочные
коэффициенты для уровня акустической мощности получают на основании табл. 22
гл. 9 с коррекцией —10 дБ для 4fp.
Величина —10 дБ приведена в строке 2 табл. 13 для октавной полосы со
средней частотой 63 Гц. Величины —13 и —18 дБ получаются соответственно для
8fp и 16/р из табл. 22 гл. 9. Коррекция для частот более чем 16/р не дана в таблице,
поэтому для более высоких частот величины экстраполируют, вычитая 5 дБ из
каждой следующей величины октавной полосы.
26. Уровень акустической мощности октавной полосы на выходе системы
(см. рис. 2) рассчитывают с помощью логарифмирования величин в строках 24
и 25 и полученные величины даны в строке 26 табл. 7. Следует отметить, что
уровень акустической мощности, генерируемой струей на выходе, приблизительно
на 80 дБ ниже уровня восходящего воздушного потока.
Уровни акустической мощности октавной полосы на выходе системы даны
в строке 26 табл. 7. Уровень акустической мощности в любом другом месте си-
стемы также может быть определен из соответствующей строки таблицы.
На основании расчетов системы, сведенных в табл. 7 можно определить уро-
вень звукового давления у рабочего места оператора. Оператор находится на
расстоянии 3 м от двустворчатого клапана, установленного в воздуховоде, и на
расстоянии 3,5 м от выхода потока вблизи стопорных штифтов диаметром 0,13 мм.
Уровень акустической мощности после двустворчатого клапана дан в строке 17
табл. 7, а уровень акустической мощности на выходе — в строке 26. Уровень
акустической мощности от двустворчатого клапана ослабляется стенками воздухо-
вода, и величины, рассчитанные в этой таблице, являются уровнями акустической
мощности внутри воздуховода. Расчет уровня звукового давления у рабочего места
оператора описан ниже и приведен в табл. 14.
Рассчитать уровень акустической мощности вне воздуховода у двустворчатого
клапана. Для этого из уровня акустической мощности внутри воздуховода вычи-
тают звукоизоляцию стенки воздуховода.
а) Уровень акустической мощности октавной полосы внутри воздуховода
берут из строки 17 табл. 7 и приводят в строке 1 табл. 14.
б) Номинальная звукоизоляция стенки воздуховода рассчитывается по урав-
нению (30) гл. 9 для частоты, равной или ниже круговой частоты (дБ):
ДЧом +50-
Круговую частоту fr находят с помощью уравнения (27) гл. 9 (Гц):
14. Определение уровня звукового давления Л-шкалы у рабочего оператора, дБ (пример 3)
Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 &Э00
1 Уровень акустической мощности внутри воз- духовода после двустворчатого клапана (стро- ка 17 табл. 7) 115 125 134 137 134 128 119 110
2 Номинальная звукоизоляция стенки воздухо- вода [уравнение (28) гл. 9] 28 28 28 28 28 28 28 28
3 Частотные коррекции к номинальной звуко- изоляции (табл. 23 гл. 9) — 8 — 7 — 6 -5 — 4 -3 — 2 — 4
4 Звукоизоляция стенки воздуховода (строка 2 плюс строка 3) 20 21 22 23 24 25 26 24
5 Эквивалентный уровень акустической мощности вне воздуховода (строка 1 минус строка 4) 95 104 .112 114 ПО 103 93 86
6 Коррекция для преобразования к Lpt [уравнение (1) гл. 4] — 20,7 — 20,7 — 20,7 -20,7 — 20,7 — 20,7 — 20,7 — 20,7
7 Уровень звукового давления октавной полосы, создаваемого клапаном у рабочего места опе- ратора (строка 5 плюс строка 6) 74 83 91 93 89 82 72 65
8 Уровень акустической мощности на выходе системы подачи воздуха (строка 26 табл. 7) 107 118 130 136 134 128 119 ПО
9 Коррекция для преобразования к Lpi [уравнение (1) гл. 4] — 22,3 -22,3 — 22,3 -22,3 — 22,3 — 22,3 — 22,3 — 22,3
10 Уровень звукового давления октавной полосы, создаваемого выходным отверстием у рабочего места оператора (строка 8 плюс строка 9) 85 96 108 114 112 106 97 88
11 Общий уровень звукового давления у рабо- чего места оператора 85,3 96,2 108,1 114,0 112,0 106,1 97,0 88,0
12 Корректирующие коэффициенты А-шкалы (табл. 3 гл. 2) — 26,3 — 16,1 — 8.6 — 3,2 0 + 1,2 + 1,0 —1,1
13 Уровни звукового давления с корректирующей характеристикой А (строка 11 плюс строка 12) 59,0 80,1 99,5 110,8 112,0 107,3 98,0 86,9
14 Уровень звукового давления Л-шкалы 115 дБ (А)
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
417
Толщина листового металла составляет 1,52 мм, следовательно,
ДЬ/нОм = 101g (0,00598) + 50 = 28 дБ (округленно).
Круговую частоту рассчитывают на основании уравнения (29) гл. 9 с с/ = 5100 м/с
для стали и D = 0,254 м:
= =6391 Гц’
Величина 6391 Гц находится в пределах октавной полосы 8000 Гц; поэтому в этом
примере все величины звукоизоляции стенки воздуховода в октавной полосе
могут быть рассчитаны на основании уравнения (30) гл. 9, а 28 дБ приведены
в строке 2 табл. 14 для каждой октавной полосы.
в) Коррекция к номинальной звукоизоляции получается из табл. 23 гл. 9
с fr= 6391 Гц, которая находится в пределах октавной полосы 8000 Гц. Коррек-
ция дана в строке 3 табл. 14. Величина коррекции для октавной полосы 63 Гц
получается экстраполяцией табл. 23 гл. 9, где для каждой последующей более
низкой октавной полосы вычитается 1 децибел.
г) Звукоизоляция для воздуховода длиной 0,254 м определяется сложением
величин строк 2 и 3, полученный результат дан в строке 4.
