Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении - Колотилов Н.Н., Алексеев С.П., Казаков А.М.

Author: Колотилов Н.Н. Алексеев С.П. Казаков А.М.

Tags: защита от производственных и прочих вредностей инженерия машиностроение механика технология машиностроения издательство машиностроение

Year: 1970

Similar

Шум на судах и методы его уменьшения

Справочник по контролю промышленных шумов

Борьба с шумом на автомобильных дорогах

Борьба с шумом и вибрацией на железнодорожном транспорте

Text

С. П. АЛЕКСЕЕВ, А. М. КАЗАКОВ, Н. Н. КОЛОТИЛОВ
БОРЬБА С ШУМОМ
И ВИБРАЦИЕЙ
В МАШИНОСТРОЕНИИ
I ПРОВЕРЕНО \
I J
ИЗДАТЕЛЬСТВО „МАШИНОСТРОЕНИЕ"
Москве 1970
♦♦♦
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие ...................................................... 3
Глава I. Понятие о звуке, шуме и вибрациях........................ 5
Глава II. Воздействие шума и вибраций на организм человека .... 19
Глава III. Нормирование спектров шумов и вибраций................ 27
Глава IV. Методы исследования и приборы для измерения и анализа
шума и вибраций.................................................. 32
Измерение шума на рабочем месте....................... —
Определение акустической мощности машин............... 37
Измерение вибраций ................................... 45
Применение теории случайных явлений к ошибкам измере-
ния .................................................. 47
Глава V. Общие технические и организационные методы борьбы с шу-
мом и вибрациями на производстве....................... 51
Глава VI. Звукопоглощение.............................. 59
Глава VII. Звукоизоляция................................. 73
Общие сведения ........................................ —
Методы расчета однослойных звукоизолирующих преград 85
Многослойные звукоизолирующие преграды........ 95
Определение уровня шума, проникшего через ограждения 98
Глава VIII. Виброизоляция и вибропоглощение..................... 104
Виброизоляция ....................................... 106
Расчет амортизаторов................;................ 115
Вибропоглощение.........................\ ....... 126
Виброгашение ...................................... 134
Глава IX. Борьба с шумом на путях его распространения........... 137
Защита от шума машин в цехах........................... —
Звукоизолирующие кабины и отражающие экраны .... 140
Глава X. Методы борьбы с аэродинамическими шумами............... 149
Природа аэродинамических шумов......................... —
Типы глушителей аэродинамического шума и их расчет . . . 153
Глава XI. Индивидуальные средства защиты от шума и вибраций . . . 171
Защита от шума ........................................ —
Защита от вибраций. Профилактика вибрационной болезни 173
Противопоказания для работы в шумных производствах и
производствах с воздействием вибраций на работающих 174
Глава XII. Борьба с шумом и вибрацией на некоторых производствах
и установках.................................................... 176
Вентиляционные системы .......................1 . . . —
Насосы .............................................. 192
Компрессорные установки.............................. 194
Производственные участки, связанные с клепкой и штампов-
кой ................................................. 200
Металлорежущие станки................................ 202
Ручной механизированный инструмент.................. 203
Литература .................................................... 206

УДК 628.517.2+ 517
Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении.
Алексеев С. П., Казаков А. М. н Ко-
лотилов Н. Н. М., «Машиностроение», 1970,
208 стр.
Книга содержит практические рекомендации по
снижению шума и уменьшению вибраций на машино-
строительных предприятиях. В ней изложены теоре-
тические основы этой проблемы, даны понятия о шуме
и вибрации, рассказано об их действии на человека
и нормах их предельного уровня. Изложены методы
исследования причин шума и вибрации и борьбы с ними.
Показаны средства индивидуальной защиты и способы
пользования ими.
Книга предназначена для широкого круга инженер-
но-технических работников машиностроительных заво-
дов, научно-исследовательских н проектных инсти-
тутов.
Табл. 35, илл. 84, библ. 47 назв.
Рецензент д-р техн, наук П. А. Гладких
Редактор д-р техн, наук С. Д. Ковригин
3—1—7
98—70
Сергей Петрович Алексеев, Александр Михайлович Казаков,
Николай Николвевич Колотилов
„БОРЬБА С ШУМОМ И ВИБРАЦИЕЙ, В МАШИНОСТРОЕНИИ"
Редактор издательства Т. А. По-
мыканова Технический редактор
Н. В. Тимофеенко Корректор
А. М. Усачева Переплет худож-
ника Ю. И. Соколова
,. Сдано в, производство 19/XI 1969 г.
Подписано к печати 17/VII 1970 г. Т-12 305
Тираж 23000 экз. Печ. л. 13,0 Бум. л. 6,5
Уч.-изд. л. 13,0 Формат COXQOVie.
Цена 92 коп. Зак № 396
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ», Москва Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР
Ленинград, С-144, ул. Моисеенко, 10
ПРЕДИСЛОВИЕ
В последние десятилетия в связи с бурным развитием техники
увеличились уровни шума и вибраций на различных производ-
ствах, транспорте и т. п. В частности, в промышленности наблю-
дается тенденция увеличения мощности машин и производитель-
ности технологического оборудования при одновременном умень-
шении веса и габаритов оборудования с целью максимального
использования имеющихся производственных площадей. Умень-
шение же веса оборудования приводит к значительным вибрациям
(из-за недостаточной жесткости конструкций) и, как следствие
этого, к высоким уровням производимого им шума.
На предприятиях ряда ведущих отраслей промышленности
уровни звукового давления нередко значительно превышают пре-
дельные спектры шума, установленные санитарными нормами.
Шум большой интенсивности, действуя на органы слуха, приводит
к частичной или даже к полной глухоте. Травмируются централь-
ная нервная и сердечно-сосудистая системы, желудочно-кишечный
тракт, что в конечном счете приводит к хроническим заболева-
ниям. Шум также увеличивает энергетические затраты организма
человека, вызывая его утомление, и способствует снижению про-
изводительности труда и увеличению брака.
В некоторых случаях шум является косвенной причиной уве-
личения производственного травматизма вследствие притупления
внимания и замедления реакции у работающих.
В машиностроении широко применяются механизированные
инструменты ударного действия (клепальные, рубильно-чеканные,
отбойные, бурильные молотки); пневматические и электрические
ручные инструменты вращательного действия (виброножницы,
сверлильные инструменты); электро- и мотоперфораторы, мото-
трамбовки и др. Если амплитуды вибрации оборудования и ин-
струмента значительны, то это приводит к развитию у работающих
так называемой вибрационной болезни.
Подавление шума и вибраций стало актуальной проблемой
современности, так как ее решение может, с одной стороны, обеспе-
чить здоровые условия труда на производстве, а с другой, — высво-
бодить дополнительные резервы для увеличения производитель-
ности труда, что в конечном счете полностью оправдает материаль-
ные затраты на борьбу с шумом и вибрациями в промыш-
ленности.
I* 3
Проблемой уменьшения шума и вибраций в настоящее время
в СССР занимаются многие научно-исследовательские институты
и лаборатории. Особенно широко и планомерно эти работы развер-
нулись после постановления Совета Министров СССР № 114 от
2 февраля 1960 г. «О мерах по ограничению шума в промышлен-
ности». Разрабатываются новые типы промышленного оборудова-
ния и инструментов, отличающиеся относительно низкими уров-
нями шума и вибраций, внедряются средства дистанционного
управления и т. п.
Основной задачей данной книги является ознакомление чита-
телей с современными методами борьбы с шумами и вибрациями.
Гл. II, III и V написаны С. П. Алексеевым, А. М. Казаковым
и Н. Н. Колотиловым, остальные главы книги написаны
С. П. Алексеевым и А. М. Казаковым.
♦♦♦
Глава I
♦♦♦
ПОНЯТИЕ О ЗВУКЕ, ШУМЕ И ВИБРАЦИЯХ
Периодически и достаточно часто чередующиеся избыточные
в сравнении с атмосферными давления создают звуки. Наиболее
простыми звуками являются чистые тоны. Идеальный чистый тон
не может быть получен, однако близкое к нему звучание имеет
камертон и звуковой электроакустический генератор чистых
тонов. Разного рода ритмические и динамические комбинации
чистых тонов образуют музыку. Музыкальное произведение под-
чиняется определенным ритмическим и динамическим закономер-
ностям, что производит психофизиологическое воздействие на
слушателей. Строго говоря, между музыкой и шумом физической
разницы нет. Законы, управляющие физической стороной звуко-
образования, одни и те же как для музыки, так и для шума. В обоих
случаях основным элементом является звук.
Звук имеет частоту колебаний, определяющую субъективное
восприятие высоты, амплитуду колебаний, обусловливающую
громкость тона и ряд гармонических колебаний, сопутствующих
основному тону, которые создают тембр или окраску звука. Кроме
того, звук (или шум) характеризуется своей продолжительностью
во времени.
Источником шума в промышленных условиях являются ко-
леблющиеся твердые, жидкие и газообразные тела. Беспорядочное
сочетание звуков, различных по силе и частоте в диапазоне
от 16 до 20 000 гц, называют статистическим шумом. Шумы
с ярко выраженной тональной окраской носят название то-
нальных.
В зависимости от среды, в которой распространяется звук,
условно различают структурные или корпусные и воздушные
шумы. Структурные шумы возникают при непосредственном
контакте колеблющегося тела с частями машин, их корпусом,
трубопроводами, фундаментами, строительными конструкциями
и т. д. Колебательная энергия, сообщаемая источником шума
жестко связанным с ним предметам (в зависимости от формы связи
и их линейных размеров), распространяется по ним в виде про-
дольных или поперечных волн (или тех и других одновременно).
Колеблющиеся поверхности, приводя в колебание прилегающие
к ним частицы воздуха, образуют звуковые волны. Если источник
не связан с какими-либо конструкциями, то шум, излучаемый им
в воздух, носит название воздушного шума.
5
Характер шума зависит от вида источника. Различают:
1) механический шум, возникающий в результате движения
отдельных деталей и узлов машин или механизмов с неуравнове-
шенными массами, особенно сильный в неисправных системах;
примером могут служить металлообрабатывающие станки;
2) ударный шум, возникающий при некоторых технологиче-
ских процессах, например, при ковке, штамповке, клепке;
3) аэродинамический шум, возникающий при больших скоро-
стях движения газообразных сред, например, шумы газовых струй
ракетных и реактивных двигателей, шумы, возникающие при вса-
сывании воздуха компрессорными установками и др.;
4) взрывной или импульсный шум, возникающий при работе
двигателей внутреннего сгорания, дизелей и т. п.
Среда, в которой распространяются звуковые колебания,
может быть названа пространственным волноводом при условии
ее однородности и изотропности. Звуковые волны (прямые и отра-
женные), интерферируя и подчиняясь закону суперпозиции, обра-
зуют звуковое поле. Принцип суперпозиции (или наложения)
справедлив потому, что линейные упругие свойства тела не зави-
сят от деформации. Каждая из гармонических составляющих
вызовет такой эффект, как если бы все другие, одновременно
действующие, отсутствовали.
В твердых однородных и изотропных телах, как в системах
с распределенными физико-механическими параметрами, могут
возникать продольные волны (волны сжатия и расширения) и
поперечные (волны сдвига). Продольные волны не имеют диспер-
сии, т. е. фазовая скорость их постоянна и не зависит от частоты.
Кроме продольных волн, называемых симметричными, в пла-
стинах, к которым относятся различные ограждающие конструк-
ции, возникают асимметричные или изгибные волны. Скорость
распространения их уже зависит от частоты колебаний. Изгибные
волны имеют большое значение при оценке звукоизоляции кон-
струкции К
Скорость распространения продольных волн в твердых сплош-
ных изотропных средах определяется формулой
с = Д(1-Н)____ (1)
Спр У р(1+(л)(1-2|л) ’
где Е — модуль Юнга;
р — коэффициент Пуассона;
р — плотность среды.
1 Кроме того, наблюдаются поверхностные волны Релея, а при наличии
двухслойной конструкции — также и. поверхностные волны Лява, которые,
однако, в расчетах не учитываются ввиду их малых амплитуд.
6
Изгибные волны распространяется значительно медленнее,
чем f продольные. Скорость их распространения определяется
по формуле
Сиз = (2)
где со — угловая скорость, равная 2nf;
т — масса на единицу поверхности;
Eh.3
D = 12(1 —ц2)----цилиндрическая жесткость пластины (здесь
h — толщина пластины).
Согласно формуле (2), при распространении изгибных волн
по пластине наблюдается дисперсия, так как и увеличивается
с увеличением частоты, определяя возрастание скорости. Так,
при удвоении частоты колебаний скорость распространения из-
гибных волн возрастает в 1,41 раза. Данные волны распростра-
няются как бы в двухмерном пространстве (по плоскости).
В газах и жидкостях распространяются только продольные
волны, которые бегут от источника в трех взаимно перпендику-
лярных направлениях, характеризующих трехмерное простран-
ство. Особенность этого рода звуковых волн состоит в том, что
частицы среды в них колеблются относительно некоторого поло-
жения равновесия. При этом скорость звука (скорость распростра-
нения волн) существенно больше колебательной скорости частиц.
Скорость распространения звуковых волн с определяется
отношением упругости среды к ее плотности. Для небольших
амплитуд звукового давления
(3>
Значения плотности р для некоторых веществ приведены
в табл. 1.
В диапазоне интересующих нас частот, пренебрегая влиянием
вязкости среды на колебательный процесс, т. е. считая воздух
идеально сжимаемой жидкостью, с достаточной для практики точ-
ностью, можно считать, что скорость распространения волн
определяется следующим уравнением:
_^Д = С2 f (4)
дР ь \ ох- т ду2 Г dz2. ) >
где р — звуковое давление;
х, у, z — координаты;
t — время.
Градиент температуры в звуковой волне достаточно мал,
вследствие чего явлением теплообмена между частицами можно
7
Таблица 1
Скорость звука, плотность и волновое сопротивление некоторых сред
Среда с в см/сек р в г/см3 ре в дин-сек/см*
. Воздух при температуре 20° С 344-10а 1,205-10-3 41
Водород 1261 -103 9-10-« 11
Углекислый газ .... 260-1О2 1,98-10-з 51
Дистиллированная вода 1461103 1,0 15-104
Алюминий 5105-102 2,71 138-104
Медь 3560-10а 8,9 316-104
Железо 5130-102 7,9 405-1О4
Сталь 4990-1О2 7,8 390-1О4
Свинец 1322-10а 11,3 150-104
Кирпич 3652-10а 2,0 73-104
Железобетон 5100-10а 2,6 133-104
Стекло 4000-10а 3,0 120-104
Вулканизированная ре- зина 54-Ю3 0,92 0,5-104
Пробка 480-102 0,24 1,2-104
Парафин при темпера- туре 16° С 1304-102 0,91 12-104
пренебречь, и колебательный процесс можно считать адиабатиче-
ским. В этом случае скорость звука
C==/VK; {5)
здесь у — показатель адиабаты (для воздуха у = 1,41);
Р — статическое давление;
рх — плотность среды (до возмущения).
Согласно формуле (5), величина давления воздуха не влияет
на скорость звука, так как с повышением давления соответственно
возрастает и плотность воздуха.
Скорость звука в воздухе практически не зависит от частоты,
но находится в сильной зависимости от температуры давления и
влажности. При повышении температуры воздуха на 1° С скорость
звука увеличивается примерно на 0,61 м/сек. Зависимость скорости
звука в воздухе от температуры может быть выражена следующим
соотношением:
(6)
где с0 = 333 м/сек — скорость звука при t = 0° С;
t — температура воздуха в °C.
8
Если звук распространяется по направлению ветра, то скорость
звука увеличивается; при распространении звука против ветра
скорость его будет меньше по сравнению со скоростью в неподвиж-
ном воздухе. В первом случае наблюдается лучшая слышимость,
происходящая не из-за незначительного прироста скорости рас-
пространения звуковых волн, а из-за загибания их фронтов
к земле под действием движущегося потока воздуха.
Среднеквадратичное значение давления р и плотность р в зву-
ковой волне связаны следующей зависимостью:
Р = с2Р- (7)
Это соотношение имеет большое значение в акустике, так как
характеризует упругость (или жесткость) среды, в которой проис-
ходит распространение волн.
В акустике существует условная скалярная функция Ф, назы-
ваемая потенциалом скорости:
U, y,z) = — grad Ф, (8)
где ( (х, у, z) — колебательная скорость по осям X, Y, Z.
Потенциал скорости является вспомогательной величиной,
использование которой часто облегчает расчет звуковых полей.
При малых колебательных скоростях частиц воздуха звуковое
поле считается свободным от возможных завихрений; тогда связь
между потенциалом скорости Ф и колебательной скоростью £
в направлении координат х, у, z, а также звуковым давлением р
можно записать следующим образом:
g - Эф i = . g . /о)
dx ’ dy ’ dz ’
ЙФ мт
р--р^г- 0°)
Отношение звукового давления к колебательной скорости на-
зывается волновым сопротивлением среды
PC=J- (Н)
Чем больше волновое сопротивление среды, тем меньшее
количество звуковой энергии теряется при распространении в ней
звуковых волн. В плоской бегущей волне волновое сопротивление
не зависит от амплитуды колебаний. При температуре воздуха
+20° С и влажности 60% ре = 410 н-сек/м? или 41 дин-сек!смъ.
Значения рс для некоторых сред приведены в табл. 1.
В плоской продольной звуковой волне колебательная скорость
и звуковое давление связаны множителем, равным рс. В техниче-
ской акустике рассматриваются главным образом плоские волны,
9
так как они дают достаточно полное представление о явлениях,
происходящих в удаленном от источника звуковомЗполе.
Используя выражение (7), можно записать
Тогда изменение плотности в звуковой волне определится из
следующих условий:
р=-§- = дН- <12)
В плоской звуковой волне в простейшем случае физические
параметры изменяются по закону косинуса (или синуса). Звук,
изменяющийся по такому закону, называется чистым тоном. Зву-
ковое давление в этом случае
p = pacos(co/ — kx), (13)
где ра — амплитуда давления;
ю — круговая частота;
t — время;
k — волновое число, равное
k = = = _2л. (14)
с с Л - '
Длина звуковой волны X, скорость ее распространения с и ча-
стота колебаний f связаны между собой соотношением
* = (15)
Известно-, что в комплексных величинах
el {at-kx) _ cos (М£ —, £%) 4- f sin (<В^ — kx), (16)
тогда выражение (13) можно записать в виде
р = pael — pa(eiK>t-e~ikx), (17)
где e‘at и e~ikx — соответственно временной и фазовый мно-
жители.
Бегущая волна переносит акустическую энергию в направле-
нии своего движения.
Средний поток звуковой энергии в единицу времени, проходя-
щий через единицу поверхности, перпендикулярной направлению
.распространения звука, называется интенсивнсстью звука. Ин-
тенсивность звука
т
1 = lim-jr \pidt = pl = -£ = О8)
1 о р
здесь черточка означает осреднение по времени.
10
Скорость переноса энергии звуковой волны в неподвижной
среде равна скорости распространения звука.
Интенсивность звука является количественной оценкой звуко-
вого поля только для бегущей звуковой волны. Если на пути
звукового потока имеются преграды, то следует ожидать появле-
ния стоячих волн. В этом случае энергетической характеристикой
звукового поля будет плотность звуковой энергии в единице
объема Ео.
Для плоской бегущей волны интенсивность и плотность звуко-
вой энергии связаны соотношением
I = сЕ0. (19)
Источник звука в свободном пространстве характеризуется
акустической мощностью, частотным спектром излучения и ха-
рактеристикой направленности.
Акустической мощностью называется количество звуковой энер-
гии, излучаемой источником в единицу времени:
W=§IndS, (20)
s
где 5 — замкнутая поверхность, окружающая источник звука;
1п — интенсивность звука в направлении нормали к элементу
поверхности.
Интенсивность звука, создаваемого точечным источником или
источником, условно аппроксимированным в точку при излучении
в свободное пространство,
здесь Ф — фактор направленности (для точечного источника
Ф = 1);
г — расстояние от источника до точки измерения;
О — телесный угол излучения в стерадианах.
Значения телесного угла Q для различных видов излучения
приведены в табл. 2.
Таблица 2
Значения Q для различных видов излучения
точечного источника звука
Характер излучения о 10 1g я
В свободное пространство .... 4л 11
» » полупространство , , 2л 8
Из двугранного угла Л 5
» трехгранного » л 2
11
Разделив обе части выражения (21) на пороговые Значения
и прологарифмировав, получим
Lj = Lw + lOlgO — 20 Igr— lOlgQ, (22)
где за пороговые значения приняты величины /0 = 10 ~В * * * 12 вт/м2',
Фо =1; й0 = 1; г0 = 1 м.
В выражении (21) знаменатель представляет собой площадь,
через которую проходит акустическая энергия; пороговое значе-
ние площади принято равным 1 м2.
Рис. 1. Типы спектров шума:
а — линейчатый; б — сплошной; в — смешанный
С учетом затухания звука в атмосфере \La окончательно
формула (22) примет вид
Л/ = А^4-Ю1§Ф — 201gr — 101gQ — \La. (23)
Ниже приведены значения средних величин затухания АЛа.
Октавные полосы
частот в гц .... 37—75 75—150 150—300 300 600 1200 2400 4800
—600 —1200 —2400 —4800 —9600
ДЛа в дб/м ... 0 0,0007 0,0015 0,003 0,006 0,012 0,024 0,048
В обычных производственных помещениях затухание звука
в воздухе невелико и им часто можно пренебречь.
Как сложный звук, шум может быть разделен на простые со-
ставляющие его тона с указанием интенсивности и частоты. Гра-
фическое изображение состава шума называется спектром и яв-
ляется важнейшей его характеристикой.
В зависимости от характера шума его спектр может быть ли-
нейчатым или дискретным (рис. 1, а), непрерывным или сплошным
(рис. 1, б), смешанным или линейчато-непрерывным (рис. 1, в).
Линейчатые спектры шума (ярко выраженные отдельно стоящие
чистые тона) присущи некоторым электромеханизмам — сиренам,
генераторам и др. Их шум содержит максимум звуковой энергии
на какой-либо одной или нескольких частотах. Механические
шумы, как правило, имеют смешанный спектр. Ударный шум обла-
дает сплошным спектром. Следовательно, всякие производствен-
12
йЫе шумы имеют свой, характерные для них сйектры, которые
обычно исследуются в диапазоне частот от 40 до 8000 гц.
Шум может характеризоваться физическими и физиологиче-
скими параметрами. С физической стороны шум характеризуется
звуковым давлением, интенсивностью (силой) звука, плотностью
звуковой энергии, уровнем звукового давления, частотой и плот-
ностью дискретных составляющих и другими параметрами.
Шум, как физиологическое явление, характеризуется высотой,
громкостью, областью возбужденных частот или тембром и про-
должительностью действия.
Остановимся на некоторых наиболее часто встречающихся
акустических явлениях.
Уровень звукового давления или интенсивности звука. Ухо
человека способно воспринимать определенный диапазон звуковых
давлений, например, на средних звуковых частотах от 10“5 до
102 н!м2, т. е. различающихся примерно в 107 раз. Поэтому для
удобства вычислений принято оценивать звуковое давление, или
соответственно интенсивность звука не в абсолютных, а в отно-
сительных единицах — белах, децибелах. Измеренные таким обра-
зом величины называются уровнями.
Так, уровень звукового давления
Lp = 201g дб, (24)
где р — измеренное звуковое давление в н!м2\
р0-—условный порог давления, равный 2-Ю"5 н!м2.
Уровень интенсивности (силы) звука
L7=101g4- дб, (25)
'0
где I — интенсивность звука в вт/м2-,
10 — интенсивность звука, принимаемая за нулевой уровень,
равный 10 ~12 вт/м2.
В плоской звуковой волне свободного звукового поля звуковое
давление и интенсивность численно совпадают.
Уровень акустической мощности источника. Уровень акусти-
ческой мощности определяется аналогично уровню интенсивности
^=101g^d6, (26)
где Wo — условный порог акустической мощности, равный
10 -12 вт.
Уровень акустической мощности характеризует излучаемую
источником акустическую мощность, приведенную к уровню в де-
цибелах. Это дает возможность сравнивать уровни мощности от-
дельных механизмов в любых акустических условиях.
13
Уровень громкости. Ухо человека Неодинаково чувствительно
к звукам различных частот, поэтому звуки одной и той же интен-
сивности, но различной частоты, субъективно оцениваются по-
разному. И, наоборот, звуки различной интенсивности и частоты
могут восприниматься органом слуха при разном уровне их силы
как одинаково громкие.
Субъективное ощущение силы звука с достаточной для практики
точностью оценивается уровнем его громкости. Обычно измеряется
не абсолютное субъективное значение громкости, а ее уровень,
Рис. 2. Кривые равной громкости
отсчитываемый от условного нулевого порога. Условный нулевой
порог соответствует громкости звука частотой 1000 гц при звуко-
вом давлении 2 • 10'6 hIm1 или 2 • 10“4 дин!см2. За единицу уровня
громкости, называемую фоном, принимается разность уровней
интенсивности в один децибел эталонного звука частотой 1000 гц.
Следовательно, уровень громкости является функцией интенсив-
ности звука и частоты.
Соотношение между уровнем звукового давления в децибеллах
и уровнем громкости в фонах хорошо иллюстрируют кривые рав-
ной громкости, изображенные на рис. 2. Каждая кривая является
геометрическим местом точек, координаты которых — частота
и интенсивность звука обеспечивают одинаковую громкость.
Уровень звукового давления и уровень громкости в области
частот от 500 до 2000 гц практически равны.
Единицей натуральной громкости является сон. Она позволяет
судить о соотношении громкостей различных звуков. Громкостью,
14
равной сону, обладает звук с уровнем громкости 40 фон. На рис. 3
приведены шкалы натуральной громкости и уровня громкости.
Вибрация. Вибрацией называются механические колебания
упругих тел, проявляющиеся в перемещении центра их тяжести
или оси симметрии в пространстве, а также в периодическом
изменении ими формы, которую они имели в статическом со-
стоянии.
Вибрации данной круговой частоты и характеризуются тремя
основными параметрами: амплитудой смещения £, амплитудой
Уровень громкости в фонах
0 20 30 90 50 60 70 80 90 100 110 120 130
0,25 0,5 1 2 9 8 16 32 69 128 256
Громкость в сонах
Шепот на
расстоянии
1м
Тихая
музыка
Разговор
по
телефону
Громкая
музыка
Громкий
автосигнал
Авиамотор
на рассто-
янии 5м
Рис. 3. Зависимость между уровнем громкости звука и громкостью
скорости ( и амплитудой ускорения В случае гармонических
колебаний эти величины связаны между собой соотношением
f = - co2g, (27)
где
£ =
здесь £0 — амплитуда смещения.
Вибрацию, как и звук, выражают в логарифмических единицах.
Уровень колебательной скорости вибрации
Le=201g4- дб, (28)
условный порог £0 = 5-10~8 м!сек.
Колеблющаяся поверхность соприкасается с окружающим ее
воздухом. В прилегающем к ней воздушном слое при колебании
поверхности образуется синфазная звуковая волна, уровень кото-
рой определяется в зависимости от возникающего в ней звукового
давления. Связь же между звуковым давлением и колебательной
скоростью осуществляется при помощи коэффициента пропорцио-
нальности, называемого волновым сопротивлением среды [см.
формулу (11)1.
Формулой (28) легко выражается связь процессов колебаний
поверхности и излучения ими звука. Действительно, при наличии
15
в среде плоского фронта волны звукового давления амплитуда
давления
р = р4
или
(29)
Подставив выражение (22) в уравнение (28), получаем уровень
звукового давления в окружающей среде, который наблюдается
при заданной величине колебательной скорости поверхности:
L = 201g = 201g дб. (30)
И РоРс Рй
Следовательно, можно записать
201gi = 201g-^. (31)
Это равенство означает, что существует корреляционная зави-
симость (установленная М. С. Анциферовым) между уровнем
колебательной скорости вибрирующей поверхности и уровнем зву-
кового давления.
Интерференция и дифракция. Звуковые колебания, как и
всякое волновое движение, подчиняются законам интерференции
и дифракции. Процесс наложения друг на друга нескольких зву-
ковых волн называется интерференцией. Если два колебания
одинаковой частоты и амплитуды складываются в одной фазе, то
наблюдается усиление колебаний. Если фазы противоположны,
Рис. 4. Наложение (интерференция) звуковых волн
то колебания аннигилируются, т. е. прекращаются. На рис. 4
показана интерференция волн, в результате которой происходит
увеличение амплитуды смещения (рис. 4, а) и уменьшение ее
(рис. 4, б).
Явление дифракции заключается в том, что звуковые волны
огибают преграды, линейные размеры которых меньше длины
волны. Короткие волны отражаются от таких препятствий, обра-
зуя за ними звуковую тень (рис. 5). На этом принципе основывается
16
применение шумозащитных экранов, геометрические размеры
которых определяются частотой звука, а также расстоянием до
источника шума. Кроме того, благодаря дифракции, звуковые
волны легко проникают в малые по сравнению с длиной волны
отверстия, что сильно снижает звукоизоляцию ограждений.
Звуковое поле. Непрерывная упругая поверхность, все точки
которой находятся одновременно в одинаковой фазе колебатель-
ной скорости, называется фронтом
фронта различают сферические
(шаровые), цилиндрические и
плоские волны. Следует отметить,
что все виды волн по мере удале-
ния от источника приближаются
к плоским.
Пространство, в котором зву-
ковые волны свободно распростра-
няются, не встречая отражающих
поверхностей, называется свобод-
ным акустическим полем.
Если источником звука яв-
ляется пульсирующая сфера или
полусфера, то интенсивность звука
в свободном поле убывает про-
порционально квадрату расстоя-
ния от источника.
волны. В зависимости от вида
Рис. 5. Дифракция звуковых волн
вокруг препятствия, линейные раз-
меры которого больше длины волны:
1 — фронт фолны; 2 — экран; 3 — об-
ласть звуковой тени
При цилиндрических (или полуцилиндрических) волнах интен-
сивность звука уменьшается пропорционально первой степени
расстояния. Примером этого случая является прохождение звука
через щель.
Уровень шума, возникающий от нескольких некогерентных
источников, работающих одновременно, подсчитывается на осно-
вании принципа энергетического суммирования излучений отдель-
ных источников:
= lOlgjf 10°’^
(32)
где L[ — уровень звукового давления г-го источника шума;
п — количество источников шума.
Суммарный уровень шума от п одинаковых
источников шума
по формуле
в равноудаленной от них т
где Lr — уровень
2 С. П. Алексеев
= Lx Ю 1g п дб,
о интенсивности
еделяется
шума одного источника в
При одновременном действии двух источников с разными
уровнями суммарный уровень Л2 определяется по формуле
LS = L± + АЛ дб, (34)
где — наибольший из двух суммарных уровней шума;
АЛ — добавка в функции разности уровней источников.
Значения АЛ приведены ниже.
Разность уровней в дб двух источников
L^—Lt (при Л1>Л2)................ О 1 2,5 4 6 10
ДА в дб........................ 3 2,5 2 1,5 1 0,5
При большом числе источников шума суммирование уровней
интенсивностей производится последовательно от наибольшего
к наименьшему.
Если уровень шума одного источника превышает уровни шума
других источников на 8—10 дб, то будет превалировать шум более
интенсивного источника, так как добавка к суммарному уровню
шума будет пренебрежимо малой. Следовательно, уровень менее
громкого источника в этом случае можно не принимать во вни-
мание.
Пример. Уровни шума двух источников составляют 50 и 56 дб. Разность
уровней составляет 6 дб\ этой величине соответствует значение ДА = 1 дб. Сле-
довательно, уровень шума двух одновременно звучащих источников будет равен
57 дб (56 + 1 = 57 дб).
♦♦♦
Глава II
♦♦♦
ВОЗДЕЙСТВИЕ ШУМА И ВИБРАЦИЙ НА ОРГАНИЗМ ЧЕЛОВЕКА
Человек воспринимает шум слуховым анализатором — орга-
ном слуха (рис. 6), в котором происходит преобразование механи-
ческой энергии раздражения рецептора в ощущение.
Ухо человека одновременно служит анализатором частот, ука-
зателем направленности звука и индикатором громкости, высоты
и тембра звука. Оно способно воспринимать звуки частотного
диапазона от 16 до 20 000 гц (более 10 октав), а также динамический
диапазон звуков, ограниченный порогом слуховой чувствитель-
ности и порогом болевого ощущения. Ухо обладает наибольшей
чувствительностью в области частот от 800 до 4000 гц.
Острота слуха не постоянна. В тишине она возрастает, под
влиянием шума снижается. Такое временное изменение чувстви-
тельности слухового аппарата называется адаптацией слуха.
Адаптация играет защитную роль против продолжительно дей-
ствующих шумов.
Длительное воздействие шума большой интенсивности приво-
дит к паталогическому состоянию слухового органа, к его утомле-
нию. Ухо человека, являясь чрезвычайно чувствительным «изме-
рительным» инструментом, реагирует на весьма малые изменения
силы звука. Еще в 1860 г. Фехнером было показано, что между
величиной раздражителя I и приростом раздражения А/ суще-
ствует зависимость
Вебер и Фехнер обнаружили, что при постоянном отноше-
Д/
нии — наступает одинаковое увеличение ощущения прироста
громкости сигнала AL. Фехнером получена математическая зави-
симость
AL = А (35)
или
L = 101g 4-,
'О
где А — постоянный коэффициент, зависящий от выбора единиц
измерения.
2*
19
Ёсе воспринимаемые звуки ухом человека могут быть оценены
уровнем от 0 до 130 дб над порогом слышимости или над порогом
звукового восприятия. На практике обычно производят вычисле-
ние уровней до целых чисел, так как изменения звукового давления
менее чем на один децибел слухом не воспринимаются. Некоторые
уровни звукового давления представлены в табл. 3.
7 8
6)
Среднее ухо
Внешнее
ухо
Внутреннее
ухо
Рис. 6. Строение уха человека:
а—общая схема; б — развертка улитки;
1—барабанная перепонка; 2— косточка;
3 — улитка; 4 — полукружный канал;
5 — слуховой нерв; 6 — молоточек;
7 — наковальня; 8 — стремечко; 9 —
овальное окошко; 10, 11 — простран-
ство, заполненное лнмфой; 12 — бази-
лярная мембрана
а)
Психофизиологическое восприятие сигнала, имеющего постоян-
ный уровень интенсивности на всем частотном диапазоне, не оди-
наков. Так как восприятие равного по силе сигнала изменяется
с частотой, для эталонного сравнения громкости исследуемого
сигнала была выбрана частота 1000 гц. Уровень громкости опреде-
ляется путем субъективного сравнения громкости какого-либо
звука со звуком частотой 1000 гц, по громкости соответствующему
данному звуку. Соотношение между уровнем интенсивности и
уровнем громкости иллюстрируют кривые равной громкости
Таблица 3
Уровни звукового давления
Источники звуков и слуховые пороги Расстояние до на- блюдателя в м Уровень звукового давления в дб
Порог слышимости — 0
Шепот 1 30—40
Тихая речь 1 50—60
Шум на улице 7 70—80
» металлорежущих станков » при работе пневматического 1 90—110
инструмента I 110—120
Порог болевого ощущения . . . —. 130
Шум реактивного двигателя 1 Более 140
20
(рис. 7). Однако определить суммарную громкость двух одновре-
менно звучащих сигналов, используя кривые, представленные на
рисунке, невозможно. Для подобных операций была введена
шкала субъективной громкости в сонах х.
Требуется определить суммарную громкость шумовых сигна-
лов с уровнем интенсивности 40 и 45 дб в диапазоне частот 600—
1200 гц. По левой шкале графика находим значения их субъектив-
ной громкости: 40 дб —
соответствует 1 сон; 45 дб—
1,5 сона; всего — 2,5 сона.
Суммарный уровень
громкости сигнала опреде-
ляем по правой шкале
графика. Он равен 52—53
фонам (с точностью допус-
каемой масштабами гра-
фика).
В случае, когда физи-
ческий параметр звука
(уровень в дб) увеличи-
вается так, что звук по
восприятию кажется вдвое
более громким для слуша-
теля, увеличение его не
будет численно равно по-
вышению количества деци-
бел вдвое. В пределах от
20 до 120 фонов изменение
громкости вдвое приблизи-
тельно равно изменению
уровня интенсивности зву-
ка на 10 дб.
Рис. 7. График для расчета взаимосвязи ин-
тенсивности громкости и субъективной гром-
кости сложных звуков (по Минцу и Тиззеру)
В последнее время часто производят измерения уровней шума
по шкале А шумомера, кривизна которой эквивалентна осреднен-
ной кривой равной громкости для уровней от 0 до 45—50 дб.
Результаты, полученные по шкале А шумомера, носят название
«децибел Л» (дб Л). Частотные же характеристики шума изме-
ряются на прямолинейной шкале усилителя и уровни компонентов
определяются в децибелах независимо от частоты.
Способность уха не слышать более тихие звуки на фоне более
громких называется эффектом маскировки. Так, низкие звуки
хорошо маскируют более высокие. В то же время трудно замаски-
ровать высокими тонами низкие.
О маскирующем действии одного звука другим судят по измене-
нию порога слышимости. Степень маскировки определяется числом
1 Широко известен также расчет громкости шума по методу Стивенса [13]
21
децибел, на которое прй наличии другого звука возрастает порог
слышимости.
На производстве приходится сталкиваться с маскирующим
действием шумов, приводящим к нарушению слышимости. Степень
заглушения достигает иногда такой величины, что трудно разби-
рать речь и звуковые сигналы. Сохранение разборчивости речи
имеет большое значение в условиях шумного производства как
для общения между работающими при выполнении ими техноло-
гического процесса, так и для обеспечения безопасности работ.
Неразборчивость речи оказывает отрица-
тельное влияние на психику человека.
На’рис. 8 показана зависимость изме-
нения ^разборчивости речи от шумовых
помех. Если уровень помех составляет
20 дб, то такой шум не мешает разборчи-
вости речи. С повышением уровня помех
разборчивость речи падает. Разборчи-
вость, составляющая 75% от исходной раз-
борчивости (что соответствует уровню по-
мех в 40 дб), считается удовлетворитель-
ной. Начиная с 45 дб маскирующего дей-
ствия шума, происходит заметное ослабле-
ние разборчивости речи. При уровне помех
до 70 дб и выше речь становится нераз-
борчивой.
Орган слуха может долгое время
не подвергаться функциональным нару-
шениям при длительном воздействии
однако накопление чрезмерных по интенсивности раздра-
в конце концов травмирует ухо.
Рис.
8. Зависимость раз-
борчивости речи от уровня
шума
шума,
жений
Снижение слуховой чувствительности у работающих в шумных
производствах зависит от интенсивности и частоты звука. Так,
минимальная интенсивность, при которой начинает проявляться
утомляющее действие шума на орган слуха, зависит от частоты
входящих в него звуков. Для звуков частотой 2000—4000 гц
утомляющее действие начинается с 80 дб, для звуков частотой
5000—6000 гц — с 60 дб.
Появление утомления органа слуха следует рассматривать
как ранний сигнал угрозы развития тугоухости и глухоты. Син-
дромом заболевания слухового рецептора являются головные
боли и шум в ушах, иногда потеря равновесия и тошнота.
В процессе развития тугоухости барабанная перепонка утол-
щается и слегка вытягивается, происходят изменения в нервных
окончаниях слухового нерва, расположенных в кортиевом органе.
Одновременно происходит переутомление подкорковых слуховых
центров, регулирующих трофику уха, что приводит к нарушению
питания чувствительных клеток.
22
Исследованиями установлено, что степень снижения слуховой
чувствительности прямо пропорциональна времени работы в усло-
виях шумного производства. Быстрота развития потери слуха
при действии шума в первые 3—5 лет значительно выше, чем в по-
следующие годы. По данным Граца и Арметронга (Англия), за-
метное ослабление слуха наступает при уровнях шума 90—100 дб
через 20 лет, при уровнях 100—105 дб — через 14 лет и при уров-
нях более 105 дб — через 6 лет.
Большое значение имеет индивидуальная чувствительность
организма к шумовому воздействию. Так, высокочастотный^шум
Рис. 9. Понижение слуховой чувствительности при стаже работы:
а — рабочих-клепальщиков: 1 — до 5 лет; 2 — от 6 до 15 лет; 3 — от 15 до 25 лет; б —
испытателей-авиадвигателей: 1 — до 5 лет; 2 — от 10 до 15 лет; 3 — от 20 до 25 лет;
4 — от 30 до 35 лет
с общим уровнем звукового давления 100 дб у одних людей вызы-
вает признаки тугоухости всего через несколько месяцев, у дру-
гих — через годы.
На рис. 9, а показана средняя потеря слуха у рабочих-кле-
пальщиков судостроительной промышленности в зависимости от
стажа их работы в шумном производстве. Для указанных профес-
сий характерно постепенное понижение слуховой чувствительно-
сти в области высоких тонов. Применяемые ими клепальные мо-
лотки создавали шум, уровень интенсивности которого был
порядка 108—110 дб.
Потеря слуха у испытателей авиационных двигателей, работа-
ющих в условиях высокочастотного шума общим уровнем 125—
145 дб, представлена на рис. 9, б. Вследствие того, что этот шум
стационарный, а не прерывистый, как в клепальных цехах, туго-
ухость у испытателей двигателей развивается не так быстро, не-
смотря^на то, что общий уровень шума двигателей выше, чем
клепальных молотков.
Исследованиями установлено, что импульсные шумы вызывают
большие изменения в органах слуха и в центральной нервной
23
системе, чем стационарные. Однако этот вопрос пока еще мало
исследован.
Шум на производстве является причиной быстрого утомления
работающих, а это приводит к снижению концентрации внимания
и увеличению брака. Интенсивный шум вызывает изменения сер-
дечно-сосудистой системы, сопровождаемые нарушением тонуса
и ритма сердечных сокращений. Артериальное кровяное давление
в большинстве случаев изменяется, что способствует общей сла-
бости организма.
Шум приводит к нарушению'нормальной функции желудка —
сокращается выделение желудочного сока, уменьшается кислот-
ность. Поэтому работающие в шумных цехах часто болеют гастри-
том. Под влиянием шума наблюдаются также изменения функцио-
нального состояния центральной нервной системы.
Чем сильнее шум и чем больше продолжительность его дей-
ствия на организм, тем более значительные функциональные на-
рушения он вызывает. В большинстве случаев шум является
следствием вибраций источника, происходящих с звуковыми ча-
стотами. Иные причины шумообразования наблюдаются при
струйных шумах и взрывах.
Диапазон колебаний, воспринимаемых как звуковая вибрация,
лежит в пределах 12—8000 гц. В зависимости от формы воздей-
ствия различают общие и местные (локальные) вибрации. Общие
вибрации вызывают сотрясение человека, местные — вовлекают
в колебательные движения лишь отдельные части тела. Однако
влияние на организм локальных вибраций не ограничивается
только пределами участка их воздействия, они влияют на цен-
тральную нервную систему и рефлекторно могут изменять функ-
ции отдельных органов и тканей, вызывая соответствующие па-
талогические реакции. Действие на организм местной вибрации
отличается от общей в количественном и качественном отношениях.
Исследованиями установлено, что общая вертикальная вибра-
ция вызывает многочисленные реакции в организме человека,
которые в ряде случаев при усилении воздействующих факторов
могут расцениваться как функциональные расстройства. Наи-
более чувствительны к вибрации нервная и сердечно-сосудистая
системы.
Авторы работы [15] утверждают, что степень воздействия общей
вибрации на организм характеризуется следующими показате-
лями:
1) состоянием основных нервных процессов в центральной
нервной системе (возбуждения и торможения);
2) реакциями со стороны сердечно-сосудистой системы (изме-
нением сердечной деятельности);
3) общим состоянием: утомлением, появлением в связи с вибра-
циями болей и других неприятных ощущений (зуда, тошноты,
ощущения тряски внутренних органов и т. д.).
24
Местные вибрации вызываются действием главным образом
ручного механизированного инструмента. Наиболее часто исполь-
зуемые в промышленности ручные механизированные инструменты
имеют частоты вибрации 35—250 гц и выше. Они являются опас-
ными для развития вибрационной болезни со спазмом (сужением)
кровеносных сосудов конечностей. Частота ниже 35 гц вызывает
изменения преимущественно в нервномышечной системе и костно-
суставном аппарате.