д) Эквивалентный уровень акустической мощности вне воздуховода рассчи-
тывают, вычитая величины строки 4 из величин строки 1. Результаты расчета
приведены в строке 5.
е) Уровень звукового давления на расстоянии 3 м от воздуховода с двуствор-
чатым клапаном рассчитывается на основании уравнения (1) гл. 4 (дБ):
Lpl = Lwi+ 101g (-^ + -2^).
Предполагая, что источник шума находится в большом здании или производ-
ственном помещении и отражающие поверхности находятся далеко от источника
по сравнению с 3 м, можно произвести оценку звукового давления, пренебрегая
членом 0,36/Л.
Таким образом,
- /.„<+ 10 IS (JS1-) .
Как видно из рис. 1 гл. 4, источник находится далеко от отражающих поверхно-
стей, Qqi = 1 и г = 3,048 м, тогда
LPi « LWI + 101g [4я ~ Lwi -20,7 дБ.
Данное уравнение применимо для каждой октавной полосы, а уровень звукового
давления меньше на 20,7 дБ уровня акустической мощности. Величина —20,7 дБ
вводится для каждой октавной полосы в строку 6 табл. 14. Уровень звукового
давления октавной полосы у рабочего места оператора, приведенный в строке 7,
определяется суммой строк 5 и 6. Эта величина является уровнем звукового давле-
ния, создаваемого только двустворчатым клапаном, а не представляет собой общий
уровень звукового давления.
ж) Рассчитать, как влияет на уровень звукового давления у рабочего места
оператора акустическая мощность, создаваемая на выходе воздушного потока из
системы. Уровни акустической мощности даны в строке 26 табл. 7 и приведены
повторно в строке 8 табл. 14. Для коррекции уровня акустической мощности
вновь используется уравнение (1) гл. 4:
ip/-Z-iFz + 101g(^r),
14 Под ред. Л. Л. Фолкнера
418
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
где Qqi = 1; г = 3,7 м;
Lpz = LWi + 101g = LWi — 22»3 ДБ-
Величина —22,3 дБ приведена для каждой октавной полосы табл. 14 в строке 9.
Уровни звукового давления у рабочего места оператора, создаваемого акусти-
ческой мощностью на выходе системы, получают сложением строк 8 и 9; результат
дан в строке 10.
з) Рассчитать уровни звукового давления у рабочего места оператора, созда-
ваемого обоими источниками. Расчет производится логарифмическим сложением
величин строк 7 и 10. Из определения уровня звукового давления (дБ)
LP=ioigM-)2.
\ Рэтал /
Комбинация двух величин Lpl и Lp2
Ьр (КОМб) = Ю 1g Г ( ———) + ( ) 1 ,
L \ Рэтал / \ Рэтал / J
где
и
Таким образом,
Lp (КОМб) = 10 1g [1g-1 + 1g-1 (4г) ] •
Для октавной полосы со средней частотой 63 Гц расчет принимает вид
Ьрскомб) = 101g [1g-1 (4£) + 1g-1 (ту) ] = 85,3 дБ.
Этот же расчет производится для остальных октавных полос; полученные резуль-
таты даны в строке 11.
и) Определить уровень звукового давления Л-шкалы у рабочего места опера-
тора. Коэффициенты октавной полосы с корректирующей характеристикой А
получают из табл. 3 гл. 2, они повторно даны в строке 12 табл. 14. Уровни звуко-
вого давления с корректирующей характеристикой А определяют сложением
величин строк 11 и 12; полученный результат дан в строке 13.
Уровень звукового давления Л-шкалы рассчитывают, логарифмируя все
величины в строке 13 следующим образом:
Lp (4-шкалы) = 101g [1g-1 (-^-) +
Мт) + '*'(т)]’
где величины LP1, LP2, ...» Lpn представляют собой уровни звукового давления
октавной полосы с корректирующей характеристикой А. Этот расчет дает 115 дБ
для уровня звукового давления у рабочего места оператора.
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
419
Рассчитанный уровень звука в 115 дБ у рабочего места оператора превышает
90 дБ для восьмичасовой работы, рекомендуемой Законом об охране здоровья
США (OSHA). Это означает, что конструкция системы должна быть изменена для
понижения уровня звука у рабочего места оператора. Из табл. 7 видно, что основ-
ным источником шума является двустворчатый регулирующий клапан, шум от
которого преобладает над остальными источниками в системе. Для получения
клапана, регулирующего воздушный поток с более низким уровнем шума, надо
обратиться к поставщику систем подачи воздуха. Другое решение этого вопроса —
применение звукоизолирующего материала, которым обматывается секция возду-
ховода с установленным в ней регулирующим клапаном, или сооружение огражде-
ния вокруг воздуховода. Для получения необходимого уровня звукового давления
у рабочего места оператора можно также сделать частичное ограждение на выходе
воздушного потока. Методы разработки ограждений, удовлетворяющих определен-
ным требованиям ослабления шума, описаны в гл. 5.
Пример 4
Расчет уровня шума, создаваемого печью
непрерывного действия, и его ослабление
Газовая печь для непрерывных процессов показана на рис. 4. Конвейер подает
топливо в печь через отверстие, расположенное на боковой стенке. Под печи
приспособлен для установки конвейера. В верхней части печи имеется отверстие
для отсоса отработанных газов. Воздуходувка, подающая воздух для горения,
расположена вне печи. Для снижения шума воздуходувка поставляется с глуши-
телем.
Технические характеристики воздуходувки
Число лопастей............................................. 27
(радиальных)
Частота вращения, об/мин................................. 3520
Гидростатический напор, м вод. ст.......................... 0,9
Скорость потока Q, м8/мин ................................. 28
Температура воздуха у входного отверстия, °C............... 21
Сумма внутренних поверхностей печи дана в табл. 15; все внутренние поверх-
ности облицованы огнеупорным кирпичом. Температура у торцовых отверстий
составляет 426° С. Внутри печи установлены шесть одинаковых газовых горелок.
Выходная акустическая мощность одной горелки дана в столбце 2 табл. 16.