Вибрационная болезнь связана с нарушением деятельности
различных функций организма, в первую очередь переферической
Рабочие часы
Рис. 10. Зависимость количества оши-
бок от уровня шума в различные часы
смены при общем уровне звукового
и центральной нервной системы.
К ее характерным симптомам
следует отнести нервно-сосуди-
стые нарушения пальцев рук.
Рис. 11. Зависимость производитель-
ности труда от уровня шума
давления:
1 — 76 дб; 2 — 78 — 80 дб; 3 — 85 дб;
4 — 90 дб', 5 — 95 дб
Это проявляется в повышенной чувствительности к охлаждению
рук (на холоде они начинают неметь, синеют или бледнеют), появ-
ляются боли в суставах кистей и пальцах. Кроме того, отмечаются
жалобы на головные боли, бессонницу, повышенную утомляемость,
раздражительность.
Неблагоприятные воздействия местной вибрации на организм
человека усиливаются в холодный период времени. В теплый же
период времени действие вибрации на человека уменьшается. Тоже
происходит при наличии локального тепла; например, ручки шли-
фовальных машинок во время работы нагреваются до 50° С. Поло-
жительное влияние нагревания объясняется лучшим кровообра-
щением в кистях, что препятствует спазмам сосудов.
Форма, характер и особенности развития вибрационной бо-
лезни в значительной степени определяются продолжительностью
работы с вибрирующим инструментом, ограничивают возможность
повышения их мощности.
Вибрации и шум, сопутствующие эксплуатации машин, обычно
приводят к снижению производительности и качества труда рабо-
чих, причем снижение производительности труда тем больше, чем
25
сложнее трудовой процесс и чем большей нем элементов умствен-
ного труда.
Из зарубежных источников известно, что под действием дли-
тельного систематического интенсивного шума производитель-
ность труда на ряде производств снижается до 60%, а число оши-
бок, допускаемых в расчетных работах, увеличивается более чем
на 50%.
Влияние шума на производительность труда исследовали со-
ветские ученые С. Д. Ковригин и А. П. Михеев. Эксперименты
были поставлены на Московском почтамте. В результате обработки
материалов оказалось, что при наличии шума процент брака при
сортировке писем непрерывно возрастает с течением времени
(рис. 10). Обеденный перерыв и производственная гимнастика
стабилизуют качество работы, однако к концу дня всегда наблю-
дается наибольшее количество ошибок.
На рис. И показана зависимость производительности труда
от среднего уровня шума в течение рабочего дня. При увеличении
уровня шума с 70 до 100 дб производительность труда снижается
на 30%, что значительно сказывается на рентабельности произ-
водства. Авторы работы [27] считают, что, применив меры по
борьбе с шумом, можно понизить его уровень на 10—15 дб, что
при годовом объеме обрабатываемой корреспонденции в письмо-
сортировочном цехе Московского почтамта составит экономию
путем повышения производительности труда около 70 000 руб.
Затраты на внедрение мероприятий по борьбе с шумом при такой
экономии окупятся примерно через 1,5—2 мес. Таким образом,
экономическая целесообразность проведения мероприятий по
борьбе с шумом очевидна.
♦♦♦
Глава III
♦♦♦
НОРМИРОВАНИЕ СПЕКТРОВ ШУМОВ И ВИБРАЦИЙ
Рядом исследователей в нашей стране и за границей установ-
лены максимальные уровни звукового давления в функции ча-
стоты, ниже которых воздействие шума можно считать безопас-
ным. При этом исходят не из комфортных условий труда,
а из условий, при которых вредное действие шума незначи-
тельно.
В зависимости от спектрального состава, временных характе-
ристик и продолжительности действия производственные шумы
подразделяют:
а) по спектральному составу — на низкочастотные (максималь-
ные значения амплитуд звукового давления в спектре шума распо-
ложены на частотах ниже 300 гц), среднечастотные (максимальные
значения амплитуд звукового давления в спектре шума располо-
жены на частотах от 300 до 800 гц), высокочастотные (максималь-
ные значения амплитуд звукового давления в спектре шума
расположены на частотах выше 800 гц)',
б) по характеру спектра — на тональные (в шуме прослуши-
ваются отдельные тона) и широкополосные;
в) по временным характеристикам — на стабильные (уровень
звукового давления постоянный или изменяется не более чем на
±3 дб за исследуемый период времени), импульсные (или ударные),
взрывные и прерывистые (шумы, действие которых повторяется
через некоторые промежутки времени периодически или аперио-
дически);
г) по продолжительности действия — на продолжительные
(суммарная длительность непрерывно или с паузами не менее
4 ч в смену), кратковременные (длительность менее 4 ч
в смену).
Воздействие шума на организм зависит от его спектрального
состава. Нормированные значения предельно-допустимых уровней
звукового давления приведены в санитарных нормах СН 785-69.
Предельно-допустимые уровни звукового давления нормируются
в октавных полосах частот со среднегеометрическими частотами
63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 гц.
В табл. 4 указаны действующие предельные спектры в зависи-
мости от вида шума и производственного участка, а в табл. 5
даны поправки к предельно-допустимым уровням звукового давле-
ния в функции характера воздействия и характера шума.
27
Таблица 4
Допустимые уровни звукового давления и уровни звука
на рабочих местах в помещениях и на территории
производственных предприятий
Хз по пор. Назначение помещений или территорий Среднегеометрические частоты октавных полос в гц Уровни зву- ка в дб А
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровни звукового давления в дб
1 2 3 4 5 6 7 Помещения для умствен- ной работы без источников шума (кабинеты, конструк- торские бюро, комнаты рас- четчиков и программистов, помещения лабораторий для теоретических иссле- дований и обработки экс- периментальных данных, здравпункты и др. анало- гичные помещения) • • . Помещения, требующие разборчивой связи по те- лефону (диспетчерские пункты, пульты управле- ния, узлы телефонной и радиотелефонной связи, кабины наблюдения) - . Помещения конторского труда с источниками шума (пишущие машинки, руч- ные счетные машины, теле- графные аппараты, комму- таторы), а также помеще- ния точной сборки, цехо- вой администрации, вну- тризаводские столовые и другие аналогичные по- мещения Помещения пультов, ка- бин наблюдения и дистан- ционного управления, не требующие речевой связи Лабораторные помеще- ния с источниками шума, а также помещения шум- ных счетно-вычислитель- ных машин, (машии циф- ропечати, табуляторов, магнитных барабанов) и др. аналогичные помеще- ния Рабочие места в произ- водственных помещениях и на территории производ- ственных предприятий Территория жилой за- стройки в городском рай- оне в 2 м от жилых зданий и границ площадок отдыха в жилых кварталах и мик- рорайонах, прилегающая к промышленным предприя- тиям и их территориям . . 71 75 79 83 91 99 63 61 66 70 74 83 92 52 54 58 63 68 77 86 45 49 54 58 63 73 83 39 45 50 55 60 70 80 35 42 47 52 57 68 78 32 40 45 50 55 66 76 30 38 44 49 54 64 74 28 50 55 60 65 75 85 40
Примечание. Поправки на длительность действия шума ие вносятся
к п. 7 в ночное время, а к п. 2 в дневное и ночное время. Для предприятий,
работающих только и дневную смену, к указанным в п. 7 величинам прибавлять
10 дб. При размещении предприятий в пригороде из указанных в п. 7 величин
вычитать 5 дб, а в промышленном районе—прибавлять 5 дб.
28
Таблица 5
Поправки к октавным уровням звукового давления
и уровням шума
Влияющий фактор Условия Поправки в дб или или дб Л Примечание ++
Характер шума Широкополосный Тональный, импульс- ный,-измеряемый стан- дартным шумомером Суммарная длитель- ность воздействия за смену: 4—8 ч 1—4 ч 15 мин. — 1ч 5—15 мин. Менее 5 мин. 0 —5 0 +6 + 12 + 18 +24 Длительность воздей- ствия шума должна быть обоснована расчетом или подтверждена тех- нической документа- цией. Тональным считается шум, в котором прослу- шивается звук опреде- ленной частоты. Импульсным счи- тается шум, восприни- маемый как следующие друг за другом удары
В соответствии с санитарными нормами проектирования про-
мышленных предприятий СН 245—63 минимальные расстояния
от жилых и общественных зданий до промышленных источников
шума должны быть не более указанных в табл. 6.
Таблица 6
Предельно-допустимый уровень акустической мощности в дб
Минимальное расстояние в м от источника шума до жилых и общественных зданий Среднегеометрические частоты октавных полос в гц
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
50 109 99 91 86 82 80 78 78
100 115 105 97 92 87 86 85 86
200 121 111 104 98 95 94 94 97
300 125 115 107 102 99 98 97 105
400 127 117 ПО 105 102 102 105 112
500 129 119 112 107 105 105 109 119
700 132 122 115 111 109 ПО 117 132
10000 135 126 119 115 114 117 127 149
Импульсные шумы (взрывные, ударные) не могут быть изме-
рены обычным шумомером. Инерционность прибора не позволяет
точно оценить энергетический уровень импульса. В настоящее
время в ГДР выпущен шумомер, предназначенный для исследо-
вания импульсов. С его помощью ведутся работы по изучению
этой пока еще мало исследованной области акустики.
29
В табл. 7 указаны нормы, ограничивающие вибрации при ра-
боте с механизмами и оборудованием (СН 626—66), а также на
рабочем месте (СН 627—66).
Нормированные значения вибраций
Таблица 7
Виброинструмент Рабочее место
Частота в гц Уровень колебательной скорости в дб Колебательная скорость в см/сек Уровень колебательной скорости в дб Колебательная скорость в см/сек
16 120 5,0 97 0,35
32 117 3,5 93 0,22
63 114 2,5 95 0,27
125 111 1,8 97 0,35
250 108 1,2 97 0,35
500 105 0,9 — —
1000 102 0,63 — —
2000 99 0,45 — —
На частотах до 11 гц нормируются для рабочих мест следу-
ющие колебательные смещения:
Частота
в гц 1 2345 6 7 8 9 10 11
Смещения
в мм 0,6 0,5 0,4 0,2 0,1 0,08 0,07 0,05 0,045 0,040 0,035
Если вибрации воздействуют на человека в течение времени,
не превышающем 20% рабочего времени, допускается увеличение
амплитуд колебательной скорости и смещений в 1,5 раза в сравне-
нии с установленными нормами.
Предельно-допустимые значения колебательной скорости сни-
жаются с увеличением частоты. Такая зависимость установлена
на основании наблюдений над работающими в условиях вибрации,
которые показали, что значительное нарастание травматологи-
ческих явлений происходит с увеличением частоты колебаний.
Ниже указаны предельные размахи (значения удвоенной ампли-
туды колебаний) для гидрогенераторов (ГОСТ 5616—63):
Количество оборотов в минуту 60—187 214—375 Свыше 375
Допускаемый размах в мм 0,18^ 0,12 0,1
Существуют указания, регламентирующие допускаемые раз-
махи колебаний работающих отечественных машин заводского
изготовления, а также разрабатываемых в научно-исследователь-
ских институтах машиностроительной промышленности. Ниже
приведены допускаемые размахи колебаний в функции количества
оборотов:
30
Количество
оборотов
в минуту 250 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500
Допустимый
размах в мм 0,180 0,140 0,090 0,075 0,065 0,060 0,052 0,048 0,045 0,042
В капиталистических странах отсутствуют государственные
нормативы, регламентирующие допустимые вибрации механизмов.
Каждая фирма придерживается своего регламента.
Сравнение данных показывает, что отечественное машино-
строение предъявляет более жесткие требования к машинам, ро-
торы которых имеют 3500 об/мин и выше. В Японии фирма «Мицу-
биси Денки» допускает размахи вибрации своих изделий в пре-
делах от 0,03 до 0,003 мм.
На некоторых заводах введен следующий регламент на допус-
тимые размахи роторов при их работе: удовлетворительно —
0,05 мм, хорошо — 0,03 мм, отлично —0,01 мм.
На заседании Международного технического комитета по ме-
ханическим ударам и вибрациям, происходившем в Праге в 1967 г.,
было решено оценивать вибрации по их эффективной колебатель-
ной скорости. Принимаемый за основу параметр вибрационной
скорости значительно удобнее, так как он связан корреляционной
зависимостью с излучаемым при работе звуковым давлением и
динамическими напряжениями, возникающими в материале, из
которого сделан механизм.
Наиболее радикальным средством борьбы с воздействием вибра-
ций на человека, измерительную аппаратуру, работающие меха-
низмы, а также на металл, из которого выполнены машины, яв-
ляется устройство упругих виброизолирующих прокладок, пре-
пятствующих распространению вибрационной энергии.
Технологическое оборудование, создающее на рабочих местах
вибрации, превышающие предельно-допустимые нормы или яв-
ляющиеся причиной возникновения шума в тихих помещениях,
должно быть изолировано путем устройства специальных фунда-
ментов или установки машин на амортизаторы.
Роторы эксплуатируемых машин должны быть подвергнуты
самой тщательной балансировке. Экспериментальная проверка
эффективности балансировки ротора показала, что на фундаменте
одной и той же машины разность уровней колебательной скорости
вибраций до и после балансировки составляет:
Частота в гц.................... 50 100 200 400
Разность уровней в дб........... 26 21 10 3
Необходимо также, чтобы каждая выпускаемая машина имела
свой паспорт, который представлял бы ее вибродинамическую
характеристику и давал возможность выбора места для размеще-
ния системы амортизаторов для локализации вибраций.
Глава IV
♦♦♦
МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ И ПРИБОРЫ ДЛЯ ИЗМЕРЕНИЯ
И АНАЛИЗА ШУМА И ВИБРАЦИЙ
В большинстве современных приборов, применяемых для
исследования шума и вибраций, параметры исследуемого колеба-
тельного процесса (звукового давления, колебательного ускорения
и т. д.) преобразуются в пропорциональные им по величине и
соответствующие по частоте значения напряжения или силы тока.
Спектры шума и вибраций обычно изображаются в виде гра-
фика, по оси абсцисс которого отложена частота (часто в логариф-
мическом масштабе), а по оси ординат — уровни звукового давле-
ния в децибелах. При этом должны быть указаны полосы частот,
в которых производились измерения.
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМА НА РАБОЧЕМ МЕСТЕ
Источниками шума на рабочем месте являются работающие
станки, технологическое оборудование, механизированный ин-
струмент, вспомогательное оборудование (вентиляторы, насосы)
и т. д.
Акустическим рабочим местом называется область звукового
поля, в которой находится работающий. Эта область создается
в результате излучения шума одной или несколькими работа-
ющими машинами. В большинстве случаев под рабочим местом
подразумевается зона звукового поля на расстоянии 0,5 м от ма-
шины со стороны рабочих органов или пульта управления и на
высоте 1,5 м от пола.
Измерение шума на рабочем месте или в цехе является первым
этапом борьбы с шумами в тех случаях, когда они выше предельно
допустимых уровней, установленных нормами.
Измерение шума должно проводиться в следующей последо-
вательности:
1) выявляют наиболее шумные производственные участки и
измеряются спектры шума на рабочих местах (у станков, пультов
управления и т. п.);
2) определяют время за смену, в течение которого работающий
подвергается воздействию шума; по санитарным нормам СИ
785—69 устанавливают предельный спектр для данного произ-
водства с учетом времени воздействия шума и характера послед-
него;
32
3) значения измеренных уровней шума сравнивают со значе-
ниями действующего предельного спектра в октавных полосах
и выясняют степень их соответствия.
Для акустических расчетов частотный диапазон делят на
восемь октавных полос. Полученные результаты относят к средне-
геометрическим частотам f октавных полос, которые находят из
выражения
f = = V = 1,41 fH, (36)
где fH и fe — соответственно нижняя и верхняя частоты полосы.
В зависимости от применяемых измерительных приборов
полосы могут быть октавные, полуоктавные и третьоктавные.
Отношения граничных частот равны:
для полуоктав
f = ^2L= (37)
для третьоктав
f = 6V2-fH = 1,13^.
(38)
Предельные спектры шума выражены в октавных полосах (см.
табл. 4), поэтому спектрограммы для гигиенической оценки
шума, полученные при помощи полуоктавных и третьоктавных
анализаторов, должны приводиться к среднегеометрическим ча-
стотам октавных полос.
Рис. 12. Блок-схема измерительных трактов для анализа шумов
Спектральный анализ шума производят при помощи измери-
тельного тракта, состоящего из микрофона, шумомера, анализа-
тора (фильтра). Блок-схемы измерительных трактов, составленные
из некоторых наиболее распространенных приборов, показаны
на рис. 12.
Иногда целесообразно записать спектр шума или вибрации
на магнитную ленту для последующего анализа его при помощи
спектромера звуковых частот в лабораторных условиях. Пример-
ная блок-схема измерительного тракта для этого случая приведена
на рис. 13. Для записи могут быть использованы магнитофоны
с батарейным питанием типа М-30 («Репортер-2») или М-75 («Ре-
портер-3»). При этом рекомендуется применять конденсаторные
или электродинамические микрофоны типа МД-38 или МД-59.
3 С. П. Алексеев 33
Последние имеют неравномерность частотной характеристики не
более ±4 дб в диапазоне частот от 60 до 10 000 гц.
Для исследования уровней шума (а также вибраций), т. е. для
измерения общего уровня шума во времени, может быть использо-
вана блок-схема, показанная на рис. 14.
измерение Анализ
Рис. 13. Блок-схема, используемая при исследовании спектров
шума магнитофоном
Магнитная запись позволяет уменьшить до минимума пребы-
вание оператора с аппаратурой в зоне интенсивных шумов, так
как анализ результатов измерений можно проводить в лаборатор-
ных условиях.
При акустических измерениях (так же, как и при исследовании
вибраций) необходимо правильно согласовывать входы и выходы
всех приборов, чтобы учесть влияние присоединяемой аппаратуры
Шумомер Ш-63 —► Самописец Н-110
Рис. 14. Блок-схема тракта для
регистрации уровней шума
на результат измерений.
Измерительный тракт должен
быть протарирован учреждением
Государственного комитета стандар-
тов, мер и измерительных приборов.
Тарировка приборов должна прово-
диться не реже одного раза в год.
Поправки определяются на средне-
геометрических частотах исследуемого спектра. Общая неравно-
мерность частотной характеристики измерительного тракта, на-
пример микрофона, шумомера и анализатора, определяется
как сумма (с учетом знака) неравномерностей характеристик
отдельных приборов.
Измерения шума на рабочем месте следует проводить не менее
чем в двух точках. Если результаты измерений различаются не
более чем на 5 дб, определяют их среднее арифметическое
l-'cp
(39)
Если же они различаются более чем на 5 дб, то применяют
закон энергетического суммирования:
Lcp= lOlgS 10°,1L< —10 Ign;
ft=l
здесь n — число измерений.
34
(40)
Современные шумомеры при измерениях импульсных шумов
дают заниженные показания. Измерения, проведенные при по-
мощи импульсного шумомера, показали, что при ударных про-
цессах действительные пиковые значения уровней шума на 10—
20 дб выше, чем показывают шумомеры, предназначенные для
исследования стационарных шумов. В табл. 8 приведены резуль-
таты измерений импульсных шумов, проведенные при помощи
обычных и импульсных ‘шумомеров.
Таблица 8
Сравнение результатов измерений импульсных шумов [11]
Производимая операция Общий уровень звукового давления в дб по показанию шумомера
обычного импульсного
Пневматическая клепка Резка металла гильотинными нож- ницами Рихтовка труб Удары по металлу 100—102 98—104 116 94—100 112—115 116—120 137 115—119
Микрофоны. По способу преобразования различают уголь-
ные, электродинамические, пьезоэлектрические и электростатичес-
кие (конденсаторные) микрофоны, а по характеру измеряемого
параметра колебательного процесса — микрофоны давления, гра-
диента давления и комбинированные.
Микрофоны характеризуются следующими параметрами [24]:
1) осевой чувствительностью, т. е. отношением эффективных
значений развиваемого микрофоном напряжения и звукового
давления в свободном поле при падении гармонической волны по
направлению акустической оси микрофона;
2) направленностью, т. е. распределением чувствительности
микрофона при падении звуковой волны под различными углами
и отнесенной к его осевой чувствительности; приемники звука
(аналогично акустическим излучателям) обладают направлен-
ностью, если их размеры соизмеримы или превышают длину зву-
ковой волны;
3) коэффициентом направленности, которым является энерге-
тическая характеристика, оценивающая суммарную характери-
стику направленности сравнительно с ненаправленным микро-
фоном;
4) уровнем собственных шумов микрофона, определяемым отно-
сительно эффективного напряжения U0 (при звуковом давлении
0,1 н/м2), возникающего под воздействием сигнала;
201g-—,
где иш — напряжение помех при отсутствии полезного сигнала.
3* за.
Зависимость указанных параметров от частоты определяет
соответствующие частотные характеристики микрофона.
Конденсаторные микрофоны очень чувствительны. Они имеют
прямолинейную частотную характеристику. Из-за малых разме-
ров эти микрофоны не обладают направленностью в широком
диапазоне частот. Недостатком микрофонов является зависимость
чувствительности от изменений атмосферного давления, темпера-
туры и влажности. Кроме того, неудобство составляет необходи-
мость подачи напряжения на электроды.
Микрофоны градиента давления используют при измерениях
сравнительно редко.
Шумомеры. Для изучения общих уровней производствен-
ного шума и оценки уровней их интенсивности служат измеритель-
ные приборы, называемые шумомерами. Диапазон измеряемых ими
уровней обычно лежит в пределах от 30 до 130 дб при частотных
границах от 50 до 8000 гц. Шумомер состоит из ненаправлен-
ного микрофона, усилителя, корректирующих фильтров, детек-
тора и стрелочного прибора. Шкала стрелочного прибора отгра-
дуирована в децибелах относительно 2-Ю"8 н/м2 среднеквадра-
тичного значения уровня звукового давления.
Шумомеры имеют переключатель, позволяющий вести изме-
рения по трем шкалам (рис. 15): 1) по шкале А, соответствующей
субъективному ощущению громкости тонов в пределах до 50 фон
(дб Л); 2) по шкале В, соответствующей субъективному ощущению
от 50 до 75 фонов; 3) по шкале С (или линейной шкале) в диапазоне
частот от 63 до 4000 гц.
Для получения спектра шума измерения должны проводиться
по шкале С,
36
Шумомер снабжен ступенчатым делителем напряжения и регу-
лятором постоянной времени: «Быстро», «Медленно». Питание
прибора осуществляется от батарей.
Шумомеры, соединенные при помощи специальных переход-
ных устройств с вибродатчиками, могут быть использованы как
индикаторы уровней колебательной скорости при исследовании
вибрации поверхностей. Для этого микрофоны заменяют вибро-
датчиками, имеющими согласованные с входом шумомера выход-
ные импедансы. В этом случае шумомер регистрирует не уровень
звукового давления, а уровень колебательной скорости.
Техническая характеристика наиболее распространенных типов
шумомеров приведена в табл. 9.
Анализаторы (фильтры). При помощи анализаторов
определяют частотный состав шума и вибрации. Эти приборы
предназначены для анализа электрических сигналов, поступаю-
щих с выхода шумомера на полосовые электрические фильтры.
Анализирующие свойства фильтра характеризуются шириной
полосы пропускания частот, коэффициентом передачи, крутизной
спада частотной характеристики, разрешающей способностью,
динамическим диапазоном и временем анализа.
Применяемые для исследования шума и вибрации анализа-
торы спектра обычно имеют ширину прозрачности в одну октаву,
V2 октавы или х/3 октавы. Чем уже полоса пропускания фильтра,
тем больше сведений о спектре излучаемого колебательного
процесса можно получить с его помощью. Уровень звукового
давления в измеряемой частотной полосе относят к среднегео-
метрической частоте этой полосы.
При измерениях шума и звуковых вибраций исследования
проводятся в восьми октавных полосах, охватывающих диапазон
от 50 до 8000 гц\
Номер октавы ....... 1 2 3 4 5 6 7 8
Среднегеометрические ча-
стоты октавных полос в гц 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Технические характеристики некоторых анализаторов спектра
шума представлены в табл. 10.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ АКУСТИЧЕСКОЙ МОЩНОСТИ МАШИН
Для оценки шума, производимого машиной, необходимо опре-
делить ее акустическую мощность в функции частоты, т. е. коли-
чество звуковой энергии, излучаемое колеблющимися поверхно-
стями машины в окружающее пространство. Спектрограмма аку-
стической мощности должна соответствовать наиболее шумному
режиму работы промышленной установки. jfc
С помощью полученных спектрограмм возможно не только
характеризовать качество машины с точцц зрения производимого
37
Таблица 9
Техническая характеристика шумомеров
Характеристика Тип шумомера
ш-зм Ш-63 МИУ-5 1400Е 2203
Тип микрофона МД-59 МД-38Ш МД-37Б Кристалличе- ский (сегнетова соль) Конденса- торный 4131
Диапазон измеряемых уровней 22—134
в дб 24—130 33—140 50—150 24—140
Частотный диапазон в гц .... 40—10 000 60—8000 60—8000 32—8000 20—20 000
Неравномерность частотной харак- ±3,5
теристики в дб ±4 ±8 ±3 ± 1
Частотные характеристики .... Калибровка А, В, С Электрическая А, В, С Электрическая А, В, С акустическая А, В, С и линейная
Подключаемый внешний фильтр Только анализатор АШ-2М Фильтр ПФ-1 Фильтр ПФ-1 Фильтр 1464А Фильтр 1613
Батареи питания шумомера . . . 49-САМЦГ-0,25п 1KC-V-3 70-АМЦГ-У-1,3 — 1KC-V-3
(2 шт.); 1,58-СНМЦ-2,5п (3 шт.) (3 шт.) (2 шт.); 1,66-ТМЦ-V-28 (4 шт.) (3 шт.)
Вес шумомера с батареями в кг 5,5 4,2 16 2 2,7
Примечание. Шумомеры типа Ш-ЗМ, Ш-63 и МИУ-5 изготовляют в СССР, типа 1400Е —• в Англии и типа 2203 —
в Дании.
Характеристика анализаторов спектра шума
Таблица 10
Характеристика Тип анализатора
АШ-2М ПФ-1 СЗЧ 1464А 1613
Ширина полосы пропускания ^з-октэбный анализатор 1/2-октавпый фильтр ^з-октавный спектрометр Октавный фильтр Октавный’ фильтр
Диапазон анализи- руемых частот в гц 37—11 000 (8 октав) 45—23 000 (9 октав) 45—23 000 (9 октав) 32—8000 (8 октав) 20—45 000 (11 октав)
Число полосовых фильтров 25 16 27 3 11
Отсчет показаний По стрелочному прибору, отградуи- рованному от +2 до —30 дб По стрелочному прибору шумо- мера По экрану электроннолуче- вой трубки, отградуирован- ному от 0 до 30 дб По стрелочному прибору шумо- мера По стрелочному прибору шумо- мера
Питание От сети 127/220 в, 50 гц — От сети 220 в, 50 гц — —
Вес анализатора в кГ 8 32 230 1 2,5
Примечание. Анализаторы типов АШ-2М, ПФ-1 и СЗЧ изготовляют в СССР, типа 1464А — в Англии, типа 1613 — в Дании.
ею шума, но и оценить уровень звукового давления, который
создается машиной на определенном расстоянии от нее, если из-
вестны акустические характеристики производственного поме-
щения.
Знание акустической мощности каждой машины, находящейся
в помещении, позволит количественно определить основные источ-
ники шума, сравнить их между собой и оценить эффективность
мероприятий по борьбе с шумом. Зная акустическую мощность
машины, можно оценить эффективность снижения шума, полу-
чаемого путем модернизации промышленного оборудования, ис-
пользования звукоизолирующих кожухов, глушителей шума,
виброизолирующих прокладок, вибропоглощающих покрытий
и т. п.
Периодическое исследование акустической мощности машины
может явиться дополнительным контролем ее технического со-
стояния. ГОСТом 11870—66 предусмотрены следующие способы
определения акустической мощности машин.
1. В свободном звуковом поле (в заглушенных камерах, в по-
мещениях с большим поглощением или в открытом пространстве).
Этот способ является основным для всех машин и особенно
обязателен при необходимости определения характеристик на-
правленности излучения шума.
При измерениях по полусфере машину устанавливают на пол
в середине измерительного помещения, а при измерениях по
сфере — в центре помещения над звукопоглощающим полом.
Расстояние от поверхности машины до измерительной сферы или
полусферы должно быть не менее 0,25 м.
Число точек измерения должно быть не менее восьми при изме-
рении по сфере и не менее четырех при измерениях по полусфере.
Микрофон должен быть ориентирован на центр измерительной
поверхности.
Акустическую мощность машины Lw вычисляют по формуле
Lffi = L + 101g-^, (41)
где S — площадь измерительной поверхности в лг2;
So — пороговое значение площади, равное 1 мг.
Средний октавный уровень звукового давления на измеритель-
ной поверхности также определяют по закону энергетического
суммирования:
L = 101g S Ю0’1^ — 10 Ign дб; (42)
г=1
здесь L: — уровень звукового давления в i-й точке измерения
в дб; п — количество точек измерения.
2. В отраженном звуковом поле (в реверберационных камерах
либо в гулких помещениях).
40
Этот способ применяют, когда техническими требованиями не
предусмотрено определение направленности излучения шума.
В этом случае машину устанавливают на пол помещения, на рас-
стоянии не менее 1 м от стен, потолка и других ограждающих
поверхностей. Измерения уровня звукового давления необходимо
проводить не менее чем в пяти точках звукового поля, причем
они должны располагаться на расстоянии от поверхности машины
г>У^м, (43)
где А — эквивалентная площадь звукопоглощения (полное вну-
треннее звукопоглощение) измерительного помещения
в м2.
При измерении микрофон должен быть ориентирован в направ-
лении источника шума.
Уровень акустической мощности вычисляют по формуле
+ ----6 дб, (44)
л о
где L — средний уровень звукового давления определяют по
формуле (42);
Ао—пороговое значение полного звукопоглощения, равное
1 м2.
3. В обычных помещениях с помощью образцового источника
шума.
. Данный способ используют при невозможности применения
методов свободного и отраженного поля. Он заключается в сравне-
нии шума машины с шумом образцового источника, для которого
известны октавные уровни акустической мощности.
Образцовый источник шума должен быть аттестован и допу-
щен к применению соответствующими учреждениями Комитета
стандартов, мер и измерительных приборов при Совете Мини-
стров СССР. При исследованиях точки измерения располагают
относительно машины аналогично их расположению при измере-
нии в свободном звуковом поле.
Образцовый источник шума устанавливают в том же месте,
что и испытуемую машину, или в непосредственной близости от
нее. Измерения уровней звукового давления образцового источ-
ника шума производят в тех же точках на измерительной поверх-
ности, что и при измерениях испытуемой машины. Затем по фор-
муле (42) определяют средние значения этих измерений.
Октавный уровень акустической мощности вычисляют по
формуле
Lw = (L — Lo) дб, (45)
где Lw0 — уровень звуковой мощности образцового источника
в дб;
41
L — средний октавный уровень звукового давления на
измерительной поверхности при работе испытуемой
машины в дб;
Lo — то же при работе образцового источника в дб.
4. На расстоянии одного метра от наружного контура машины.
Этот способ применяют для ориентировочной оценки в случаях,
когда для машин большого размера (более 2 м) невозможно про-
вести измерения в помещениях с помощью первых трех способов.
Рис. 16. Схема размещения измерительной аппаратуры
при измерении уровней акустической мощности источ-
ников шума
Точки измерения уровня звукового давления, минимальное
количество которых равно пяти, располагают на измерительной
поверхности вдоль двух линий измерений в вертикальной и гори-
зонтальной плоскостях. Расстояние до основных габаритов ма-
шины должно равняться 1 м. Точки измерения должны быть рас-
положены на расстоянии не ближе 1 м от ограждений и поверхно-
стей соседних машин и не ближе 2 м от углов помещения. Высота
расположения линии измерений над полом h равна половине вы-
соты машины Н. Основные точки измерения указаны звездоч-
ками на рис. 16 (пятая точка располагается над машиной).
Оредние октавные уровни звукового давления Lr на опорном
радиусе гоп вычисляют по формуле
Lr = Z + 201g^4_ дб, (46)
Г on
где L — средний октавный уровень звукового давления на
измерительной поверхности в дб;
гоп — опорный радиус в м;
42
rs — радиус эквивалентной полусферы в м, который вы-
числяется по формуле:
(47)
где а, Ь, с — величины, указанные на рис. 16.
Опорный радиус определяется от центра измерительной, по-
верхности. В случае необходимости результаты измерений при-
водятся к опорному радиусу, который должен иметь одно из зна-
чений: 1; 3 или 10 м. Рекомендуется, чтобы величина опорного
радиуса была больше, чем радиус эквивалентной полусферы для
самой большой машины данного типа.
Уровень акустической мощности источника на опорном ра-
диусе при излучении шума в полусферическом пространстве
рассчитывают по формуле
Ьл = Lr + 201g + 10 1g 2л дб, (48)
г0
где r0 = 1 м.
При опорных радиусах 1; 3 и 10 м уровни звукового давления
будут соответственно на 8; 18 или 28 дб выше средних значений
уровней звуковых давлений.
При исследованиях акустических характеристик машин любым
указанным способом число точек измерения выбирается не менее 5.
Если разница между наибольшим и средним значениями уровней
звукового давления составляет более 5 дб, то число точек изме-
рения удваивают.
С. П. Алексеев предложил иной способ определения акустиче-
ской мощности машины в закрытом помещении, т. е. на месте ее
установки.
Интенсивность отраженных звуковых волн в диффузном зву-
ковом поле выражается уравнением
7 — 4^0 (1 — а) . '49\
iomp Л ’ ' 1
здесь IF0 — звуковая мощность источника;
А — эквивалентная площадь звукопоглощения в помеще-
нии в ж2;
а —• средний коэффициент звукопоглощения.
Граничным радиусом помещения называется радиус сферы, на
поверхности которой энергия прямого звука равна энергии отра-
женного. Величина граничного радиуса зависит от того, в какой
телесный угол (в стерадианах) излучается энергия, а также от
звукопоглощения (являющегося функцией частоты) и полярной
характеристики источника звука.
43
Рассмотрим случай излучения энергий от точечного источника
в пространство реверберирующего помещения. На расстоянии
граничного радиуса R соблюдается равенство прямой и отражен-
ной энергий:
41^о (1 — a) zenx
QR2 ~ А ’
здесь Ф — коэффициент направленности источника;
Q — телесный угол излучения в стерадианах.
Граничный радиус для источника нулевого порядка (Ф = 1)
при излучении в пространство
(51>
А
Величина -----— = П называется «постоянной помещения».
1 — а
При излучении в полупространство
= = (52)
Если в реверберирующем помещении известен граничный
радиус, зависящий от двух параметров: полного внутреннего зву-
копоглощения и среднего коэффициента звукопоглощения а,
определяющей константой может служить постоянная помеще-
ния П, включающая два описанных выше параметра. Средний
коэффициент звукопоглощения определяется по формуле
« = ТП~. (53)
s Si
1=1
п
где S — общая площадь всех ограждающих поверхностей.)
z=i
Зная полное внутреннее звукопоглощение помещения, легко
найти граничный радиус 7?.
При любом источнике, который можно аппроксимировать
в источник нулевого порядка, находящийся в пространстве,
излучение будет происходить в телесный угол, равный 4л стера-
дианов.
В случае, когда тот же источник расположен на полу или
грунте, а также на небольшом расстоянии от пола, излучение
будет происходить в телесный угол 2л стерадианов. При распо-
ложении источника у стены он будет излучать энергию в четверть
пространства (телесный угол л стерадианов).
Следовательно, проведя измерение на поверхности измери-
тельной сферы с радиусом, равным граничному радиусу R, полу-
чим суммарный уровень звукового давления прямой и отраженной
44
звуковой энергии, равной по интенсивности. Проинтегрировав
ее по измерительной поверхности, получим значение мощности
источника, которое легко представить в виде значения уровня
мощности.
Допустим, что энергия источника излучается в пространство.
Тогда можно определить уровень его мощности, зная средний
уровень звукового давления L на измерительной поверхности
радиуса R (см. ГОСТ 11870—66):
Lw = L + 20 1g R + 10 1g 4л. (54)
Это будет уровень мощности звуковой энергии на измеритель-
ной сферической поверхности, радиус которой определяется по
формуле (51).
Прямая и отраженная энергии равны, следовательно, их сумма,
характеризующая измеренные уровни звуковых давлений, будет
на 3 дб больше уровня прямой энергии, определяющей звуковую
мощность источника.
На основании приведенного рассуждения выражение (54)
можно переписать в следующем виде:
Lw = L + 20 1g R + 8. (55)
Формула (55) и будет рабочей, пригодной для определения
уровня акустической мощности, излучаемой в пространстве.
Для определения уровня звуковой мощности источника, излу-
чающего звуковую энергию в полупространство, формула (55)
перепишется следующим образом:
Lw = L + 20 1g R + 5. (56)
Для определения уровня звуковой мощности источника, из-
лучающего звуковую энергию в четверть пространства (телесный
угол л стерадианов), получим формулу
= L + 20 !g R + 3. (57)
Соответственно, измерительная сфера радиуса R превратится
для расчетов по формуле (56) в полусферу, для расчетов по фор-
муле (57) — в четверть сферы и т. д.
Описанный способ определения уровня звуковой мощности
источника является в достаточной мере простым и точным.
ИЗМЕРЕНИЕ ВИБРАЦИЙ
Для изучения характера вибрации промышленной установки
необходимо получить ее спектрограмму, т. е. распределение
колебательной энергии по частотам. Для более полного представ-
ления о колебательном процессе следует записать также вибро-
грамму. Виброграмма указывает изменение параметров вибрации
во времени.
45
Для измерения вибрации служат специальные приборы — ви-
брометры. В последние годы созданы приборы, которые позво-
ляют измерять и анализировать как шум, так и звуковую ви-
брацию.
В качестве приемников вибрации применяются емкостные,
индуктивные или пьезоэлектрические преобразователи. Они могут
быть выполнены в виде приемников колебательного смешения
скорости | и ускорения При определенной градуировке прием-
ников можно измерять все перечисленные параметры вибрации,
так как для гармонических колебаний они связаны между собой.
В виброприемниках происходит преобразование механических
колебаний в электрические. Непосредственно в виброметре коле-
бания усиливаются и подаются на индикаторное устройство (стре-
лочный прибор).
Обычно ограничиваются измерением спектрального состава
одного из параметров, который необходим для данных исследова-
ний. Это объясняется тем, что виброприемник ускорения имеет
постоянную чувствительность к колебательному ускорению, а
чувствительность к колебательной скорости уменьшается с уве-
личением частоты.
Чувствительность приемника вибросмещения выражают в аб-
солютных единицах — в в/см, чувствительность приемника ско-
рости— в в/см-сек"1, чувствительность приемника ускорения —
в в/см-секг2 или в относительных единицах-децибелах.
Значения предельно-допустимых амплитуд вибрации весьма
невелики. Для наиболее распространенных в металлообрабаты-
вающей промышленности частот 15—100 гц допустимые ампли-
туды колебательного смещения лежат в пределах от 0,03 до
0,003 мм.
При измерениях параметров вибрации должна быть обеспечена
минимальная погрешность измерения. Для контактных вибропри-
емников она в значительной степени зависит от массы приемника,
точнее от реакции массы приемника на вибрирующую поверхность.
Эта реакция ослабляет колебания в точке установки вибродатчика
и уменьшает значения фиксируемых амплитуд колебаний. Так на
средних и высоких звуковых частотах ослабление колебаний
легких поверхностей при весе виброприемников 100—200 Г и
более может превышать 10—15 дб, что соответствует погрешности
абсолютных показаний в несколько сот процентов.
Для получения правильных и стабильных результатов измере-
ния параметров вибраций важное значение имеет способ крепле-
ния датчика к исследуемому объекту.
Значения параметров вибрации удобно выражать в децибелах
относительно:
а) нулевого порога колебательной скорости | = 5 • 10 ~6 сл/сек=
= 5-10 ~8 м/сек-,
46
б) нулевого порога колебательного ускорения | = 3 X
X 10"2 см1сек* = 3-Ю-4 м/сек*.
Наиболее широкое распространение получили приемники
виброускорения. В этом случае для измерения амплитуд смещения
и скорости приборы снабжают дополнительной интегрирующей
цепочкой из сопротивления R и емкости С. Для перевода показа-
ний прибора из ускорений в скорости используют одну интегри-
рующую цепочку RC, для'перевода в смещения — две цепочки RC.
Пьезокерамические датчики (виброприемники) ускорения
обычно имеют малый вес (10, 25 Г), что резко снижает влияние
этих приемников на точность получаемых показаний. Это обстоя-
тельство имеет особо важное значение при изучении вибраций
в области высоких частот.
ПРИМЕНЕНИЕ ТЕОРИИ СЛУЧАЙНЫХ ЯВЛЕНИЙ
К ОШИБКАМ ИЗМЕРЕНИЯ
Для оценки вероятного значения измеряемой величины необ-
ходимо знать, с какой точностью производятся измерения, т. е.
как велико значение ошибки, получаемой в процессе измерений.
Проводимые акустические измерения разделяются по классам
точности. К первому классу относятся акустические измерения,
проводимые в лабораториях, оборудованных прецизионной изме-
рительной аппаратурой, допускающей минимальные отклонения
получаемых данных от точных их значений. Для получения ре-
зультатов измерений по второму классу нет необходимости приме-
нения прецизионной измерительной аппаратуры и специальных
звукометрических камер. В этом случае допускается внесение
поправок из-за наличия ощутимых шумовых помех. К третьему
классу точности могут быть отнесены все измерения, в процессе
которых возможны: значительная неравномерность звукового
поля; наличие шумовых помех, эквивалентных по уровню иссле-
дуемому шуму; приближенное определение уровня акустической
мощности, излучаемой источником; наличие аппаратуры, дающей
ошибку в пределах ±2 дб.
Рассмотрим способ определения случайной погрешности изме-
рений, проведенных с помощью прецизионной аппаратуры, веро-
ятная погрешность показаний которой ±1 дб.
Для получения наиболее точного результата следует произ-
водить измерения в каждой точке не менее 12 раз. Ошибка каждого
измерения составляет не более 0,1 от вероятного точного значе-
ния измеряемой величины.
Для определения полученной в процессе исследований вели-
чины погрешности производят следующие математические опе-
рации.
47
1. Если разброс результатов измерений не превышает 5 дб
между верхним и нижним значениями, среднее арифметическое
ряда можно определять в децибелах:
— Lt + L2 + • • • + Ln
,
где п — количество измерений.
Если разброс значений отдельных измерений превышает ука-
занный предел, для определения среднего арифметического ряда
переходят к выражению звуковой энергии через отношение энер-
гии измеряемого сигнала к принятому стандартному порогу:
а = io0,iz'1 + io0,14 + -- - +ю0,1/''г
п
2. После вычисления среднего арифметического значения на-
ходят среднеквадратическое отклонение ряда по формуле
1 / (10O11Li - fl-)2 + (10°'^ - л)2 + • • • + (10°^ - а?
V п— 1
3. Определяют погрешность результата каждого измерения
в отдельности:
4. Вычисляют вероятную относительную погрешность
рс = 0,6745с.
Это выражение характеризует экстремальные значения, в ин-
тервале которых находится истинная величина среднего значения
измеряемого параметра:
(а — ре) < а < (а + рс)-
Доверительным интервалом будет выражение
(а + рс) — (а — рс).
Пример. В результате 12 измерений получены следующие уровни акусти-
ческой энергии вдб: 84,9; 86,8; 87,8; 86,7; 84,8; 86,7; 86,7; 84,8; 88,0; 86,7; 87,8;
84,8.
Расхождение между максимальным и минимальным значениями ряда со-
ставляет 3,2 дб, следовательно, среднеарифметическое значение можно опре-
делять двумя способами:
. 84,9 4-86,8 4--1-84,8 1036,5 . ,,
1 • = --------S------—— = —пг— = 86,4 дб.
48
2 . Предварительно определяем величину отношения значений уровней шума
к порогу:
io°’1L* = io0-1'84’9 = ю8-49 = з, 1 • ю8;
|qO,1L2 _ iqO, 1 86,8 _ jq8,68 __ 4,7. jq8
и т. д.