15. Площадь поверхностей печи непрерывного действия (пример 4)
Поверхность Площадь, м2
Торцовые отверстия (каждое) 0,088
Отверстие пода 0,176
Отверстие для выпуска газа в верхней части 0,064
Общие площади выходных отверстий 0,416
Общая площадь поверхностей внутри печи (включая отверстия) 14,22
Площадь, футерованная огнеупорным материалом 13,80
14*
420
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Рис. 4. Схема поверхностей печи непрерыв-
ного действия:
1 — свод печи; 2 — торцовая стенка; 3 —
отверстие; 4 — боковая стенка; 5 — воздухо-
дувка, установленная вне печн
Эти величины, полученные экс-
периментально, представлены изго-
товителями горелок. Расход тепла
горелки — оптимальный для мини-
мального образования шума при
необходимой мощности.
Определение уровня шума си-
стемы состоит в следующем.
1. Рассчитать общую акустиче-
скую мощность на входе печи.
Входная мощность образуется ше-
стью горелками и воздуходувкой
для подачи воздуха для горения.
а) Величина акустической мощ-
ности, создаваемой одной горелкой,
предоставляется изготовителем и
дана в столбце 2 табл. 16.
Ее умножают на шесть (для
шести горелок). Полученные вели-
чины приведены в столбце 3.
б) Уровень акустической мощ-
ности воздуходувки определяется
уравнением (4) гл. 9 (дБ):
Lw = Kw + [(Ю lgQ + 20lg P) - 12,6] + ALf.
Методика оценки уровня акустической мощности Lw описана в примере 1
гл. 9. Расчеты для этого примера приведены в табл. 17 без их подробного описания.
Акустическая мощность получается из определения уровня акустической
мощности
Lw= 101g (IT/10-12),
где Lw — уровень акустической мощности, дБ; W — акустическая мощность, Вт.
Следовательно,
W = 10-121g-1 (L^/10).
Используя это соотношение, величины в последней строке табл. 16 преобразуют
в величину акустической мощности, которая приведена в столбце 4 табл. 16.
16. Акустическая мощность (Вт) на входе печи (пример 4)
Средняя частота октавной ^полосы, Гц Акустическая мощность одной горелки* Акустическая мощность шести горелок Акустическая мощность воздуходувки Общая акустическая мощность
63 0,01000 0,0600 0,0398 0,0998
125 0,01180 0,0708 0,0200 0,0908
250 0,01485 0,0891 0,0126 0,1017
500 0,04695 0,2818 0,0126 0,2944
1000 0,01180 0,0708 0,0040 0,0748
2000 0,00075 0,0045 0,0080 0,0125
4000 0,00012 0,0007 0,0006 0,0013
8000 0,00010 0,0006 0,0005 0,0011
♦ Акустическая мощность определяется экспериментально < : помощью од-
ной горелки в мощной акустической печи. Эти товителем горелок. величины представляются изго-
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
421
17. Уровни акустической мощности у входного и выходного отверстий
воздуходувки (пример 4)
Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровень удельной акустической мощ- ности К^г, дБ (см. рис. 3 гл. 9) 48 45 43 43 38 33 30 29
Поправочный коэффициент 10 lg Q + + 20 lg Р — 12,6; дБ 61 61 61 61 61 61 61 61
Приращение частоты лопасти (см. рис. 3 и табл. 1 гл. 9) 0 0 0 0 0 0 0 0
Коррекция для преобразования об- щей акустической мощности в аку- стическую мощность только у вход- ного или выходного отверстия, дБ — 3 -3 — 3 — 3 — 3 — 3 — 3 — 3
Уровень акустической мощности для входного и выходного отверстий, дБ 106 103 101 101 96 99 88 87
Общая'акустическая мощность (Вт) на входе печи показана в столбце 5 и
получена сложением столбцов 3 и 4.
2. Рассчитать интенсивность звука внутри печи на основании уравнения (36)
гл. 1:
Коэффициент среднего звукопоглощения
где at-, Si — соответственно звукопоглощение и площадь f-ой поверхности.
а) Предполагаем, что звукопоглощение огнеупорной футеровкой печи то же,
что и строительного кирпича. Коэффициент звукопоглощения приведен в строке 1
табл. 18. В табл. 1 гл. 5 эти величины даны как минимальные величины.
б) Площадь поверхности внутри печи, футерованная огнеупорным кирпичом,
составляет 13,80 м1 2, берется из табл. 15 и приведена повторно в строке 2 табл. 18.
в) Предполагаем, что коэффициент звукопоглощения для отверстий в печи
равен единице (строка 3).
г) Общая площадь отверстий в печи дана в строке 4 и составляет 0,42 м2.
д) Коэффициент среднего звукопоглощения а рассчитывают по формуле
в строке 5. (Произведение величин строк 1 и 2 плюс произведение величин строк 3
и 4. Сумму делят на общую площадь внутренней поверхности печи 14,22 м2).
е) Постоянная ограждения R' рассчитывается по формуле
1 — a
где St — общая площадь внутренней поверхности печи 14,22 м2; a — коэффи-
циент, приведенный в строке 5 табл. 18. Величина постоянной ограждения дана
в строке 6.
ж) Интенсивность звука внутри печи вычисляют по уравнению (36) гл. 1.
Член (4/2?' + 1/Sr) рассчитывают на основании величин в строке 6 табл. 18 и
общей площади поверхности 14,22 м2. Результаты расчета приведены в строке 7.
18. Уровень звукового давления у рабочего "места (пример 4)
№• Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 126 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Коэффициент звукопоглощения огнеупорного кир- пича (X; 0,01 0,01 0,01 0,01 0,02 0,02 0,02 0,02
2 Площадь печи, футерованная огнеупорным ‘ кир- пичом, м2 13,80 13,80 13,80 13,80 13,80 13,80 13,80 13,80
3 Коэффициент звукопоглощения отверстий 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00
4 Общая площадь пропускного сечения, м2 0,42 0,42 0,42 0,42 0,42 0,42 0,42 0,42
5 Коэффициент среднего звукопоглощения N а=^т2 a‘Si i=i 0,04 0,04 0,04 0,04 0,05 0,05 0,05 0,05
6 Постоянная ограждения R' = ST—°° 1 — а 0,59 0,59 0,59 0,59 0,75 0,75 0,75 0,75
7 4/Rf + \/ST 6,85 6,85 6,85 6,85 5,40 5,40 5,40 5,40
8 Акустическая мощность внутри печи W, Вт (табл. 17, столбец 5) 0,0998 0,0908 0,1017 0,2944 0,0748 0,0125 0,0013 0,0011
9 Интенсивность звука внутри печи, Вт/м2 1 = W + 7s-) (строка 7, умноженная на строку 8) 0,684 0,622 0,697 2,017 0,404 0,068 0,007 0,006
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Продолжение табл. 18
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
10 Эффективная акустическая мощность, излучаемая от головки печи, Вт, Т^зфф = Ц/А == (0,3) (0,064) I 0,0131 0,0119 0,0134 0,0387 0,0078 0,0013 0,0001 0,0001
11 Эффективная акустическая мощность, излучаемая от каждого торцового отверстия, Вт 1^эфф = ^/Л = = (0,3) (0,088) I 0,0181 0,0164 0,0184 0,0532 0,0107 0,0018 0,0002 0,0002
12 Эффективная акустическая мощность, излучаемая от пода, Вт, 1Гэфф = = (О 1 (0,176) 0,1204 0,1095 0,1227 0,3550 0,0711 0,0120 0,0012 0,0011
13 Общая эффективная акустическая мощность ТГу, Вт (строка 10 плюс удвоенная строка 11 плюс строка 12) 0,1697 0,1542 0,1729 0,5001 0,1003 0,0169 0,0017 0,0016
14 Уровень эффективной акустической мощности, дБ, Lwi = 10 lg (IFy/lO-18) 112,3 111,9 112,4 117,0 110,0 102,3 92,3 92,0
15 Уровень звукового давления у рабочего места, дБ, L>pi = ““ 20 1g г — 11 88,6 88,2 88,7 93,3 86,3 78,6 68,6 68,3
16 Весовые корректирующие коэффициенты Л-шка- лы, дБ (табл. 3 гл. 2) — 26,2 -16,1 — 8,6 — 3,2 0,0 + 1,2 + 1,0 -1,1
17 Уровни звукового давления с корректирующей характеристикой А (строка 15 плюс строка 16) 62,4 72,1 80,1 90,1 86,3 79,8 69,6 67,2
18 Эквивалентный уровень звукового давления Л-шка- лы, дБ А 92 ' 1
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ<ШУМОВ
424
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Акустическая мощность, создаваемая внутри печи, берется из столбца 5 табл. 16
и приведена повторно в строке 8 табл. 18.
Интенсивность звука внутри печи рассчитывают, перемножая величины строк
7 и 8. Результат приведен в строке 9.
3. Рассчитать уровень звукового давления у рабочего места.
а) Эффективная акустическая мощность у любого рабочего места выражается
№Эфф = т]/у4, где т] — коэффициент излучения, данный в табл. 16 гл. 5; / —
интенсивность звука каждого отверстия и А — площадь отверстия. Эффективная
мощность, излучаемая от отверстия в верхней части печи, рассчитана в строке 10
табл. 18 при т] = 0,3; А = 0,064 м2; величина / берется из строки 9. Эффективная
мощность, излучаемая от каждого торцового отверстия, рассчитана в строке 11
табл. 18 при т] = 0,3; А = 0,088 м2; I берется из строки 9.
Результаты расчета эффективной мощности отверстия в поде печи даны
в строке 12. В этом случае т] = 1,0, потому что под печи направлен вглубь пола,
который рассматривается как отражатель звука. Площадь пропускного сечения
пода составляет 0,176 м2, а значения / даны в строке 9.
б) Общая эффективная акустическая мощность представляет собой сумму
строк 10, 12 и удвоенной строки 11 (учитывают отверстия у каждого конца).
Результаты расчета даны в строке 13.
в) Уровень эффективной акустической мощности (дБ)
LWi = 101g(Fr/10-12),
а результаты расчета даны в строке 14 табл. 18.
г) Зависимость между уровнем акустической мощности и уровнем звукового
давления у рабочего места выражается уравнением (1) гл. 4 (дБ):
Lpi = LW{ + 10 lg
Для данного примера предполагают, что печь установлена в большом помеще-
нии и рабочее место находится около источника, поэтому членом 4/А можно пре-
небречь. Направленность Qqi принимают равной единице, так как направленность
источника выражалась в величинах т] в операции 3, г. Уравнение принимает вид
(в дБ)
Lpi = LWi + 10 lg [ = LWi + 10 lg [r-*] +
+ 10 lg = LWi - 20 lg [r] - 1!.
На основании формы печи, показанной на рис. 4, расстояние от рабочего места
до отверстия на головке или поде печи составляет 4,26 м, а расстояние от рабочего
места до торцовых отверстий — 4,3 м. Расстояние до центра всех отверстий будем
принимать 4,3 м. Следовательно,
Lpi = LWi — 20 lg [4,3] — 11 = LWi — 12,7 — 11 = LWi — 23,7.
Величины уровня звукового давления, полученные вычитанием 23,7 дБ из
величин строки 14, даны в строке 15.
д) Коэффициенты с корректирующей характеристикой А из табл. 3 гл. 2
приведены в строке 16 табл. 18. Уровни звукового давления с корректирующей
характеристикой А получают сложением величин строк 15 и 16, результаты кото-
рого даны в строке 17.
е) Уровень эквивалентной акустической мощности с корректирующей харак-
теристикой А определяется на основании данного ниже уравнения, а его величины
приведены в строке 18 (дБ):
L, - ю ls [is- (4*-) + is- + ... + lr. (Ja) ],
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
425
где Lp — уровень звукового давления с кор-
ректирующей характеристикой A; Lplt Lp2 ...
Lpn — уровни звукового давления октавной
полосы, дБ.