1) Среднее арифметическое всех значений
fl2 = -53-’y210- — 4,5-108 (или 86,5 дб).
2) Находим разность между каждым измеренным значением
и средним арифметическим и возводим ее в квадрат:
(10°’1Л« — д)2= &2;
&? = 2,25-Ю16; bl = 4-1014 и т. д.
3) Сумма всех полученных значений
12
= 15,95-1016.
1
4) Среднеквадратическое отклонение ряда
5) Погрешность результата отдельного измерения
6) Вероятные относительные погрешности
рс = 0,6745с = 0,238-108.
7) Доверительный интервал X, в котором будет находиться
истинное значение, определяют как разность значений:
(а + рс) — (а — рс);
X, = 4,5-108 + 0,238-108 = 4,738-108;
Х3 = 4,5 • 108 —— 0,238 • 108 = 4-262-108.
Доверительный интервал
*=10‘8-W~0'5S6-
4 С. П. Алексеев
49
Так как оценка полученных результатов обычно округляется
до целых значений децибелов, истинное значение проведенных
измерений лежит в пределах 87—86 дб.
Таким образом, точность измерений зависит от степени точ-
ности аппаратуры. При измерении аппаратурой высокого класса
точности истинное значение искомой величины окажется в интер-
вале 87—85 дб и доверительным интервалом будет значение 2 дб.
При увеличении числа измерений доверительный интервал
сужается, однако в рассмотренном примере уменьшать его не имеет
смысла, так как он перекрывается доверительным интервалом
прецизионной измерительной аппаратуры ± 1 дб.
♦♦♦
Глава V
♦♦♦
ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ И ОРГАНИЗАЦИОННЫЕ МЕТОДЫ БОРЬБЫ
С ШУМОМ И ВИБРАЦИЯМИ НА ПРОИЗВОДСТВЕ
Борьба с шумом и вибрациями на промышленном предприя-
тии — это комплекс инженерно-технических мероприятий, систе-
матически претворяемых в жизнь. Важное значение имеет пла-
нирование методов борьбы с шумом и вибрациями. Естественно,
что планированию должен предшествовать анализ производствен-
ных условий с целью выявления наиболее вредных производствен-
ных участков.
Выявление источников и причин возникновения шума и вибра-
ций должно быть совмещено с регистрацией и изучением их
спектров. Только опираясь на исследования амплитудно-частот-
ных характеристик, можно наметить и провести в жизнь техниче-
ские мероприятия, направленные на устранение причин возникно-
вения вибраций и шума.
Еще в стадии проектирования необходимо обеспечить условия,
затрудняющие распространение шума как на территории пред-
приятия, так и в окружающей его местности.
Между жилыми массивами и шумным производством должны
располагаться защитные зеленые зоны с кустарниками, насаждае-
мыми близ завода, и деревьями — у жилого массива. Минималь-
ные расстояния шумных производств от жилой застройки ука-
заны в санитарных нормах СН 245—63.
Доминирующее направление ветров, особенно в летнее время,
должно быть от жилого массива к заводской территории, а не
наоборот. Борьба с шумом должна вестись и на территории за-
вода. Это может быть сопряжено с некоторыми капитальными за-
тратами, так как изолирование шумных производств в отдельные
помещения или здания, если уже осуществлено строительство,
связано с перепланировкой отдельных производственных участков
или части предприятия.
Расстановка оборудования в цехах должна производиться не
только с учетом технологического процесса, удобства монтажа,
ремонта, но и с учетом требований обеспечения здоровых условий
труда.
Шумное оборудование следует группировать отдельно и уста-
навливать или в изолированном помещении, или в отдельной
части цеха со звукоизолирующими или экранирующими перего-
родками.
4* 51
Чтобы шум не распространялся в малошумные помещения про-
изводственного здания, оно должно иметь рациональную плани-
ровку. На рис. 17, а показан пример правильного размещения
помещений в здании, где тихие и шумные цехи отделены друг от
Друга.
Рис. 17. Рациональная (а)' и нерациональная (б) схемы
размещения цехов с точки зрения борьбы с шумами
Если позволяет технологический процесс, все наиболее шумные
цехи целесообразно расположить с наветренной стороны завод-
ского участка.
Примерная схема планировки заводского участка с учетом
направления господствующих в данном районе ветров показана
на рис.-18. Для каждого цеха указан средний общий уровень шума.
Ближе всего к зданию заводоуправления и конструкторского
бюро размещены относительно-тихие цехи с общими уровнями
52
шума в них 70—85 дб, за которыми следуют шумные производства
с уровнями шума до 120 дб, расположенные в зеленой зоне. Произ-
водственные- помещения размещены по возрастающей шумности
в сторону господствующего направления ветра.
Иногда преобладающим источником шума для некоторых тихих
производственных участков может быть шум транспортных
средств промышленного предприятия: грузовых автомобилей,
автобусов, автопогрузчиков, электрокар и т. п. Этот шум прони-
кает через окна и двери, превышая допустимые уровни.
Рис. 18. Генеральный план завода, построенного с учетом доминирующего на-
правления ветров от тихих помещений к шумным
/ склад сырья; 2 — заводоуправление, КБ; 3 — сборочный цех (80—85 дб); 4 — склад
утиля; 5 — механический цех (70—80 дб); 6 — цех стендовых испытаний 120 дб; 7 —
прессовый цех (110 дб); 8 — литейный цех (100 дб); 9 — кузнечный цех (100 дб); 10 —
опытный цех (100 дб).
Согласно измерениям, проведенным лабораторией борьбы с шу-
мом НИИ строительной физики, шум транспортных средств зави-
сит от режима работы двигателя, скорости движения, нагрузки
и т. п. Увеличение их повышает уровень шума. На шум транс-
порта влияет также характер и состояние дорожного покрытия.
В табл. 11 представлены уровни шума некоторых транспортных
средств при различных режимах работы на расстоянии 7 м от
линии движения.
Шум, производимый транспортом, обычно характеризуется
низкочастотными и реже среднечастотными составляющими. Ме-
рами уменьшения шумовых помех, создаваемых этими источни-
ками, могут быть: 1) Запрещение подачи звуковых сигналов транс-
портом; 2) озеленение заводских территорий, прилегающих к за-
водским магистралям; 3)' устройство вдоль заводских магистра-
лей экранов в виде стенок-барьеров, земляных насыпей, эскарпов
и Т. п. или постройка вдоль проездов зданий вспомогательного
назначения; 4) постройка асфальтовых дорог, так как неровное
полотно дороги вызывает дополнительные шумы дребезжащего
53
Уровни шума транспортных средств
Таблица 11
Вид транспорта Уровень шума в дб
Минимальный Средний Максимальный
Грузовой автомобиль: с бензиновым двига- телем 74 90 106
с дизельным двигате- лем 90 95 108
Легковые автомобили . . . 83 84 86
Автобус 78 86 96
Мотоцикл (мотороллер) . . 76 84 92
характера, интенсивность которых зависит также и от изношен,
ности кузова автомашины.
При внутренней планировке производственного здания сле-
дует придерживаться принципа объединения шумных производ-
ственных участков, станков и машин. Группы машин, производя-
щие наибольший шум, полезно располагать дальше от помещений,
в которых выполняется работа, требующая умственного напряже-
ния, или помещений, отведенных
для отдыха.
Машины, создающие на рабо-
чем месте шум, превышающий пре-
дельно допустимый, следует скон-
центрировать в возможно меньшем
количестве мест.
Установки с автоматическим
и дистанционным управлением
следует изолировать кожухами
или перегородками. Если по усло-
Рис. 19. Кабина для дистанцион- виям эксплуатации машину, про-
ного управления технологическим изводящую шум, изолировать
процессом нельзя, то для обслуживающего
персонала необходимо построить
специальную кабину, обеспечивающую защиту от шума и при-
годную для наблюдения за ходом технологического процесса
(рис. 19). К кабине должны быть подведены коммуникации орга-
нов дистанционного управления технологическим оборудованием
цеха, а внутри ее размещены контрольно-измерительные при-
боры.
Объединяя шумные участки производства, в помещении устраи-
вают выгородки, обеспечивающие достаточное снижение шума
внутри ограждаемого пространства.
54
Таким образом, организационно-техническими мероприя-
тиями, позволяющими существенно снизить уровень шума на про-
изводстве, являются:
1) замена шумного оборудования менее шумным;
2) размещение машин и агрегатов, производящих большой
шум, в отдельных помещениях или в отдельных частях цеха со
специальным ограждением;
3) планирование времени работы шумного оборудования таким
образом, чтобы в это время работало меньше людей;
4) озеленение территории предприятия и прилегающей к ней
местности.
Инженерные методы борьбы с шумом и вибрациями на про-
мышленных предприятиях сводятся к следующему:
1) уменьшают шум и вибрацию в источниках их возникновения;
2) применяют звукоизолирующие конструкции и звукопогло-
щающие материалы или локализуют шумное оборудование в спе-
циально выделенных и огражденных местах;
3) используют виброизолирующие устройства и вибропогло-
щающие материалы;
4) применяют различного рода глушители струйных шу-
мов и др.
Эти мероприятия осуществляются раздельно, а чаще в комп-
лексе, в зависимости от конкретных условий производства.
Уменьшение шума и вибраций в источниках их возникновения.
Этот метод является основным. Он заключается в качественном
монтаже машин и агрегатов, правильной эксплуатации оборудова-
ния, станочных приспособлений и инструмента, могущих созда-
вать шум в процессе работы и т. п. Важное значение имеет правиль-
ное и своевременное проведение планово-предупредительного
ремонта машинного парка. Следует иметь в виду, что машина,
производящая небольшой шум, при плохом уходе может стать
источником значительного шума и вибраций.
Технически обоснованная борьба с шумом и вибрациями на
любом производственном участке должна начинаться с устранения
шума в источнике его возникновения. Планирование мероприя-
тий должно производиться на основании анализа технологического
состояния оборудования и исследования спектров шума и вибра-
ций на рабочих местах и в целом на производственном участке.
Следует отказываться от применения промышленного оборудо-
вания и инструмента, являющихся источниками интенсивных
шумов и вибраций, заменяя их новыми, более прогрессивными.
Например, применение в чугунолитейных цехах некоторых заво-
дов способа изготовления литейных форм при помощи жидких
самотвердеющих смесей позволило отказаться от ручных пневма-
тических трамбовок и формовочных машин с пневматическим
и электрическим приводом, которые являлись источником значи-
тельных вибраций и шума.
55
Причинами высоких уровней шума машин и агрегатов могут
быть:
а) конструктивные особенности машины, в результате которых
возникают удары и трения узлов и деталей: например, удары
толкателей о штоки клапанов, работа кривошипно-шатунных
механизмов и зубчатых колес, недостаточная жесткость отдельных
частей машины, которая приводит к ее вибрациям;
б) технологические недостатки, появившиеся в процессе изго-
товления оборудования, к которым могут быть отнесены: плохая
динамическая балансировка вращающихся деталей и узлов, не-
точное выполнение шага зацепления и формы профиля зуба зуб-
чатых колес (даже ничтожно малые отклонения в размерах деталей
машин отражаются на уровне шума);
в) некачественный монтаж оборудования на производственных
площадях, который приводит, с одной стороны, к перекосам и
эксцентриситету работающих деталей и узлов машин, с другой —
к вибрациям строительных конструкций;
г) нарушение правил технической эксплуатации машин и
агрегатов — неправильный режим работы оборудования, т. е.
режим, отличающийся от номинального (паспортного), плохой
уход за станочным парком и др.;
д) несвоевременное и некачественное проведение планово-
предупредительного ремонта, которое приводит не только к ухуд-
шению качества работы механизмов, но и способствует увеличе-
нию производственного шума; своевременный и качественный
ремонт, замена износившихся деталей оборудования препятствует
увеличению перекосов и люфтов в движущихся частях механиз-
мов, а следовательно, повышению уровня шума на рабочих местах;
е) несовершенные в отношении шумового режима отдельные
технологические процессы, например, сбрасывание металлических
деталей, которое должно быть заменено спуском их по направляю-
щим, выполненным из материала, не производящего шума, замена
пневматической клепки гидравлической или сваркой и т. п.
Модернизация оборудования и усовершенствование техноло-
гического процесса. Если борьба с шумом в его источнике не при-
носит ощутимых результатов, необходимо проводить специальную
модернизацию оборудования, заключающуюся в ликвидации за-
меченных дефектов машины, служащих источниками вибраций
с целью устранения генерации шума.
Все способы модернизации оборудования, уменьшающие
уровни шума, указать невозможно, их очень много. Они опреде-
ляются типом оборудования, требованиями к величине допускае-
мого уровня шума на рабочих участках, производственными воз-
можностями и т. п. В частности, сюда могут быть отнесены:
а) изменение упругости или массы отдельных конструктивных
элементов машин с целью изменения собственных частот колеба-
ний, что даст возможность вывода их из состояния резонанса;
56
б) обеспечение плотного прилегания в местах связи сопрягае-
мых деталей путем использования амортизирующих материалов
таких, как резина, асбест, картон, пробка и т. п. или пружинных
амортизаторов, а также применения рациональных способов
крепления отдельных элементов к корпусу машины;
в) замена металлов материалами типа пластмассы, текстолита,
фибролита и т. п., хромирование, а также покрытие поверхности
деталей различного рода лаками и красками;
г) покрытие вибрирующих со значительной амплитудой по-
верхностей оборудования вибропоглощающими и демпфирующими
материалами с большими коэффициентами внутреннего трения —
битумом, резиной, толем, фетром, асбестом, пластмассами типа
«Агат», специальными мастиками при условии плотного их при-
легания к вибрирующей поверхности. Модернизация оборудова-
ния, как правило, увеличивает срок службы машин и улучшает их
технико-эксплуатационные данные.
Изменение технологического процесса с целью уменьшения
уровня шума на рабочем участке должно рассматриваться как
один из возможных путей создания нормальных производственных
условий. Естественно, это не должно идти во вред экономической
эффективности производства, а наоборот, способствовать увели-
чению выпуска продукции.
Наиболее эффективным и прогрессивным способом защиты
рабочих от производственного шума является полная автоматиза-
ция технологических процессов с использованием систем теле-
управления. В этом случае обслуживающий персонал размещается
в изолированных помещениях, в которых температура воздуха
поддерживается в пределах 18—20° С, относительная влажность
составляет 40—60%, скорость воздушного потока от вентилиру-
ющих систем не превышает 0,5 м!сек.
В защищенных от шума помещениях при исправной работе
оборудования наблюдающий персонал проводит весь рабочий день.
В случае неполной автоматизации производственного процесса
пребывание рабочих в таких помещениях в течение 10—30 мин
способствует восстановлению слуховой функции и ликвидации
сдвигов физиологических реакций, что положительно отражается
на общем состоянии организма и повышении работоспособности.
Экспериментальными исследованиями установлено, что монотон-
ная работа, часто повторяющиеся однообразные движения в тече-
ние рабочего дня без переключения на другие операции, отсут-
ствие микропауз в работе способствуют понижению производитель-
ности труда и быстрому развитию профессиональных болезней
у работающих.
Локализация источника шума. Этот метод уменьшения шума
предполагает изоляцию источника и сооружение вокруг него
ограждений с высокой звукоизоляцией. Источником шума может
быть как отдельная машина, так и шумный производственный
57
участок. Звукоизоляция осуществляется с целью обеспечения
нормальных условий труда в более тихой части цеха.
Виброизоляция промышленного оборудования. Так как источ-
ником шума является по большей части вибрация, рассматривае-
мый метод борьбы с производственными шумами и вибрацией
позволяет уменьшить колебания строительных конструкций и
элементов машин, соприкасающихся с колеблющимся оборудова-
нием. Это, в свою очередь, дает возможность уменьшить коли-
чество звуковой энергии, излучаемой в помещение, и оградить
обслуживающий персонал от вредной вибрации.
Планирование времени работы цехов с шумной технологией
и ограничение числа работающих в них. При наличии на пред-
приятии оборудования, производящего большой шум, в некоторых
случаях возможно организовать работу цехов в вечерние часы,
когда на производстве занято меньше работающих и, следова-
тельно, меньше людей подвергается воздействию повышенных
уровней шума. Количество рабочих в этих цехах должно быть
сведено до минимума, что должно обеспечиваться высокой орга-
низацией труда.
Отрицательное действие шума может быть снижено путем
уменьшения времени пребывания людей в условиях повышенных
уровней шума. Для этой цели при построении графика работ сле-
дует предусмотреть кратковременные перерывы, во время которых
работающих следует переводить в малошумные цехи, где люди,
утомленные шумом, могут частично отдохнуть и восстановить
свои силы и работоспособность.
Уменьшение уровня шума в производственном помещении
путем установки специальных звукопоглощающих конструкций.
Этот метод основывается на свойствах материалов и конструкций
трансформировать звуковую энергию в тепловую. Уменьшить
интенсивность шума на рабочих местах можно установкой звуко-
поглощающих конструкций близ источника шума или рабочего
места.
Защита от вибраций пневмоинструмента. Борьба с шумом
и вибрациями пневмоударного инструмента является весьма слож-
ной задачей. Приспособления, защищающие работающего от
вибраций, не защищают его от шума, возникающего при уда-
рах бойка. Уровень этого шума очень высок (порядка 100—
НО дб).
Существенное значение в режиме труда рабочих, использующих
механизированные инструменты, имеет ритм работы и переключе-
ние на другие операции. Рациональным режимом труда в гигиени-
ческом отношении является такой режим, когда длительность
контакта с инструментом, имеющим опасные параметры вибрации,
не превышает 30% рабочего времени. Это может быть достигнуто
чередованием работ с использованием механизированного инстру-
мента с другими работами, не связанными с вибрацией.
♦♦♦
Глава VI
ЗВУКОПОГЛОЩЕНИЕ
Этот метод борьбы с шумом предполагает использование
звукопоглощающей способности материалов и конструкций. От-
бирая акустическую энергию падающих на них звуковых волн,
звукопоглощающие материалы трансформируют ее в тепловую.
Способность материалов и конструкций поглощать звуки оце-
нивается коэффициентом звукопоглощения а, который представ-
ляет собой отношение звуковой энергии, поглощенной материа-
лом Епогл, к энергии, падающей на него Епад:
а = . (58)
&пад
Коэффициенты звукопоглощения различных материалов опре-
деляются опытным путем, а их значение зависит от частоты па-
дающего на них звука и угла падения звуковых волн. Отношение
отраженной энергии Еотр от поверхности материала к энергии,
падающей на нее, называется коэффициентом отражения звука:
Еотр
Епад
(59)
Отношение энергии, прошедшей сквозь преграду Епр, к па-
дающей энергии называется коэффициентом звукопроницаемости:
Епр
Епад
(60)
Из выражений (58)—(60) следует, что
а + р + т = 1. (61)
В строительных конструкциях энергия прошедшего через пре-
граду звука ослабляется в тысячи раз, т. е. т< 0,001, тогда как
коэффициенты а и Р выражаются десятыми долями. Поэтому
при рассмотрении явлений поглощения и отражения звука внутри
помещения с точностью, вполне приемлемой для практики, можно
не учитывать доли энергии, прошедшей через ограждение, считая
приближенно
« + р - I. (62)
59
Для плоской звуковой волны, направление падения которой
составляет угол 0 с нормалью к поверхности конструкции, коэф-
фициент звукопоглощения
♦ I ZcosO —рс |2
ай = 1 — -=---а , --- , (63)
н I Z cos 0 + рс I ’ v '
где Z — удельный импеданс звукопоглощений конструкции, пред-
ставляющий собой отношение звукового давления р
на поверхности конструкции к нормальной составляющей
колебательной скорости воздуха
Z = (64)
Так же, как и а, импеданс звукопоглощений конструкции
является функцией частоты.
В технике борьбы с шумом имеют дело главным образом с диф-
фузным звуком (усредненным для различных равновероятных
направлений падения звуковых волн). Коэффициент звукопогло-
щения в диффузном звуковом поле
Л
а = [ ас sin 20 dO. (65)
о
В случае, когда импеданс независим от угла падения звуковых
волн, интеграл (65) может быть выражен через элементарные
функции:
а = 8 | ---(\ In (Я2 + 27? + X + 1) 4-
[ R'2 + X2 Д R2 + № / V .
+ 7? —----— I =— — 1 I arctg —---- , (66)
\ Я2 + X2 / \ X2 / R +1 J '
где Р = — и X = — — соответственно действительная и мни-
мая составляющие импеданса, отне-
сенные к волновому сопротивлению
воздуха.
Графически эта зависимость показана на рис. 20. Зная импеданс
звукопоглощающей поверхности при нормальном падении волн,
можно определить примерное значение диффузного коэффициента
звукопоглощения, полагая, что импеданс не зависит от угла
падения волн. Теоретический расчет коэффициентов звукопогло-
щения материалов дает лишь приближенные значения. Наиболее
надежными являются коэффициенты звукопоглощения, определен-
ные в реверберационных измерительных камерах. Но и эти изме-
60
рения могут иметь заметные расхождения в зависимости от того,
в каких условиях они производились. Так, чем меньше площадь
измеряемого образца по сравнению с длиной падающей звуковой
волны, тем больше будет измеренный коэффициент в области низ-
ких частот. Если при измерениях материал был расположен в углу
камеры, то коэффициенты звукопоглощения будут завышены в об-
ласти высоких частот. Первая аномалия объясняется диффракцион-
ными явлениями, вторая — увеличением количества соударений
с взаимно перпендикулярными плоскостями волн малой длины
в сравнении с линейными разме-
рами материала.
Большое значение имеет воз-
душный объем камеры, в которой
проводились измерения, и степень
диффузности звукового поля.
Звукопоглощающие материалы
и конструкции подразделяются
на четыре класса.
1. Волокнисто-пористые погло-
тители: войлок, вата, фетр, аку-
стическая штукатурка, фибролит,
стекловспененные плиты и др.
Падающие на звукопоглощающий
материал звуковые волны вызы-
Рис. 20. Зависимость R от X
вают колебания воздуха в узких
порах — каналах волокнисто-пористого материала. В капилляр-
ных воздушных трубках возникает трение и, как следствие
его, — необратимые термодинамические потери. Поры таких
материалов имеют вид узких каналов, допускающих сквозное
продувание воздушным потоком. Форма каналов может быть
самой различной.
Толщина h волокнисто-пористого материала обычно выбирается
из следующего условия. Амплитуда звукового давления в звуко-
вой волне, отраженной от жесткой задней поверхности, при
выходе из слоя не должна превышать 6% от амплитуды падающей
волны. Для соблюдения этого условия толщина слоя должна быть
не менее двух следующих значений при условии, что средняя
пористость будет порядка 0,8, а нижняя граничная частота 100 гц:
260
г
(67)
(68)
где г — сопротивление продуванию на всю толщину материала.
При г > 10 дин-сек! см* следует пользоваться формулой (68),
а при г 10 дин-сек1см* — формулой (67).
61
Пример. Имеются маты из минеральной ваты толщиной 5 см. Допустим,
что для мата толщиной 1 см удельное сопротивление будет равно 10 дин-сек/см^.
Тогда полное сопротивление слоя толщиной 5 см составит 100-5 = 500 дин- сек/см11.
Используя формулу (68), определим оптимальную толщину слоя
Следовательно, требующаяся нам толщина звукопоглощающего слоя не
должна превышать 50 мм. Увеличивать толщину волокнисто-пористого слоя
не имеет смысла, так как прирост звукопоглощения будет практически ничтожным.
Волокнисто-пористый материал, расположенный на жесткой
отражающей поверхности, хорошо работает главным образом
на высоких частотах. Наибольшее звукопоглощение при этом
будет в районе частоты f±:
где с — скорость звука в воздухе в см/сек-,
h — толщина материала в см.
Для частот ниже наблюдается спад звукопоглощения; на
частотах выше поглощение звука приблизительно постоянно.
Значение частоты f\ обратно пропорционально толщине пористого
слоя. Следовательно, частоту, соответствующую началу спада
звукопоглощения, можно несколько сместить, увеличив толщину
пористого материала. Однако при этом необходимо соблюдать
условия зависимостей (67)—(69). Подставляя данные нашего при-
мера в формулу (69), получим значение максимального поглоще-
ния на частоте 11 500 гц.
Наибольший коэффициент звукопоглощения получается при
условии
2рс < Г1 < 4рс,
где — rh — полное сопротивление продуваний пористого ма-
териала;
., дин сек
рс = 41----j-----волновое сопротивление среды.
Сопротивление продуванию пористого материала может быть
выражено в долях рс или в единицах duH-ceulcMi.
Ниже приведены удельные сопротивления продуванию некото-
рых материалов в дин-сек!см^.
Технический миткаль ......................................... 1
Хлопчатобумажная ткань (у=0,036 Г/см?) ..................... 2,8
Ситец................................................. 5,0—8,0
Техническая плотная бязь ................................... 8,0
Неплотная байка ........................................... 13,0
Техническая плотная бязь, пропитанная антипиреном .... 20
Плотная байка ............................. 40—6Q
62
Минеральная или стеклянная вата и мать! из нее........ 10—300
Мягкие древесно-волокнистые плиты .................... 3500—26 000
Пористая звукопоглощающая штукатурка ................. 8—60
Обычная штукатурка ................................... 8000—33 000
Кирпич................................................... 130 000
Одним из способов смещения частоты максимального звуко-
поглощения в низкочастотную область является создание воздуш-
ного промежутка за волокнисто-пористым материалом. Звуковые
волны, падающие на жесткую отражающую поверхность, со-
вместно с отраженными волнами образуют систему стоячих волн.
Ближайшая пучность колебательной скорости находится на рас-
стоянии 1/4 длины волны X от отражаю-
щей поверхности. Максимальное погло-
щение звука наблюдается в случае, когда
середина волокнисто-пористого мате-
риала находится в пучности колеба-
тельной скорости, т. е.
~ ~iL~ ’ (7°)
где с — скорость звука в воздухе;
L — расстояние от середины звуко-
поглощающего слоя до отра-
жающей поверхности.
, 2. Мембранные поглотители. Мембранные поглотители пред-
ставляют собой раму, на которой укреплены тонкие листы фанеры,
металла, клеенки и других материалов. Под действием падающих
звуковых волн гибкие элементы колеблются, и за счет внутреннего
трения в них происходит превращение кинетической энергии их
колебаний в тепловую.
Примером данного вида поглотителя могут служить застеклен-
ные оконные переплеты, которые особенно эффективно поглощают
низкочастотные звуки.
3. Резонансные поглотители. Резонансные поглотители пред-
ставляют собой специальные конструкции, основанные на аку-
стических свойствах резонатора Гельмгольца.
Классический резонатор Гельмгольца (рис. 21) состоит из
воздушной полости, соединенной суженной горловиной с окру-
жающим воздухом. Если размеры резонатора малы в сравнении
с длиной падающей на него звуковой волны, то резонатор может
рассматриваться как колебательная система с одной степенью
свободы. В этой системе массой является масса воздуха, заклю-
ченная в горловине резонатора вместе с соколеблющейся массой
наружного воздуха, находящейся около отверстия горловины,
а упругостью является воздух, заключенный внутри расширенной
полости резонатора.
63
При условии, что рёзонаторы обычно устраиваются в отапли-
ваемых помещениях, где температура воздуха близка к 20° С,
а его относительная влажность составляет примерно 60%, можно
предложить для расчета собственной частоты резонатора упро-
щенную формулу
где V — объем расширенной части резонатора в см3;
S — площадь сечения горловины в см2;
1К — приведенная длина шейки горловины резонатора с уче-
том влияния присоединенной массы;
/« = /+ 1,57г.
Здесь I — измеренная длина шейки горловины в см;
г — радиус сечения горловины в см.
Пример. Радиус сечения горловины резонатора равен 1 см (площадь сечения
горловины 3,14 см2). Длина шейки горловины 5 см, откуда приведенная длина
/к = 5 + 1,57 = 6,57 см. Объем воздушной полости резонатора 103 см3. Тре-
буется определить его собственную частоту. По формуле (71)
Трансформация колебательной энергии звуковых волн, па-
дающих на резонатор, в тепловую происходит в результате трения
воздуха в горловине.
Максимальное звукопоглощение резонатора достигается в узком
диапазоне частот, лежащих вокруг его собственной частоты, опре-
деляемой выражением (71). Вследствие этого резонаторы приме-
няются для поглощения шумов, имеющих ярко выраженные ди-
скретные составляющие.
Звукопоглощение штучного резонатора будет эквивалентно
некоторому количеству квадратных метров поверхности, поглоща-
ющей 100% падающей на нее звуковой энергии. Его можно при-
близительно оценить, пользуясь формулой
— 1 / с \2
“ 6,28 \ А, ) •
(72)
Продолжая расчет примера, указанного выше, можно опреде-
лить звукопоглощение резонатора
64
На практике вместо штучных резонаторов применяют резонанс-
ные панели — перфорированные экраны (рис. 22).
Коэффициент звукопоглощения резонансной панели для пло-
ской волны, падающей под углом 0 к перфорированному экрану,
определяется по формуле
4/^ cos 0
а0 — —=--------------------------------, (73)
(R cos 0 -f- 1 J2 + Ipcm cos 0 — ctg (kL cos 0)]2
где k — волновое число (k =
__________ co \ '
c / ’
L — толщина воздушного
промежутка;
« = £ (74)
Активная составляющая
сквозного сопротивления экрана
= (75)
здесь гг— полное сопротивление
продуванию ткани,
наклеиваемой так,
чтобы она закрывала
отверстия перфора-
ции;
F — площадь экрана, при-
ходящаяся на одно
отверстие;
FT — площадь одного отвер-
стия.
Эффективная масса экрана
Рис. 22. Схема резонансного звуко-
поглотителя с перфорированным экра-
ном:
1 — перфорированный экран; 2 — ткань;
3 — жесткая поверхность
При отверстиях, расположенных в вершинах квадратов со
стороной D и диаметрами отверстий перфорации d с учетом при-
соединенной массы воздуха, указанная величина может быть
подсчитана с некоторым приближением по формуле Г. Д. Малю-
жинца:
щ=р[д (1,13-5--1,21) 4-1,27/1 (4)2], (77)
где р — плотность воздуха.
Диффузный коэффициент звукопоглощения подсчитывается по
формуле (65).
5 С. П. Алексеев 65
На рис. 23 показана частотная характеристика звукопоглоще-
ния резонансной перфорированной панели, имеющей отверстия
диаметром А = 3,5 мм и шагом отверстий D = 15 мм. Расстоя-
ние от жесткой стенки до экрана равно 50 мм\ толщина экра-
Рис. 23. Частотная характери-
стика звукопоглощения резо-
нансной перфорированной па-
нели:
1 — экспериментальные значения;
2 — теоретические значения
на 4 мм. На рисунке видно хоро-
шее совпадение рассчитанных по
формуле (73) и измеренных в ревер-
берационной камере значений а.
Для расширения частотного диа-
пазона, имеющего форму резонанс-
ного горба, применяются многослой-
ные резонансные конструкции, пред-
ставляющие собой параллельные
перфорированные экраны (2—3 шт.)
с воздушными промежутками между
ними.
4. Комбинированные звукопогло-
щающие конструкции. Конструкции
включают описанные выше поглотители с целью увеличения
эффективности звукопоглощения и расширения частотного диа-
пазона их работы.
Примером этого типа может служить звукопоглощающая кон-
струкция (рис. 24), состоящая из волокнисто-пористого слоя 2,
расположенного на твердой отражающей поверхности 3 и покры-
того перфорированным эк-
раном 1. Наличие воздуш-
ного зазора 4 между экра-
ном и слоем волокнисто-
пористого материала обес-
печивает равномерное
распределение звуковых
волн по поверхности мате-
риала.
Выбор поглотителя, его
толщины, а также кон-
структивное выполнение
определяется в первую очередь частотами, на которых нужно
уменьшить интенсивность шума, и рядом технологических и про-
тивопожарных требований.
Звукопоглощающие материалы должны обладать следующими
свойствами: а) высоким звукопоглощением в требуемом диапазоне
частот; б) малым объемным весом; в) негорючестью и неагрессив-
ностью в отношении коррозии конструкционных материалов; г) без-
вредностью; д) биостойкостью; е) малой гигроскопичностью; ж) дол-
говечностью; з) экономичностью.
До сих пор еще не созданы материалы, удовлетворяющие всем
технико-экономическим требованиям.
66

7
Рис. 24. Схема комбинированного по-лоти-
теля
Расчетные величины звукопоглощения часто не совпадают с из-
меренными значениями. Причиной этого являются неоднородность
тканей, предназначенных для увеличения трения в горловинах
отверстий, неоднородность массы покровного перфорированного
листа по всей его поверхности, а также волокнистого слоя, нека-
чественность работы при выполнении поглотителя. В конструкции
часто остаются щели, отсутствуют внутренние перегородки, раз-
деляющие на отдельные объемы воздушное пространство за перфо-
рированным экраном и т. п.
Измеренные значения коэффициентов звукопоглощения в функ-
ции частоты для используемых в практике борьбы с шумом мате-
риалов и конструкций систематизированы в работах [8, 42].
Звуковое поле в производственном помещении, создаваемое ра-
ботающей машиной, состоит из прямого звука, создаваемого источ-
ником шума, а также из звука, отраженного внутренними поверх-
ностями помещения. Поэтому для помещений с относительно малым
объемом (до 500 лН), в которых акустическое поле определяется
как прямыми, так и отраженными звуковыми волнами, звукопо-
глощающие материалы и конструкции целесообразно размещать
по периметру помещения (по потолку и стенам).
Расчет снижения шума в помещении при рассматриваемом спо-
собе борьбы с шумом ведется следующим образом.
Шум, излучаемый источником в помещение, распространяется
иначе, чем на открытом воздухе. В неогражденном пространстве
звуковая энергия убывает обратно пропорционально квадрату рас-
стояния и зависит от телесного угла, в который происходит излу-
чение направленного источника.
Поле, создаваемое источником в свободном пространстве, носит
название свободного звукового поля, а волны, распространяю-
щиеся в пространстве, называются бегущими. Убывание плот-
ности 1 * звуковой энергии на расстоянии г в этом случае опреде-
ляется формулой
р _ гоф
0 Qr2c
(78)
где Wo — излучаемая звуковая мощность источника;
Q — телесный угол, в который происходит излучение, выра-
женный в стерадианах;
с — скорость распространения звука;
Ф — кс^ффициент направленности источника.
Иное происходит в закрытом помещении. Бегущие звуковые
волны доходят до ограждений помещения. Поверхности, линейные
размеры которых соизмеримы или больше длин падающих на них
1 Плотностью звуковой энергии называется количество звуковой энергии,
заключенноев единице объема упругой среды. Измеряется в вт/м3 или эрг/сек-см.3.
Плотность звуковой энергии — величина скалярная.
5* 67
волн тех частот, на которых ведутся акустические расчеты, будут
поглощать и отражать звуковую энергию. Полное поглощение
этими поверхностями
i—n
А = S a{Sh (79)
1=1
где S[ — i-я поверхность, поглощающая звук.
Источник звука мощностью W, равномерно излучающий энер-
гию во все стороны (ненаправленный), создает в помещении плот-
ность рассеянной энергии
(8°)
Приведенная формула будет справедлива для определения плот-
ности звуковой энергии в помещениях, имеющих вид параллелепи-
педа. Определять по этой формуле плотность звуковой энергии
в помещениях с цилиндрической или шаровой формой ограждений,
а также в двух смежных помещениях с неодинаковым поглощением
нельзя.
После прекращения звучания источника плотность энергии
в помещении будет убывать по закону
cAt
4V
Ео (t) = Е01е ,
где Е01 — плотность звуковой энергии при установившемся в по-
мещении динамическом равновесии;
V — объем помещения;
t — время;
е — основание натуральных логарифмов.
Время реверберации TR, т. е. время затухания звуковой энер-
гии после выключения источника, является одним из основных
акустических критериев. Стандартное время реверберации подра-
зумевает, что плотность энергии в процессе затухания уменьшается
в миллион раз. Следовательно,
10е.
Ео
Откуда после логарифмирования получаем
TR= ^2,31g-|5-
С/l W I
или
т« =-3^2.30-6 = 0,162 4.
(81)
Это и есть известная формула Себина, выведенная в предполо-
жении наличия в помещении диффузного звукового поля.
68
Существует также формула Эйрипга, полученная для более
точного определения времени реверберации. Источником излу-
чается звуковая энергия плотностью Ео. После первого отражения
от ближайшей поверхности, которое произойдет за время t (прене-
брегая поглощением воздуха), плотность отраженной энергии будет
fol = f О (1 а)>
где а — коэффициент поглощения поверхности, на которую упал
звук.
При последующем отражении также отнимется часть энергии
и плотность звуковой энергии
fo2 = foi(l— а) = £'о(1 —а)2-
За некоторое время t произойдет п отражений. Среднее время,
которое будет разделять одно отражение от другого,
1 с
где 1ср — путь, пройденный за время, в течение которого произо-
шло п отражений.
Известно, что средний путь отражений в помещении, имеющем
объем V и площадь ограждающих поверхностей S,
I =
S
За время I, когда произошло п отражений, плотность звуковой
энергии
f on. — Е о (1 — а)
или
t
Eo„ = £0(l-a)G ,
где — время одного отражения.
Для получения стандартного времени реверберации необхо-
димо, чтобы выполнялось условие
= 10-e= (1 —а) .
По
Подставив значение для 1ср, получаем
TRcS
10~6 — (1 — a) 4У
или после логарифмирования
-61п10 = ^-1п(1-а),
63
откуда
TR = ----0J62IZ--. (82)
SIn' (1—а)
Это выражение и есть формула Эйринга для определения вре-
мени реверберации.
Определив время реверберации в помещении по формулам Се-
бина или Эйринга, легко найти его полное внутреннее звукопо-
глощение.
Борьба с шумом в цехах при помощи внесения дополнительного
звукопоглощения часто оказывается весьма эффективной. Приме-
ром может служить любое машинописное бюро. Работать в таком
помещении, не оборудованном звукопоглощающими драпиров-
ками, тяжело. Измерение же показывает, что при полностью за-
драпированных поверхностях и ковре на полу снижение уровня
шума составляет 8—10 Об; при этом объективно ощущается сни-
жение уровня шума вдвое.
Звукопоглощение акустически не обработанных помещений це-
хов приближенно может быть определено по формуле
2
А = 0,35 V 3 или А = 17 1g V, (83)
где V — объем помещения в м3.
В помещении при работе источника присутствуют прямые и
отраженные звуковые волны. Звуковое поле бегущих волн описы-
вается формулой (78). Диффузное звуковое поле или поле отра-
женных волн близко к зависимости, указываемой формулой (80).
Перепишем эти формулы для определения интенсивности звука:
интенсивность прямого звука
п ~ йг3 ’ (84)
интенсивность диффузного звука
ЬиФ = -^-, (85)
интенсивность отраженного звука
(86)
Вблизи от источника на расстояниях, меньших значения гра-
ничного радиуса, превалирует энергия прямого звука. Энергия
отраженного звука равна прямой на поверхности сферы, опреде-
ляемой граничным радиусом. Его значение легко получить из
сопоставления формул (84) и (86),
70
Уровень интенсивности Шума На расстоянии г от источника
L,= 101g^ + 101g(^
(87)
Пользуясь формулой (87), зная уровень акустической мощ-
ности источника звука, телесный угол, в который происходит из-
лучение, и постоянную помещения, можно определить уровень
шума на расстоянии г от источника.
Рис. 25. Постоянная помещения в функции объема:
1 — помещения с большим количеством оборудования и лю-
дей; 2 — помещения с небольшим количеством оборудования
и людей; 3 — помещения без оборудования и людей
В тех случаях, когда в помещении невозможно измерить время
реверберации, однако требуется, хотя бы с пригодной для практи-
ческих целей точностью, определить уровень акустической мощ-
ности машины при известном телесном угле излучения энергии,
используют вспомогательный график (рис. 25), на котором по оси
абсцисс отложены объемы помещений^ а по оси ординат — по-
стоянная помещения, соответствующая\аданному объему и вну-
треннему оборудованию. При определении постоянной помещения
цехов наиболее подходящей является прямая 2.
Пример. Среднее по частотам время реверберации в производственном цехе
объемом 2700 м3 равно 2,5 сек, откуда среднее звукопоглощение помещения
с оборудованием оказывается равным 185 л2. При суммарной площади внутрен-
них отражающих поверхностей (стены, пол, потолок) 1200 м2 средний коэффи-
_ _________________________
циент звукопоглощения а= - = 0,154, тогда 1 —а= 0,846.
Постоянная помещения выразится величиной
П = А 185
----= = -пяйТГ = 219 м2-
1 _ а 0,846
71
На рис. 25 (прямая 2) постоянная помещения для объема
2700 м3 определится в 210 м2. Как явствует из примера, разница
несущественна (210 и 219), что позволяет рекомендовать график
для практических расчетов.
Для сравнения шумности разного рода агрегатов необходимо
определить уровень излучаемой ими акустической мощности
(см. гл. IV).
Пример. В цехе, согласно рассмотренному выше примеру, постоянная по-
мещения которого равна 219 м2, при уровне мощности источника 100 дб на рас-
стоянии 10 м от машины уровень интенсивности шума при Q = 2л
Lr = 100 — 10 1g ( 6 28.100 + gig) = 85 дб.
После размещения в цехе дополнительного звукопоглощения в количестве
100 м2 средний коэффициент звукопоглощения
“ = ' Л2оо~ = 0,237 и 1 ~ = °’763-
откуда постоянная помещения
Определим уровень шума на том же расстоянии
Таким образом, уровень интенсивности шума на расстоянии 10 м от источ-
ника при внесении дополнительного звукопоглощения понизился на 85 — 78 —
= 7 дб.
♦♦♦
Глава VII
♦♦♦
ЗВУКОИЗОЛЯЦИЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Звуковые волны, падая на ограждение, приводят его в колеба-
ние. Ограждение любого вида, являясь системой с распределен-
ными параметрами, т. е. системой, имеющей бесконечный ряд
собственных частот со все возрастающей плотностью, приходит
в состояние вынужденных колебаний. В тех областях, где частота
вынужденных колебаний близка к частоте собственных колеба-
ний ограждения, наступают резонансные явления, и ограждение
работает менее эффективно, т. е. звукоизоляция его понижается.
Звуковая энергия в соседнем (тихом) помещении возникает и пере-
дается в воздух от колебаний поверхности, на которую со стороны
источника действует переменная периодическая сила звуковых
волн, падающих во всех направлениях на ограждение.
Средняя интенсивность I звуковой энергии, падающей нор-
мально на единицу поверхности, связана со средней плотностью
звуковой энергии Ео соотношением
7 = Ёос, (88)
где с — скорость распространения звука.
Плотность звуковой энергии, равномерно распределенной в те-
лесном угле 4л,
= (89)
или
- ЕОС
' 4л
Интенсивность бесконечно тонкого звукового луча в телесном
угле Q = 4л в диффузном звуковом поле можно представить сле-
дующим образом:
dT = dQ. (90)
4л 4 '
Вводя угловые координаты, согласно рис. 26, для элемента
телесного угла Q получим
dQ = sinv'dvdcp.
73
Теперь можно определить мощность элементарного потока зву-
ковой энергии dWnad, падающего на элементарную поверхность,
ограничиваемую лучом, соответствующим телесному углу d&. Со-
гласно закону Ламберта,
dWnad = di cosv. (91)
Используя выражения (90) и (91), можно записать
Рис. 26. Схема построения звуко-
вых лучей в телесном угле
dWnad — cos v sin v dv dtp,
откуда мощность потока падаю-
щей энергии
_ 2л Л/2
Wnad=-^£-^ J cosv sinvdv d(f.
о 0
После интегрирования полу-
чаем
^ = ^ = 4’ <92>
откуда
£ = __ (93)
'° с с
Формула (93) является одной из основных в акустике. В любом
помещении ограждение, на которое падает звук извне, будет источ-
ником шума. Рассмотрим, чему будет равна мощность звукового
потока, падающего на поверхность с коэффициентом поглоще-
ния <х. Звуковая мощность, потерянная за счет звукопоглощения
на единицу поверхности,
= = (94)
В помещении имеется ряд поверхностей, поглощающих звуко-
вую энергию, поэтому суммарная поглощенная мощность
= (95)
где
п
А - У («А);
z=i
здесь S, — поглощающая поверхность.