В результате расчета уровень звуко-
вого давления у рабочего места равен
92 дБ А, что превышает предельный уровень
90 дБ, установленный для восьмичасовой
работы.
Для снижения уровня звукового давле-
ния у рабочего места следует внести измене-
ния в конструкцию печи. Из строк 10, 11 и
12 табл. 18 видно, что эффективная акустиче-
Рис. 5. Глушитель или камера рас-
ширения, установленные у вход-
ного и выходного ,отверстий печи
непрерывного процесса для сниже-
ния уровня шума:
1 — глушитель с камерой расшире-
ния; 2 — ограждение пода печи
ская мощность, излучаемая от пода печи,
больше акустической мощности, излучаемой
от верхней части и торцовых отверстий. Оче-
видно, если бы под был полностью закрыт,
то уровень звукового давления понизился бы.
4. Рассчитать уровень звукового давле-
ния у рабочего места, когда под печи закрыт.
В этом случае площадь пропускного сечения
становится меньше, а закрытое отверстие пода футеровано огнеупорным кирпи-
чом. Площадь пропускного сечения будет составлять 0,24 м2, а площадь закры-
того отверстия 14,04 м2. Ограждение нижней части конвейера не изменяет пло-
щади торцовых отверстий печи. Следовательно, S0TB = 0,24 м2; £Огн.фут=
= 14,04 м2; St = 14,22 м2 (общая площадь).
Расчеты аналогичны произведенному выше и приведенному в табл. 18. Если
в конструкцию печи внесены изменения, следует использовать другие величины,
характеризующие эти изменения. В табл. 19 даны порядок вычислений и полу-
ченные результаты. Для удобства читателя нумерация строк табл. 19 соответ-
ствует нумерации строк табл. 18.
Полученный уровень акустической мощности с закрытым подом равен 88 дБА.
Эта величина находится в пределах допустимого в настоящее время уровня 90 дБА
для восьмичасовой работы. Однако существуют другие источники на площади,
занимаемой печью, поэтому необходимо дальнейшее уменьшение шума. С этой
целью можно установить глушитель или камеру расширения у каждого отверстия
печи. Для получения требуемого ослабления шума немаловажное значение имеет
длина камеры расширения, которая должна быть рассчитана. Глушитель может
быть изготовлен из любого материала, способного выдержать рабочую температуру
у отверстий.
5. Рассчитать уровень звукового давления у рабочего места в случае, если
у каждого торцового отверстия печи установлены глушители. Звукоизоляция
простой камеры расширения определяется уравнением (40) гл. 1. Один из способов
крепления камеры расширения показан на рис. 5:
Мр= 101g
[1+“’2S(>
Длина волны звука
1 =
f ’
где с = 25,05 /273 + Т°С, м/с.
% = 530,3//, где f — средняя частота октавной полосы.
Величины для к даны в строке 1 табл. 20.
19 Уровни звукового давления;, создаваемые печью с закрытым подои *
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1—4 См. строки 1—4 табл. 18
б Коэффициент среднего звукопоглощения N 0,03 0,03 0,03 0,03 0,04 0,04 0,04 0,04
1=1
6 ОС Постоянная ограждения R' = ST ——— 0,44 0,44 0,44 0,44 0,60 0,60 0,60 0,60
7 4/R' 4- i/sT 9,16 9,16 9,16 9,16 6,74 6,74 6,74 6,74
8 Акустическая мощность внутри печи W, Вт (из табл. 17, столбец 5) 0,0998 0,0908 0,1017 0,2944 0 0748 0,0125 0,0013 0,0011
9 Интенсивность звука внутри печи, Вт/м2, J = = W j (строка 7, умноженная на 0,914 0,832 0,932 2,697 0,504 0,084 0,009 0,037
строку 8) 0,0518
10 Эффективная акустическая мощность, излучаемая от верхнего отверстия печи, Вт, 1Уэфф = = 0,0175 0,1060 0,0179 0,0097 0,0016 0,0002 0,0001
= (0,3) (0,064)/
И Эффективная акустическая мощность, излучаемая от каждого торцового отверстия, Вт, 1УЭфф = 0,0241 0,0220 0,0246 0,0712 0,0133 0,0022 0,0002 0,0002
= ц/А = (0,3) (0,088) / 0,1227’
12 Эффективная акустическая мощность, излучаемая от пода, Вт, 1Уэфф = Т)/А = (1) / (0,176) 0,1204 0,1095 0,3550 0,0711 0,0120 0,0012 0,0011
13 Общая эффективная акустическая мощность Вт (строка 10 плюс строка 11, умноженная на 2) 0,0657 0,0600 0,0671 0,1942 0,0363 0,0060 0,00060 0,0005
14 Уровень эффективной акустической мощности, дБ, Lwi = 101g (IFr/10-‘2) 108,2 107,8 108,3 112,9 105,6 97,8 87,8 87,0
15 Уровень звукового давления у рабочего места, дБ, Lpi = L^pi — 20 lg г — 11 84,5 84,1 84,6 89,2 81,9 74,1 64,1 83,3
16 Весовые корректирующие коэффициенты А-шка- лы, дБ (из табл. 3 гл. 2) — 26,2 — 16,1 — 8,6 — 3,2 0,0 + 1,2 + 1,0 -1,1
17 Уровни звукового давления с корректирующей характеристикой А, дБ (строка 15 плюс строка 16) Эквивалентный уровень звукового давления А-шка* 58,3 68,0 76,0 86,0 81,9 75,3 65,1 62,2
18
лы, дБ 88
* Номера строк в этой таблице соответствуют номерам строк в табл. 18 (пример 4).