Если источник шума или звука непрерывно работает в поме-
щении, в последнем устанавливается так называемое динамическое
равновесие, т. е. приток энергии от источника равен энергетиче-
74
(97)
ским потерям на границах помещения. Следовательно, в этих
условиях будет иметь место следующая зависимость (при <х = 1):
^из = (96)
где WU3 — излучаемая источником акустическая мощность.
Выражение (95) можно представить в виде
пу Е осЛ
w из 4
Выражение для плотности звуковой энергии будет
= (98)
Формула (98) выражает плотность диффузной звуковой энергии
в помещении при установившемся динамическом равновесии.
Очень важным вопросом при решении разного рода задач, свя-
занных с борьбой с шумами, является оценка способности огра-
ждений снижать уровни звуковой энергии. Понятие разности уров-
ней (т. е. отношение падающей энергии, проникшей через огра-
ждения) не определяет качества изоляции конструкции, так как
уровень шума в помещении зависит от внутреннего звукопогло-
щения.
Чем больше звукопоглощение в изолируемом помещении, на-
зываемом помещением низкого уровня, тем больше значение раз-
ности уровней. Чтобы оценить эффективность конструкции с ис-
ключением влияния звукопоглощения, введено понятие звукоизо-
лирующей способности.
Для оценки звукоизолирующей способности преграды следует
ознакомиться еще с одним весьма существенным акустическим
параметром — звукопроницаемостью. Под звукопроницаемостью т
понимают отношение энергии, проникшей через бесконечно про-
тяженную преграду в полупространство к энергии, падающей
на ту же преграду из соседнего полупространства.
Математически это выражается так:
Ео пр
£о пад
здесь Ео пр — количество энергии в единице объема
ждением (плотность энергии);
Еопад — т0 же перед ограждением, в помещении
уровня, т. е. в котором находится источник шума.
Десять десятичных логарифмов величины, обратной коэффи-
циенту звукопроницаемости, и носят название «звукоизолирующей
способности». Это описывается выражением
R = 101g— = 101g -• (100)
г Ео пр
(99)
за огра-
высокого
75
&та величина является эталоном сравнения акус4иЧёсйих ка-
честв разного рода ограждений.
Звукоизолирующая способность связана с коэффициентом зву-
копроницаемости зависимостью
1
10°-1Л
(Ю1)
Исследования динамики колебаний систем с одной степенью
свободы позволили объяснить (правда, весьма приближенно), как
Границы амплитуд
колебания
Рис. 27. Механическая хема
поршневых колебаний огра-
ждения
Уравнение движения
ствующей силы рг — р2
предотвращают стены проникновение
в помещение шума.
Представим себе, что под влиянием
переменного звукового давления стена
начинает колебаться с частотой выну-
ждающего звука подобно большому
поршню, т. е. синфазно по всей поверх-
ности. На рис. 27 показана схема
поршневого колебания стены. Давление
со стороны падающего звука больше,
чем в волне, образовавшейся в соседнем
помещении при поршневом движении
ограждения.
массы т поршня при наличии дей-
будет

(Ю2)
где — смещение от состояния равновесия в функции времени.
Колебательная скорость, соответствующая давлению р2, выра-
зится через характеристическое сопротивление воздуха в следую-
щем виде:
рс=Л = -г-£г—. . . (103)
\ dt J
Уравнение (102) можно представить в функции скорости
d ( dg \
или
pi — p2=iaim. (104)
Разность давлений по обе стороны перегородки, деленная на
колебательную скорость, носит название сквозного или раздели-
тельного импеданса слоя перегородки или звукового ее сопротив-
ления:
Pl~ Рг _
----;--- = JAxifTl.
I
76
Импеданс ограждения зависит только от частоты и колеблю-
щейся массы
Z = icom. (105)
Известно, что интенсивность звуковой энергии пропорцио-
нальна квадрату давления или скорости, причем коэффициентом
пропорциональности явдяется характеристическое волновое со-
противление рс:
I = £2рс. (106)
Принимая во внимание, что р = |рс, получим
! = (107)
Колебательная же скорость в прилегающем к перегородке
с обеих сторон слое воздуха и самой перегородки — идентичны.
Колебательная скорость в воздухе перед перегородкой равна
сумме скоростей в прямой и отраженной волнах (рис. 27).
Обратимся к уравнению (102); его следует привести к алгебраи-
ческой форме. Считая колебания гармоническими (g = £оегм/) и
рассматривая лишь амплитудные значения (опуская показатель-
ную функцию), получим
— ®2mg0 = Pi — р2.
Поделим обе части уравнения на р2, выразив его в левой части
через скорость и характеристическое волновое сопротивление воз-
духа, а также приняв во внимание формулу (106):
_ Pi___J
pcgo Pa
откуда
pi ___ j । tern
P2 ” ' pc *
(Ю8)
Отношение давлений по обеим сторонам перегородки можно
считать коэффициентом передачи.
На основании зависимости (107) можно уравнение (108) пред-
ставить в следующем виде:
(. 2 / • \ 2
Pl \ ( \ 1 1а>т \
— ) — ( -I Н-----) ,
Рг / \ PC J ’
тогда квадрат отношения звуковых давлений заменится отноше-
нием энергии, и уравнение можно переписать в логарифмической
форме
21g-y-==21g (1 +~). (Ю9)
Р2 \ РС /
77
Для оценки звукоизоляции, а также уровней интенсивности
звука или шума принято пользоваться в десять раз более мелкими
единицами — децибелами. В этом случае уравнение (109) прини-
мает вид
201g — = 20 lg (1
Рз \
(НО)
Отношение 20 1g — называется разностью уровней.
Рз
Оно может быть представлено как
20 lg— 201g-~;
S Ро S Ро ’
здесь р0 — условный звуковой порог, равный 10-5 н!м2 или
2 • 10'1 дин! см2.
Таким образом, величина разностей уровней зависит от частоты
звука, падающего на ограждение, и от массивности последнего.
Звуковые волны в помещении распространяются равномерно
во всех направлениях, поэтому равновероятно падение их на огра-
ждения под различными углами формы параллелепипеда. В поме-
щениях существует три вида волн: осевые, касательные и косые.
У осевых или аксиальных волн фронты нормальны к осевым ли-
ниям объема. Касательные волны распространяются вдоль стен
(как бы скользя по ним). Их фронты перпендикулярны поверх-
ности стен. Косые волны падают на поверхность под всеми углами,
направляющие косинусы которых не равны нулю.
Количество осевых волн уменьшается с увеличением объема
помещения и частоты, количество косых волн в помещениях боль-
ших объемов в процентном отношении больше, чем в малых.
Количество же касательных волн прямо пропорционально частоте
и объему помещения.
Известно, что в зависимости от угла падения звуковой волны
на ограждение изменяется его звукоизолирующая способность.
Для доказательства этого положения рассмотрим поведение пре-
грады при косом падении на нее звуковой волны, приводящей
ограждение в колебания, подобные движению поршня. Отдельный
(малый по сравнению с длиной падающей на него волны) элемент
ограждения можно представить колеблющимся подобно поршню.
При падении звуковых волн под разными углами уравнение ско-
ростей имеет следующий вид:
I cos ф = inp cos ф + iom cos ф.
Полагаем, что преграда колеблется с падающей волной синфазно
и без потерь, что является аппроксимацией, облегчающей пони-
78
мание. Колебательная скорость падающей волны идентична ско-
рости волны, проникшей за преграду, следовательно,
COS ф = £2 COS ф,
где и g2 — скорости волны соответственно перед преградой и
за ней;
Ф — угол падения звуковой волны на преграду.
Уравнение движения с учетом угла падения звуковой волны
запишется так:
Pi — р2 = mrco^2 cos Ф- (111)
Согласно принятым обозначениям имеем р2 — рс^2- Подставляя
значения р2 в формулу (111), получаем
Pi = р4г + /nitola cos ф.
Следовательно, можно записать
Pi ~ (Рс + тгсй cos ф) g2.
Определяя отношение —, получим коэффициент передачи
Рз
Pi __ (pc + i<i>m cos <р) _ । . icom cos <р
Рз рс|2 рс
Коэффициент передачи может быть выражен через разность
уровней. Как было показано выше, он пропорционален отношению
энергий, следовательно,
ioig(^) =104/1•
\Р2/ \ Г \ Рс / /
Определяя количественно величину звукоизолирующей способ-
ности и вследствие малости пренебрегая единицей, получим
(. 2 / ч 2
_£1Л = wig .
Рз / 6 \ рс /
На единице поверхности масса т равна произведению плот-
ности материала р на его толщину d, тогда
201g — = 20 ]§-^С05-Ф. (П2)
Рз рс
Из формулы (112) следует, что разность уровней по обеим сто-
ронам ограждения при его размерах, соизмеримых с длиной волны,
является функцией угла падения звуковых волн.
Изменение угла падения звуковых волн влияет на звукоизоля-
цию, так как звуковое давление волны, падающей под углом ф,
Рч -"’.Ро cos ф.
79
Звуковое давление р0 при нормальном падении равно его ам-
плитудному значению; при других углах оно будет функцией зна-
чений <р. Разность уровней по обе стороны ограждения, как это
следует из формулы (112), также является функцией угла падения
звуковых волн.
При нормальном падении волн звукоизолирующая способность
ограждения максимальна, с увеличением угла падения она умень-
шается и при касательных волнах (ср = 90°; cos ф = 0) преграда
теоретически делается «акустически прозрачной». Это впервые от-
мечено Шохом в 1937 г. Кремер в 1950 г. исследовал этот вопрос
подробно. Он показал, что количество касательных волн в поме-
щении растет с увеличением объема помещения, что влечет к ухуд-
шению звукоизоляции.
Следовательно, звукоизолирующая способность ограждений
больших размеров, которые могут осуществляться в больших по-
мещениях, будет хуже, чем тех же ограждений в малых помеще-
ниях. Зависимость звукоизоляции ограждения от массы огражде-
ния, частоты возбуждающего звука и углов падения звуковых
волн выражается формулами. Расчетная формула полуэмпириче-
ского характера звукоизолирующей способности ограждения R
имеет следующий вид:
7? = 20 1g Q 4- 20 1g/ — 54, (ИЗ)
где Q — вес 1 м2 ограждения заданной толщины;
/ — частота звука.
Допустим, что имеются два смежных помещения: в одном из
них находится источник звука, в другом —• приемник. Источник
шума в помещении излучает в воздух звуковую энергию.
Среднее звуковое давление в помещении с высоким уровнем
шума
здесь W — излучаемая в воздух акустическая мощность.
Поглощение звука поверхностями, имеющими площади SI; S2
и т. д., будет равно
А = a1S1 4~ * Ч- ап^п>
или
41 = 2 ai$i-
i=i
Полное внутреннее звукопоглощение в помещении с высоким
уровнем шума будет А1г в помещении с низким уровнем— А2.
Если разность уровней шума зависит от размеров ограждения и
звукопоглощения помещения, то звукоизолирующая способность
80
должна исключить эти условия. Итак, мы имеем в помещении
с высоким уровнем шума звуковое давление рг, в помещении с низ-
ким уровнем — давление р2.
Звуковое давление р2 будет тем меньше, чем меньше поверх-
ность ограждения и больше полное внутреннее поглощение в по-
мещении с низким уровнем шума. На основании этого можно
было бы записать
Pi*S
^ = -лГ-
Однако необходимо учесть коэффициент звукопроводности
стены т, характеризующий ее звукоизолирующую способность.
Тогда
_ P1Sx
Г2 —
Д 2
Определяя разность уровней, которая пропорциональна квад-
ратам давлений, получим
2 2
ioig4 = ioig4 + ioig-^-.
Ро Ро
Обозначая 20 1g— через Llt а 20 1g — через Л2 и учитывая,
Ро Ро
что R = 10 1g — , получим
R — Lx — Л2 + 10 lg-^-. (114)
Все расчеты по определению звукоизолирующей способности
ограждений производятся по формуле (114).
Для определения разности уровней формула (114) перепи-
шется так:
Ах —Т2 = R + 101gA. (115)
О
Комбинируя формулы (113) и (115), можно, зная вес 1 м2 по-
верхности ограждения, частоту звука, площадь стены и полное
внутреннее звукопоглощение помещения с низким уровнем шума,
определить разность уровней
£х - Л2 = (20 lg Q + 20 lg f - 54) + 10 Ig-^. (116)
О
Пример. Стена весом 100 кГ/м2 имеет площадь 20 м2. Полное звукопоглоще-
ние в помещении с низким уровнем шума 60 м2, частота звука 1000 гц.
Подставляя известные величины в формулу (116), получим
£i — Л2 = 20 1g 100 + 201g 1000 — 54 + 10 lg = 51 дб,
т. е. снижение сигнала любого уровня в помещении с низким уровнем шума при
заданной площади и поглощении на частоте 1000 гц будет равно 51 дб.
6 С. П. Алексее? 81
Так, если в помещении с высоким уровнем шума задать сигнал уровнем
в 79 дб, то в помещении с низким уровнем шума уровень сигнала будет 79 — 51 =
= 28 дб. При уровне заданного сигнала 100 дб принимаемый уровень будет
100 — 51 = 49 дб и т. д.
Оценка звукоизолирующей способности, которую производили,
пользуясь законом массы, не дает точного представления о проис-
ходящем в действительности. Первые теоретические соображения
по поводу оценки изгибных колебаний пластин, тонких по сравне-
нию с длинами звуковых волн, были высказаны Л. Кремером
в 1950 г. Теория Кремера рассматривает колеблющуюся под влия-
нием падающих на нее под разными углами звуковых волн пла-
стинку бесконечной протяженности.
Уравнение движения пластины имеет вид
т D + Р-
дР дх* ' '
Левая часть является выражением для инерциальных сил,
правая — упругих и возмущающих сил. Коэффициент жесткости
колебательной системы заменяет при рассмотрении колебаний
пластин так называемая цилиндрическая жесткость
D =_____™_____
и 12(1 —р2) ’
где Е — модуль Юнга;
h — толщина пластины;
р, — коэффициент Пуассона.
Считая, что смещение в функции времени и пути будет £ (/, х) =
= goc' (a>t~~kx'> и дифференцируя уравнение дважды по t и четыре
раза по х, получим
(D^ - mo?) = Ре1
Принимаем значение волнового числа k, зависящим от угла
падения звуковой волны:
= k sin ср,
тогда
г. г „I (at—kx sin <p)
Su, t) =
и колебательная скорость
9% — imt о1 sin <p)
”aT - го>ё°е
Импеданс пластины
(тХ-тсо2) ^(^-^sinq»
Z= ' ZMgoe‘'<M/-ftj;sin(₽)
ИЛИ
Dki — та?
7 = -----1---.----
. (со
82
Освобождаясь от мнимости в знаменателе, умножаем и делим
дро^ь на —1, тогда
z = (НТ)
Считая, что k = и подставляя это значение в уравне-
ние (117), получим
„ . ( пил1 Dbfi sin4 Ф \
Z = I (------------7--~ =
\ ш с4® }
( Осо3 sin4 ср \ /1 1 о\
= i 1 т(£>---------——). (118)
Необходимо знать выражение для скорости изгибных колеба-
ний. Если скорость продольных колебаний зависит только от жест-
кости и массивности среды и не имеет дисперсии, то скорость рас-
пространения изгибных колебаний дисперсна, следовательно, она
зависит и от частоты колебаний изгибной волны
cu3 = V^
откуда, выражая цилиндрическую жесткость в функции массы,
частоты и скорости, получим
со2
(Н9)
Полученное значение цилиндрической жесткости подставим
в формулу (118), тогда
/ с4 mco sin4® \ ( с* sin4®\
Z=ilmco------—- = imco(l-----------J . (120)
Известно, что импеданс абсолютно жесткой преграды, на кото-
рую падают звуковые волны, равен бесконечности, а абсолютно
акустически прозрачной — нулю.
Кремером было установлено, что при наличии фронтов волн,
расположенных нормально к поверхности (тангенциальная волна),
звуковая энергия легко проникает за преграду, а это может быть
выполнено лишь при условии, что импеданс равен или близок
к нулю, т. е. когда сиз = или с = сиз sin q>, т. е. если ско-
рость распространения звуковых волн в воздухе равна скорости
изгибных колебаний, умноженной на синус угла падения звуковой
6* 83
волны йа пластийу. Подставляя в знаменатель уравнения (120)
выражение скорости распространения продольных волн в воздухе
через изгибные, получим
Z = Zmo) 1
crsin^Ko.
C«3Sin Ф /
т. е. импеданс превращается в нуль. Это показывает, что положе-
ние с = сиз sin ф верно и при соблюдении указанного равенства.
Падающая звуковая энергия без потерь проходит через пластину.
Теперь в выражение, описывающее скорость распространения
изгибных волн по пластине, подставим значение с = сиэ sin ф.
Тогда
sin ф ' Ут
ИЛИ
^2
Sin2 q>
Теперь можно определить граничную частоту, т. е. частоту
падающего звука, при которой пластина делается акустически
прозрачной:
= sin2 ф2л "И'тГ • (121)
тт
При ф = -j-
(122)
В интервале частот от fgp до 2/гр наступает провал звукоизоля-
ции ограждения с практическим понижением на 8—10 дб на удвоен-
ной граничной частоте. Глубина провала при волновом совпадении
зависит от величины внутренних потерь в материале ограждения.
Известно, что скорость распространения продольных волн
в среде прямо пропорциональна модулю упругости и обратно
пропорциональна плотности
Произведя несложные преобразования, получим
= (123)
Пример. Требуется определить граничную частоту железобетонной стены
толщиной 5 см. Скорость распространения звуковых волн в бетоне 4500 м/сек,
толщина стены 5 см Подставляя эти данные в формулу (123), получим
; 6,42 -10*
4,5.1080,05 ~
S4
Это значит, что звукоизолирующая способность, начиная от частоты 284 гц,
перестанет монотонно увеличиваться с ростом частоты. На частоте 568 гц, т. е.
при f = 2fep, произойдет понижение звукоизолирующей способности на 8—10 дб
в сравнении с расчетным значением, полученным по формуле (113). На час-
тоте f = ifгр, т. е. в нашем примере на частоте 136 гц и далее звукоизолиру-
ющая способность может быть рассчитана по формуле (113). На рис. 28 показаны
пути распространения звука
из помещения А в помещение 5.
Чтобы проникающий
в производственное поме-
щение шум не был заме-
тен, он должен быть на
8—10 дб ниже его собст-
венного шума при условии,
что оба эти шума сходны
по своему спектральному
составу. Если собственный
и проникающий шумы раз-
личны по спектру, необхо-
дима большая разность
уровней.
Низкочастотный шум
маскирует более высоко-
частотный, т. е. на фоне
Рис. 28. Схема распространения звука
из шумного помещения А в тихое помеще-
ние 5
низкочастотного шума как бы исче-
зает равногромкий высокочастотный.
Так как собственных частот распределенной системы, которую
представляет собой колеблющееся ограждение, бесконечное мно-
жество, а шум состоит из большого количества составляющих
чистых тонов, то при падении звуковой волны ограждение при-
ходит в большое количество резонансных соколебаний. Звуковая
энергия особенно интенсивно передается через звукоизолирующую
преграду именно на этих частотах.
Колебательная энергия ослабляется из-за инерциального со-
противления ограждения, а также затухает из-за внутренних вяз-
ких потерь, возникающих в материале конструкции при ее коле-
бании.
МЕТОДЫ РАСЧЕТА ОДНОСЛОЙНЫХ ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИХ ПРЕГРАД
Под однослойным ограждением понимается конструкция, со-
стоящая из однородного материала равной толщины. Акустически
однослойное ограждение имеет равномерно распределенные по его
объему значения плотности и упругости. Этот вид ограждения яв-
ляется наиболее распространенным.
При расчете фундаментальных, т. е. самых низких собственных
колебаний однослойных строительных преград, они могут рас-
сматриваться как шарнино-опертые по краям тонкие пластины,
85
совершающие чисто изгибные колебания. Собственные частоты'та-
кой пластины определяют по формуле
/„,„ = 0,45йс„ [(v)2+ (4г)2] гг*> (124)
где h — толщина пластины;
сп — скорость продольной волны;
Сп = У р(1 + р)(1-2И) ; (125)
здесь р. — коэффициент Пуассона;
р — плотность среды;
а, b — размеры сторон пластины;
т, п — целочисленные значения, определяющие форму коле-
баний пластины.
При рассмотрении колебаний однослойных ограждений может
быть выделено четыре диапазона частот, в которых оно ведет себя
различно.
Первый диапазон — собственные^фундаментальные колебания
плиты. Они учитываются при расчете ограждений на прочность и
определяются в дозвуковой области частот, т. е. до 20 гц.
Второй диапазон — область монотонного возрастания колеба-
ний до граничной частоты (закон массы). Определяет акустические
качества конструкции, ее звукоизолирующую способность.
Третий диапазон — область волнового совпадения (начиная
с граничной частоты), примерно две октавы, определяющие частот-
ный диапазон, в котором происходит снижение значений звукоизо-
лирующей способности.
Четвертый диапазон — область монотонного возрастания в пер-
вой октаве на 10 дб, далее — на 6 дб. Определяет звукоизолирую-
щую способность ограждения.
Граничную частоту преграды для повышения звукоизоляции
следует в процессе проектирования смещать за пределы нормируе-
мой области частот. Так, для тонких преград, у которых fSp >
> 1000 гц, необходимо увеличивать граничную частоту путем
уменьшения цилиндрической жесткости при изгибе. Для толстых
звукоизолирующих преград, например для толстых панелей
(/гр < 300 гц), следует увеличивать их жесткость и таким обра-
зом уменьшать граничную частоту.
Существуют различные методы расчета звукоизолирующей
способности однослойных ограждений. Ниже описаны наиболее
доступные для практики.
П е рвый метод, предложенный С. П. Алексеевым, заклю-
чает^ в определении основных частот в указанных выше диапа-
зонах. На основании этого строится частотная характеристика
звукоизолирующей способности ограждения.
86
Для определения фундаментальных собственных частот колеб-
лющейся шарнирно-опертой пластины следует воспользоваться
формулой (124). Эта формула пригодна для расчета частоты коле-
бания пластин квадратной и прямоугольной форм. Квадратная
форма пластины дает так называемый вырожденный спектр соб-
ственных частот, так как линейные размеры боковых сторон пла-
стины одинаковы, и следовательно, по ее сторонам уложится оди-
наковое число полуволн.