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
20. Уровни звукового давления для печи с закрытым подом и установленными у каждого торцового отверстия глушителя
или камеры расширения (пример 4)
№ Параметр Средняя частота октавной полосы, Гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
1 Длина звуковой волны X = 530/fCp, м 8,4 4,2 2,135 0,067 0,5 0,2745 0,12 0,06
Г / SK Sn \2
2 Звукоизоляция = 10 lg 1 + 0,25 $— ] X 0,0 0,3 1,0 2,8 4,5 0,1 1,7 3,9
X sin2 —— , дБ
3 Уровень акустической мощности у верхнего от- верстия, дБ Lw = 10 1g (1Гэфф/10"12) (1Гэфф из 102,4 102,0 102,5 107,1 99,9 92,0 83,0 80,0
строки 10 табл. 19)
4 Уровень акустической мощности у каждого тор- 103,8 103,4 103,9 108,5 101,2 93,4 83,0 83,0
цового отверстия, дБ, Lyy = 10 1g (1Гэфф/10 12) (ТГэфф из строки 11 табл. 19)
5 Уровень акустической мощности у каждого тор- цового отверстия с установленным глушителем, дБ (строка 4 минус строка 2) 102,4 103,1 102,9 105,7 96,7 93,3 81,3 79,1
6 Уровень акустической мощности у двух торцовых отверстий, дБ (строка 5+3 дБ) 105,4 106,1 105,9 108,7 99,7 96,3 84,3 85,1
7 Общая акустическая мощность у торцовых отвер- стий и верхнего отверстия дБ строка 6 + 107,2 107,2 107,5 110,9 102,8 97,6 86,7 84,2
+ строка 3 (логарифмическое сложение) 87,2 79,1 63,0 60,5
8 Уровень звукового давления у рабочего места, дБ Lpi = Lw - 20 lg г - И 83,5 83,8 83,8 73,9
9 Уровни звукового давления с корректирующей характеристикой А (из табл. 3 гл. 2), дБ — 26,2 -16,1 — 8,6 — 3,2 0,0 + 1.2 + 1,0 — 1,1
10 Уровни звукового давления с корректирующей характеристикой А, дБ (строка 8 плюс строка 9) 57,3 67,7 75,2 84,0 79,1 75,1 64,0 59,4
И Эквивалентный уровень звукового давления Л-шка- 86 дБ
i лы, дБ
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
428
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
а) Длина камеры расширения имеет значение при определении максимальной
звукоизоляции, что показано на рис. 16, б гл. 1. В табл. 19 максимальные уровни
звукового давления у рабочего места при октавных полосах со средней частотой
250, 500 и 1000 Гц даны в строке 17. На основании величин этой строки можно
сделать вывод, что максимальная звукоизоляция необходима в указанных трех
октавных полосах. Максимальная звукоизоляция для камеры расширения мини-
и ’ 2 / \ 1 г
мальнои длины имеет место при частоте, когда sirr (——\ = 1 [из уравнения
(40) гл. 1 ]. Это происходит при LK = %/4. При выборе максимальной звукоизоля-
ции в октавной полосе со средней частотой 1000 Гц длина глушителя с камерой
расширения должна составлять
А к = А/4 = 0,132 м.
Уравнение звукоизоляции камеры расширения принимает вид
Для того чтобы вышеупомянутое уравнение можно было применять, размер
поперечного сечения не должен превышать 4,46 м2 и площадь выходного отверстия
SB = 0,088 м2, как и раньше. В этом случае
дг mi riinoJ 2 0,95 \2 /0,87л\"|
Д£₽ = Idg [1 +0,25 ---Sln2(__)j.
Величины TL рассчитывают для каждой октавной полосы, используя 1 из строки 1
табл. 20. Результаты расчета приведены в строке 2.
б) Величины эффективной акустической мощности те же, что и в табл. 19,
а величины для уровня эффективной акустической мощности верхнего отверстия
даны в строке 3 и рассчитываются на основании уравнения
Lw= 101g (1Гэфф/10~12);
ТГэфф получают из строки^б табл. 19.
Уровень эффективной акустической мощности для каждого торцового отвер-
стия вычисляется на основании данного выше уравнения с 1Гэфф, взятой из
строки 7 табл. 19. Полученные уровни акустической мощности приведены
в строке 4 табл. 20.
в) Уровень акустической мощности у каждого торцового отверстия с глуши-
телем определяется вычитанием величины строки 2 из величин строки 4. Полу-
ченные результаты даны в строке 5 табл. 20.
г) Рассчитать уровень акустической мощности обоих торцовых отверстий
с установленными глушителями. Так как каждое отверстие имеет одинаковые
уровни акустической мощности, то к каждой величине строки 5 добавляют 3 дБ,
полученные результаты даны в строке 6.
д) Эквивалентный уровень акустической мощности у верхнего отверстия и
торцовых отверстий рассчитывают сложением величин строк 3 и 6, используя
уравнение (дБ)
Результаты расчета приведены в строке 7.
е) Уровень звукового давления у рабочего места рассчитывают по уравнению
(ДБ)
Lwi — Lwi — 20 lg г — 11
или LPi = Lwi — 23,7 для г = 4,3 м.
Полученные уровни звукового давления даны в строке 8.
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
429
ж) Корректирующие коэффициенты А-шкалы из табл. 3 гл. 2 приведены
в строке 9.
з) Уровни звукового давления октавной полосы с корректирующей характе-
ристикой А даны в строке 10, которая представляет собой сумму строк 8 и 9.
и) Эквивалентный уровень звукового давления A-шкалы равен 86 дБ, как
показано в строке 11.
Поскольку у каждого торцового отверстия печи установлены камеры расши-
рения, то уровень звука, излучаемого только печью, у рабочего места составляет
86 дБА. Этот уровень отвечает требованиям Закона об охране здоровья США
(OSHA). Однако следует учитывать другие источники шума в помещении. Умень-
шить шум можно с помощью простых изменений в конструкции печи, не влияющих
на процесс горения, а также за счет незначительного изменения температуры
внутри печи путем регулирования расхода топлива и скорости воздушного потока.
Если использовать более низкие скорости сгорания, то можно понизить акусти-
ческую мощность, образованную при горении.
Пример 5
Ослабление шума от пресса для картона
На рис. 6 показан пресс для изготовления картонных ящиков. Волнистый картон
подается к прессу в рулоне. В секции резки, расположенной над секцией пресса,
показанного на рисунке, ящикам из картона придается требуемая форма и раз-
меры. Механизм крепления (см. рис. 6) жестко закрепляет картон для точной его
установки в секции резки. Система сконструирована так, что картон непрерывно
натягивают с помощью фрикционных подающих роликов, как только прижимная
планка закрывается для того, чтобы установить точное положение и предотвратить
коробление картона в секции резки машины.
Для получения точного положения картона при условии высокой производи-
тельности устройства кулачок должен поворачиваться с малой угловой скоростью.
Подъем на профиле кулачка составляет 0,74 мм при повороте на 5°. Это требование
определили на основании экспериментального исследования наладки прессов.
Натяжные болты, показанные
на рисунке, регулируют в процессе
наладки, создавая достаточную
предварительную нагрузку на ку-
лачке толкателя и сохраняя кон-
такт в процессе цикла.
Первоначально для опоры ку-
лачкового вала у каждого конца
использовали два шарикоподшип-
ника, которые собирали друг за
другом, обеспечивая тем самым
жесткость конструкции. Подобная
конструкция позволяла уменьшить
прогиб кулачкового вала, который
испытывает нагрузку, и снизить
скорость вращения кулачкового
вала относительно вертикальной
плоскости. Однако эта конструкция
вызывает изгибающую нагрузку на
кулачковом валу, которая переда-
ется к боковым рамам машины и
приводит в результате к их прогибу.
Рис. 6. Устройство для зажима картона на
машине для изготовления картонных ящиков:
1 — прижимная планка; 2 — натяжной болт;
3 — пружина; 4 — расположенные друг за
другом подшипники; 5 — картон; 6 — шари-
коподшипники с меняющимся радиальным
контактом
430
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
Рис. 7. Осциллограмма уровня
звукового давления, полученная
на расстоянии 1 м от боковой
рамы механизма зажима. «Пи-
ки» показывают влияние удара
устройства крепления; слабые
флуктуации уровня звукового
давления между пиками харак-
терны для других элементов ма-
шин, создающих шум (напри-
мер подшипников, двигателя,
системы приводов и т. д.):
Lp—уровень звукового давле-
ния, дБ; t — время, с
Позднее было установлено, что периодически возникающий прогиб боковых рам
излучает акустическую энергию и является источником чрезмерного шума.
В производственных условиях измерение уровня звукового давления произво-
дилось в точке на расстоянии 1,5 м от пола и 1 м от боковой рамы секции крепле-
ния. Измеренный уровень звукового давления с корректирующей характеристи-
кой А составлял 94 дБ А для всех других механизмов. Осциллограмма уровня
звукового давления показана на рис. 7. С помощью датчика перемещения, уста-
новленного на прижимной планке, определено, что пики на осциллограмме свя-
заны с действием устройства крепления. Скорость повторения достаточно высокая
для того, чтобы можно отнести повторяющиеся пики к установившимся, а не им-
пульсным. Согласно Закону об охране здоровья (OSHA), если импульсы возникают
через интервалы меньше, чем полсекунды, их следует рассматривать как непрерыв-
ный звук (в случае 240 об/мин период импульса составляет одну четвертую се-
кунды). Для проверки частоты повторения импульсов, величины пика и длитель-
ности звука импульсного типа в стандарте 11-13—1971 1 рекомендуется исполь-
зовать метод осциллографирования.
Для исследования ускорения рамы, перпендикулярной к плоскости боковых
пластин, к боковой раме прикрепляли акселерометры. Ускорение боковых пла-
W-i -6,8кгс
стин, как оно воспроизведено на осцилло-
графе, соответствует данным рис. 7, пока-
зывая, что при движении боковая рама из-
лучает звук. Уровни ускорения других
поверхностей по крайней мере в десять раз
ниже, чем уровень боковых рам.
Ниже дан анализ и варианты ослабле-
ния шума для описанной системы.
На рис. 8, а схематически изображена
система до соприкосновения прижимной
планки с листом картона. Движение, обра-
зованное кулачком, происходит в такой
1 Стандарт США.
W2=19,5ksc
Рис. 8. Эквивалентные массы механизма зажима:
а — с эквивалентными пружинами; б — упрощен-
ная модель для мгновенно приложенной нагрузки,
когда действием пружины можно пренебречь;
/ — система с прижимной планкой и толкателем;
2 — преобразователь движения (подъемный уча-
сток кулачка); 3 — кулачок и эквивалентный ку-
лачковый вал
3)
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
431
короткий промежуток времени, что систему можно рассматривать так, как
она показана на рис. 8, б. Заданное относительное движение между кулачком
и толкателем длится в течение меньшего промежутка времени, чем собственная
основная частота системы. Для данного типа системы пружины можно удалить.
Сила, приложенная к каждой массе, равна и противоположна по направлению:
F = та,
где F — сила; т — масса; а — ускорение.
Подъем профиля кулачка передается с равной и противоположной по направ-
лению силой каждой массе с ускорением а = Fltn. Для массы 1 = Wjg;
а± = F/tnf, Для массы 2 т2 = W2/g; а2 = F/m2. Так как силы F равны (но проти-
воположны по направлению), отношение ускорения двух масс
а2 _ F/m2 _ тг
а± ~ Р/т1 ~ т2
Вследствие подъема на профиле кулачка ускорение каждой массы возникает
в один и тот же момент, поэтому полученные перемещения будут щметь такие же
соотношения, что и ускорения:
t
v = J a dt\
о
t
As = j v dt,
о
где v — скорость; As — перемещение.
Разность перемещений при постоянном ускорении будет соответствовать 1/т,
поэтому
Х2/Х1 = т1/т2 =
К движению системы предъявляется требование, чтобы ход прижимной планки
составлял 0,53 мм для закрепления картонного листа. Опыт показал, что необхо-
димый участок подъема на профиле кулачка должен составлять 0,74 мм с учетом
прогиба кулачкового вала. Последующий расчет объясняет это явление. —
вес прижимной планки и толкателя, 6,8 кгс; W2 — вес кулачка и половина веса
кулачкового вала, 19,5 кгс. Используется половина веса вала, потому что пред-
полагается, что его отклонение имеет форму прогиба и в данном случае движется
не весь вал. На основании теории вибрации в данном примере используется поло-
вина общего веса вала.
Прогиб кулачка определяется
6,8
*2- Г2 Х1~ 19,5 Х1'
Так как движение толкателя и прижимной пластинки составляет 0,53 мм, то
х2 = (0,53) = 0,19 мм.
1У,0
Расчет показывает, что общее относительное движение толкателя можно опре-
делить следующим образом.
Общее требуемое движение = 0,53 + 0,19 = 0,72 мм.
Рассчитанный участок подъема на профиле кулачка 0,72 мм почти соответ-
ствует экспериментальному участку подъема 0,74 мм. Резкое движение кулачка
(0,19 мм), обусловливаемое прогибом кулачкового вала, способствует прохожде-
432
КОНТРОЛЬ ПРОМЫШЛЕННЫХ ШУМОВ
нию изгибных волн кулачка вдоль вала к подшипникам в боковых рамах. Так как
подшипники жестко закреплены, к боковым рамам прикладывается момент силы,
что вызывает их движение и излучение звука.
Для данного типа системы желательно свести движение кулачка до минимума,
что возможно, уменьшая отношение масс Условия примера были таковы,
что требовалось внести изменения только в существующую конструкцию, а не
полностью ее реконструировать. Масса системы с прижимной планкой была умень-
шена за счет отверстий и изготовления прижимной балки из магния вместо серого
чугуна. В результате масса была уменьшена до 1,25 кг. Благодаря болтовому
соединению дисков у каждой стороны кулачка была увеличена его масса и масса
вала до 59,4 кг.
Таким образом,
Х2 = -^ X! = 4Й- (0.53) = 0,01 мм.
W 2 О<7,ТГ
Движение кулачка, обусловливаемое изгибом, уменьшилось до 0,175 мм. Кулачок
был отшлифован и участок подъема на профиле кулачка уменьшен до 0,6 мм.
Было установлено, что подшипники боковых рам не влияют на прогиб кулач-
ка, и они были заменены на опорные. Эта замена позволяет валу вращаться в под-
шипниках относительно плоскости, перпендикулярной к его оси при его изгибе,
что значительно уменьшает изгибающий момент, приложенный к боковым рамам.
Таким образом, основываясь на анализе конструкции, удалось внести сле-
дующие изменения в систему крепления: 1) уменьшить массу прижимной планки;
2) увеличить массу кулачка; 3) отшлифовать участок подъема на профиле кулачка
для того, чтобы отразить уменьшение изгиба в кулачковом валу; 4) заменить
шарикоподшипники с наклонным корпусом на подшипники опорного типа для
того, чтобы уменьшить изгибающий момент, передаваемый боковым рамам.
Следует отметить, что уменьшение веса (массы) прижимной планки и увеличения
веса (массы) кулачка дали в результате уменьшение отношения W-JW2i что, в свою
очередь, уменьшило изгиб кулачкового вала.
Вследствие проведенных измерений уровень звукового давления в том же
месте и при тех же условиях стал равен 85 дБ.
Литература
Глава 1
1. Sullivan J. W. «Sound Waves and Acoustical Definitions». Proceedings of Re-
duction of Machinery Noise Short Course. Edited by M. J. Crocker. Purdue
University, Lafayette, Indiana, 15—17 May 1974, pp. 10—20.
2. Jones G. R., Hempstock T. I., Mulholland K. A. and Stott M. A. Teach Your-
self Acoustics. London: The English Universities Press Ltd., 1967.
3. Beranek L. L., ed. Noise and Vibration Control. New York: McGraw-Hill
Book Co., 1971.
4. Beranek L. L. ed. Noise Reduction. New York: McGraw—Hill Book Co., 1960.
5. Beranek L. L. Acoustics. New York: McGraw-Hill Book Co., 1954.
6. Kinsler L. and Frey A. Fundamentals of Acoustics. 2d ed. New York: John
Wiley and Sons, 1962.
7. Bums W. Noise and Man, London: John Murray, Ltd., 1968.
8. ANSI Standard SI. 1—1971 (R—1960), Acoustical Terminology. American
National Standards Institute, Inc., 1430 Broadway, New York, New York
10018.
9. Industrial Noise Manual. 2d ed. American Industrial Hygiene Association,
1966.
10. Acoustics in Air Conditioning (1967). The Trane Company, La Crosse, Wis-
consin.
11. Thomson W. T. The Theory of Vibration with Applications. Englewood Cliffs,
New Jersey: Prentice—Hall. 1972.
12. Harris С. M. Handbook of Noise Control. New York: McGraw—Hill Book
Co., 1957.
13. Miller T. D. «Machine Noise Analysis and Reduction.» Sound and Vibration,
vol. i, no. 3, March 1967, pp. 8—14.
14. Ruzicka J. E. «Fundamental Concepts of Vibration Control.» Sound and Vibra-
tion, vol. 5, no. 7, July 1971, pp. 16—23.
15. Yerges L. F. «Noise Reduction in Metal Cutting Operations.» Proceedings
of Reduction of Machinery Noise Short Course. Edited by M. J. Crocker. Purdue
University, Lafayette, Indiana. 15—17 May 1974, pp. 251—257.
16. Davis D. D. Jr., Stokes G. M. Moore D. and Stevens G. L., Jr. «Theoreti-
cal and Experimental Investigation of Mufflers with Comments on Engine—
Exhaust Muffler Design.» NACA Technical Report No. 1192, 1954.
17. «Criteria for a Recommended Standard... Occupational Exposure to Noise.»
U. S. Department of Health, Education and Welfare, Washington. D. C. 20460.
18. «Information on Levels of Environmental Noise Requisite to Protect Public
Health and Welfare WITH an Adequate Margin of Safety» (March 1974). U. S.
Environmental Protection Agency, Washington. D. C. 20460.