Пользуясь формулой (124), можно определить собственную
частоту первой, второй и третьей гармоник, что и является наи-
более важным.
Пример. Проведем расчет по формуле (124) собственных частот гипсобетонной
панели толщиной 90 мм, размером 3X3 м:
fi = 0,45.0,09-1500 [(АУ + (-I-)’]
= 13
гц.
Для второй гармоники /2 = 54 гц. На первой собственной частоте пластина,
колеблясь в резонанс с периодической возбуждающей силой, будет передавать
почти всю энергию в соседнее помещение.
Далее идет область второго, наиболее важного диапазона для
определения звукоизолирующей способности в пределах интервала
частот звукового диапазона, в котором используется формула (113).
Звукоизолирующая способность на частоте волнового совпа-
дения /гр, которую определяет уравнение (123), рассчитывают по
формуле (113). От частоты /гр звукоизолирующая способность не
будет возрастать. Ее значение на частоте 2/гр можно определить
по формуле
=201§(2 + 201§2Ар-62 (126)
где 2/гр — удвоенная граничная частота, определяемая по фор-1
муле (123).
В расчет принимаются две экстремальные граничные частоты,
из которых fep—нижняя и 4/гр—верхняя. На этих частотах и выше
звукоизолирующая способность определяется по формуле (113).
В более высоком диапазоне звукоизолирующая способность
возрастает на 6 дб в каждой октаве, что для практических расчетов
обеспечит некоторый «запас прочности», так как по более точной
оценке при частоте 4/зр звукоизолирующая способность возра-
стает не на 6, а на 10 дб. В дальнейшем ее рост^будет опять 6 дб
при увеличении частоты вдвое.
При расчетах граничных частот волновых совпадений необхо-
димо знать скорость распространения продольных волн. Ниже
приведены скорости в м!сек распространения продольных волн
в некоторых материалах:
Бетон............. 4-Ю3 Сосна (поперек волокна) 2,5-103
Гипсобетон .............1,5-103 Стекло......................5,2-103
Кирпич..................3,6-103 Гранит ....................3,9-103
Сосна (вдоль волокна) 3,4-103
87
Звукоизолирующая способность монолитной железобетонной
перегородки толщиной 12 см (рис. 29) была измерена В. Н. Ни-
кольским (кривая /) [32], а также рассчитана по методу
С. П. Алексеева (кривая 2). Кривая, полученная расчетным путем,
весьма сходна с экспериментальной.
Второй метод (метод Уоттерса) является чисто гра-
фическим и заключается в следующем:
1) на частоте 50 гц опреде-
ляют звукоизолирующую спо-
собность по любой из известных
формул, например по формуле
(113) в функции веса 1 м2 огра-
ждения;
2) от этой частоты на гра-
фике (рис. 30) строят линию АВ
с наклоном 6 дб/октава, моно-
тонно возрастающую в сторону
высоких частот;
3) по табл. 12 определяют
уровень горизонтального плато:
тическая (рассчитанная способом, пред-
ложенным С. П. Алексеевым) кривые,
характеризующие звукоизолирующую
способность железобетонной стены
нижняя граничная частота fap
находится в месте пересечения линии АВ с горизонтальным плато;
верхняя граничная частота определяется произведением hM\
4) от верхней граничной частоты строят монотонно возрастаю-
щую на 10 дб!октава линию, определяющую дальнейшую звуко-
изолирующую способность ограждения.
Третий метод расчета звукоизолирующей способности
однослойных ограждений предложен В. И. Заборовым:
1) определяют вес 1 м2 ограждения Q;
Таблица 12
Данные для определения звукоизолирующей способности материала
по методу Уоттерса
Материал Объемный вес в кГ/м3 Высота h в см Множитель М для определе- ния ширины плато
Алюминий 2 600 29 11
Бетон 2 400 38 4,5
Стекло 2 500 27 4
Свинец 11 300 56 4
Штукатурка 1 400 30 8
Фанера 570 19 6,5
Сталь . ' 7 800 40 11
Кирпич 1 700 37 4,5
88
2) в зависимости от материала и величины Q по табл. 13 на-
ходят нижние и верхние граничные частоты, области волновых
совпадений и значения звукоизоляции в этой области для наи-
Рис. 30. Частотные характеристики звукоизолирующей способности железо-
бетонной стены толщиной 5 см, полученные различными методами
более распространенных строительных материалов (точки b и с
на рис. 30); в области волнового совпадения звукоизоляция пре-
грады принимается постоянной;
3) из точки b влево откладывают прямую с наклоном 6 дб/ок-
тава, отображающую закон массы;
Таблица 13
Данные для определения зачения R
Материал Л2; R3 в дб ^2 ~~ ?гр. ниж в гц ^3 гр. верх в гц
Алюминий Бетон, железобетон . . Кирпич Сталь Стекло Фанера (ель) Шлакобетон 29 38 37 40 27 19 29 6700 <2 19 000 <2 17 000 <2 24 000 <2 5300 Q 2100 <2 6700 Q 73 700 <2 85 000 <2 77 000 Q 260 000 <2 53 000 <2 13 600 Q 43 000 <2
89
4) из точки с вверх вправо на одну октаву проводится прямая
3—4 с наклоном 10 дб1октава\
5) из точки d вверх вправо проводится прямая с наклоном
6 дб!октава.
На рис. 31 кривая 1 построена теоретически по В. И. Заборову,
кривая 2 измерена Ю. И. Шнейдером в звукомерных камерах
Московского научно-исследовательского проектного института ти-
пового и экспериментального проектирования. Была рассчитана
и измерена звукоизолирующая способность бетонной стены тол-
щиной 12 см.
На рис. 30 показаны результаты построения частотных харак-
теристик звукоизоляции однослойной железобетонной стены тол-
Рис. 31. Экспериментальная и тео-
ретическая (рассчитанная способом,
предложенным В. И. Заборовым)
кривые, характеризующие звуко-
изолирующую способность железо-
бетонной стены
щиной 50 мм по методу С. П. Алек-
сеева (кривая 1), Уоттерса (кри-
вая 2) и В. И. Заборова (кри-
вая 3).
Явление волнового совпадения
необходимо учитывать при расче-
тах тонких строительных огра-
ждений, помня, что закон массы
справедлив только в интервале
частот второго диапазона с верх-
ним пределом, определяемым ниж-
ним значением нижней гранич-
ной частоты волнового совпаде-
ния. Чем в более высокой области
частот возникают волновые совпа-
дения, тем менее они учитыва-
ются. Повышение же частоты волновых совпадений зависит от
значения цилиндрической жесткости ограждения. Чем менее жест-
ким будет ограждение, тем в более высоких областях частот ока-
жутся провалы звукоизоляции. Следовательно, звукоизоляцию
ограждения определяет не только вес, но и его физико-механиче-
ские параметры.
Все существующие для расчетов звукоизолирующей способ-
ности ограждений формулы построены по так называемому закону
массы и действительны они только в пределах второго и четвертого
диапазонов частот. Этот закон характерен тем, что увеличение
частоты звука или веса преграды в 2 раза приводит к росту звуко-
изолирующей способности Л на 6 дб.
Следовательно, основным способом повышения звукоизоляции
преград в области частот второго диапазона является увеличение
их веса.
Для определения средней звукоизолирующей способности слу-
жат формулы:
при весе 1 м2 ограждения до 200 кГ
R = 13,5 1g-Q + 13 дб-, (127)
90
при весе 1 м2 ограждения свыше 200 кГ
R = 23 1g Q — 9 дб-,
(128)
здесь Q — вес 1 м2 ограждения в кГ.
Средняя звукоизолирующая способность ограждения соответ-
ствует звукоизолирующей способности на средней звуковой ча-
стоте, которой принято считать частоту 500 гц.
Определив звукоизолирующую способность ограждения на ча-
стоте 500 гц по формулам (127) и (128), можно построить частотную
характеристику звукоизолиру-
ющей способности и на других
частотах путем внесения попра-
вок в расчетную величину
(табл. 14).
Естественно, что данная ме-
тодика определения звукоизо-
лирующей способности монолит-
ного ограждения верна до ниж-
ней граничной частоты области
волнового совпадения.
Расчетные данные обычно
достаточно точно совпадают
с измеренными в тех случаях,
Таблица 14
Поправки к расчетной величине R
Частота в гц Вес 1 м2
До 200 кГ Больше 200 кГ
125 —8 —12
250 —4 —6
500 0 0
1000 + 4 -1-6
2000 +8 + 12
4000 + 12 + 18
когда конструкции имеют вес
100 кПм2 и выше. Если конструкция представляет собой тонкий
металлический или деревянный лист, расчеты по изложенным
выше формулам не дают точных результатов.
Звукоизолирующую способность стены с оконным или дверным
проемом можно определить следующим образом.
Допустим, что через стену, лишенную проема, прошла звуковая
энергия E%1S1, а через проем — энергия Et2S2. Тогда снижение
уровня проникшей в помещение звуковой энергии
ДД= 101g — Ю 1g 4 + Ю 1g 1О-0’1 (Л*—Л2>,
а звукоизолирующая способность ограждения вместе с проемом
^2=:^— Гю 1gф- + Ю 1g Ю0,1 (Л,“Дз) 1, (129)
L *->1 J
где и R 2 — звукоизолирующая способность в дб соответ-
ственно глухой стены и проема (табл. 15);
.8, и S2 — площадь в м2 соответственно глухой стены и про-
ема.
Пример. В кирпичной стене площадью 10 ju2 со звукоизолирующей способ-
ностью 52 дб имеется проем с дверью площадью 2 м2. Дверь с решеткой из реек
имеет звукоизолирующую способность 20 дб (см. табл. 15). Определить общую
звукоизолирующую способность стены,
91
Звукоизолирующая способность дверей и окон
Таблица 15
Конструкция Толщина в мм Вес 1 м2 конструкции в кГ Средняя звукоизоли- рующая способность в дб
Щитовая дверь из склеенных реек,
облицованная четырехмиллиметро- вой фанерой 40 22,2 23
То же, вместо щита решетка из реек Оконный одинарный переплет с 40 19,1 20
двойными стеклами толщиной 3 мм — — 25
То же, но со стеклами толщиной 6 мм .............. — — 29
Подставляя данные в формулу (129), получим = 26 дб, т. е. общая зву-
коизолирующая способность стены с дверью составляет 26 дб вместо 52 дб, ко-
торые имела бы глухая кирпичная стена.
Для улучшения звукоизоляции окон и дверей необходимо уста-
навливать в притворах прокладки из пористой резины, увеличи-
вать толщину стекол и дверей, применять двухслойные конструк-
ции, делать тамбуры для двойных дверей и располагать дальше
друг от друга оконные переплеты.
Щели и отверстия в ограждениях существенно понижают зву-
ковую изоляцию, особенно в области низких звуковых частот,
поэтому нужно стремиться их избежать. Для примерной оценки
снижения звукоизолирующей способности в диапазоне частот от
800 до 1800 гц, вызванной отверстием, можно пользоваться фор-
мулой
= 101g(l +п^-10°'1Л) дб, (130)
где R — звукоизоляция перегородки;
S и So — площади соответственно перегородки и отверстия;
п —- коэффициент, значения которого приведены ниже:
f в гц................................... . 800 1200 1800
п ......................................... 12 6 2—5
В области низких частот звуковая энергия более активно про-
никает сквозь отверстия.
Пример. Подсчитать снижение звукоизолирующей способности ограждения
площадью 12 jh2 и равную 50 дб при наличии на нем щели длиной 3 м и шири-
ной 0,01 м на частоте 800 гц. По формуле (130):
ДЯ= 101g(l + 12-^ 10е) =35 дб.
92
Ограждение со щелью будет иметь ничтожную звукоизолирующую способ-
ность: 50 — 35 15 дб.
Следовательно, хорошее уплотнение щелей по периметру и
отсутствие трещин в ограждении обеспечивает звукоизолирующую
способность, близкую к расчетной.
Зная исходный уровень мощности звука источника и звуко-
изолирующую способность ограждающей конструкции в производ-
ственном помещении, уровень шума в соседнем помещении можно
определить методом, предложенным С. П. Алексеевым. Обычный
способ определения передаваемого уровня шума при известном
поглощении и звукоизолирующей способности ограждения пола-
гает в качестве исходного параметра значение плотности звуковой
энергии в диффузном звуковом поле. Однако эта концепция неоп-
ределенна, так как не учитывает локального положения источника
по отношению к стене, разделяющей помещения. Известно из
опытов, что квазиточечный источник, имеющий под собой аморти-
затор со статической осадкой 3 см (собственная частота поряд-
ка 3 гц), перемещаемый по комнате, показывает (при неизменном
положении приемника звука в соседнем помещении) различные
уровни звуковой энергии, принимаемой в камере низкого уровня.
Это обстоятельство заставило пересмотреть существующую теоре-
тическую концепцию.
Интенсивность звуковой энергии в реверберирующем помеще-
нии на расстоянии г от источника опишется формулой
/ = -=^-+ 4^о (I.- «) (131)
2лг2 А ’ '
где Д - - акустическая мощность в полупространстве сво-
бодного звукового поля;
4Г0(1 —а) Л
— акустическая мощность в замкнутом объеме от-
раженного реверберирующего звукового поля;
Wo — акустическая мощность в вт.;
А — полное звукопоглощение;
а — средний коэффициент звукопоглощения.
Формулу (131) можно представить в следующем виде:
, 8яг2 (1 — а) + А
0 2лА4
(132)
В данном случае формула (132) описывает интенсивность зву-
ковой энергии.
Определим мощность потока излучаемой звуковой энергии Ws
на поверхности стены площадью S
ws = IS = wos [8jtr2 A ] (133)
93
или
= U70S [f^2(1 ^.+ 2>5d]. (134)
Приведя формулу (134) к логарифмическому виду, т. е. пред-
ставив все величины в виде уровней, получаем
LW1 = Lvo + lOlgS + 101g [—2зд74±0,5Л]- (135>
Однако выражение (135) выражает поток звуковой мощности,
падающей только на стену, имеющую поверхность S м2.
Уровень мощности звуковой энергии, передаваемой в соседнее
помещение разделяющей стеной, т. е. в помещение низкого уровня,
следует представить в таком виде:
S
bW'l-Q- Т
^2=-^-, (136)
где Sj — площадь ограждения, выходящего в помещение с низ-
ким уровнем акустической энергии; эта площадь может
не быть равной S;
т — коэффициент звукопроницаемости;
А 2 — полное внутреннее звукопоглощение помещения с низ-
ким уровнем акустической энергии.
При расчетах необходимо определить значение т:
_ 1
т ~ 1 о°’17г ’
где 7? — звукоизолирующая способность ограждения в дб, опре-
деляемая экспериментально или теоретически.
Шумометрической станцией Мосгорисполкома был измерен уро-
вень акустической мощности токарного станка, установленного
в производственном помещении объемом 1000 м3. Измерения произ-
водились в пяти точках на высоте 1,6 м от пола и 1 м от станка.
Средний уровень акустической мощности станка оказался равным
100 дб.
Звукоизолирующая способность стены подвального помещения
в три кирпича с двусторонней штукатуркой была оценена в 60 дб
при весе 1 м2 стены 1000 кГ. Шум станка был записан и воспроиз-
веден через мощный динамический репродуктор. Репродуктор
устанавливали на паралоновой подушке (осадка под весом дина-
мика составила 3 см). Такого рода установку перемещали в разные
точки зала. Локальный уровень шума в приемном помещении был
определен в пределах 1—3 дб. Это обстоятельство заставило пред-
ложить для оценки проникающего уровня шума описанный выще
метод,
94
В помещении с низким уровнем акустической энергии при раз-
мещении источника на расстоянии 5 ж от разделяющей стены сред-
ний уровень шума составил 30 дб. При измерениях в пяти точках
помещения значения уровня шума изменялись до 4 дб в зависи-
мости от расстояния до разделяющей стены. Из формулы (135)
следует, что при изменении расстояния вдвое акустическая мощ-
ность, излучаемая разделяемой стеной, увеличится или умень-
шится примерно на 3 дб, что отвечает экспериментальным данным
и дает право для определения уровня звукового давления в тихом
помещении пользоваться формулой (136).
Пример. Рассчитаем уровень акустической энергии, распределенной по стене
поверхностью 50 м2. По формуле (135):
LWl = 100 + 10 1g 50 + Ю lg ( 12’536i4525 8f0t ) = 100’56 « 101 d6'
у О) 1 L * /
Подставляя полученное значение в формулу (136), находим значение излу-
чаемого стеной уровня акустической энергии
LWi = 101 — 60 — 17 + 3 = 27 дб.
Полученные расчетные значения близки к экспериментальным. Проведем
тот же расчет, пользуясь классическим методом.
Уровень шума, прошедшего в помещение с низким уровнем акустической
энергии,
LH = ie_/?+101gA дб.
Подставляя данные в формулу (136), получаем
LH = 100 — 60 + 10 lg ~ = 37 дб.
DU
Более близкими к действительным являются результаты расчетов с исполь-
зованием рекомендуемого нами метода, уточняющего положение источника в шум-
ном помещении.
МНОГОСЛОЙНЫЕ ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ ПРЕГРАДЫ
Ниже даются лишь элементарные указания, помогающие опре-
делить среднюю звукоизолирующую способность материалов, так
как в производственных условиях двухслойные ограждения упо-
требляются редко.
Как было показано, основной способ повышения звукоизоля-
ции однослойной строительной преграды заключается в увеличе-
нии ее веса.
Многослойные преграды обеспечивают необходимую звукоизо-
ляцию в области высоких частот при существенном уменьшении
их веса. Эти преграды состоят из нескольких слоев, соединенных
между собой упругими связями, т. е. в промежутке между слоями
находится воздух или упругий материал (различные пористо-
волокнистые материалы с малыми значениями модулей Юнга).
95
Так, звукоизоляция двойной строительной преграды, прин-
ципиальная схема которой показана на рис. 32, определяется сле-
дующим образом. Звукоизолирующая способность двухслойной
стены с воздушным промежутком в нижней части звукового диа-
пазона до первого понижения (провала) будет такой же, как у мо-
нолитной стены того же веса. Провал звукоизолирующей способ-
ности на частоте, обусловленный собственными колебаниями сте-
нок /0, может быть определен по формуле
Рис. 32. Схема двухслой-
ного ограждения:
Рпад и Рпр — звуковые
давления соответственно
в падающей на огражде-
ния и прошедшей сквозь
ограждения волне
/о = 0,5 V (137)
где Qx и Q2— вес 1 м2 стен в кГ;
I — ширина воздушного проме-
жутка в м;
Е — модуль упругости материала
для заполнения промежутка
в кПм2.
Поэтому желательно при проектирова-
нии двухслойных ограждений так подби-
рать их вес и жесткость материала в про-
межутке между ними, чтобы граничная
частота была за нижней частотой диапазона,
в котором должно эффективно работать
ограждение. Можно считать, что выражение
ES и
~r-k
(138)
определяет жесткость прокладки. При условии, что воздушный
промежуток сплошь заполнен волокнистно-пористым материалом,
жесткость его на единицу поверхности можно определять по фор-
муле
При воздушном промежутке между двумя стенами одинакового
веса наименьшая его ширина I должна быть
/>—.
Qi + Q.4
Для определения звукоизолирующей способности двухслойной
стены рассчитывают звукоизолирующую способность каждого слоя
по закону суммарной массы (113) и далее применяют формулы
(140) и (141).
Практически важны волновые характеристики только второй
поверхности, обращенной к тихому помещению, так как пониже-
ние ее звукоизолирующей способности при волновом совпадении
96
окажет влияние на звукоизолирующую способность всей пре-
грады. Однако в тех случаях, когда промежуток между двумя сте-
нами с различной цилиндрической жесткостью заполнен пористо-
волокнистым материалом, волновое совпадение вызовет лишь
весьма незначительные провалы звукоизолирующей способности
ограждения в высокочастотной части звукового диапазона из-за
появления сдвиговых води и больших потерь энергии в этой об-
ласти.
Такого рода заполнителем может быть резина между двумя
металлическими листами разной толщины. Низшая граничная
частота двухслойного ограждения будет определяться тем слоем,
который обладает наибольшей цилиндрической жесткостью. Вы-
бирая поверхности, пригодные для двухслойного ограждения, же-
лательно, чтобы они при одинаковом весе имели разные цилиндри-
ческие жесткости. Так, одна может быть гладкой с обеих сторон,
другая — иметь выступающие ребра, или пластины должны иметь
разные толщины при одном и том же весе 1 м2 поверхности.
Средняя звукоизолирующая способность двухслойного огра-
ждения с воздушной прослойкой может быть определена по фор-
мулам, аналогичным формулам (127) и (128), но с поправкой, ве-
личина которой определяется шириной воздушного промежутка:
при весе 1 м2 обеих стен до 200 кГ
R = 13,5 1g Q + 13 + А дб;
(140)
при весе 1 м2 более 200 кГ
R = 23 1g Q — 9 + А дб; (141)
здесь А — аддитивный член, величина которого зависит от ши-
рины / воздушного промежутка:
I в см.................. 3 4 5 6 8 10
А в дб................... 1 3 4,5 5,5 6,5 7
Оценка средней звукоизолирующей способности двухслойных
ограждений с воздушным промежутком производится так же, как
и монолитных, только в этом случае следует брать суммарный
вес двух слоев ограждения и к результату добавлять аддитивный
член А.
При суммарном весе 1 м2 двухслойной конструкции до 200 кГ
рекомендуется воздушный промежуток заполнять матами из ми-
нераловаты или другого волокнисто-пористого материала, имею-
щего легкий вес. Заполненный воздушный промежуток, создавая
активные потери, увеличивает звукоизолирующую способность
ограждения.
Заполнение воздушного промежутка пористо-волокнистыми ма-
териалами целесообразно при уменьшении веса конструкции и при
7 С. П. Алексеев 97
расстоянии между двумя стенками двухслойной конструкции
свыше 15 см.
Если суммарный вес 1 лг2 перегородок двухслойного огражде-
ния более 200 кГ, то инерционное сопротивление конструкции
обеспечивает среднюю звукоизолирующую способность, близкую
к расчетной, и поэтому заполнять воздушный промежуток легким
материалом не имеет смысла.
Пример. Оценить звукоизолирующую способность двухслойного ограждения
с воздушным промежутком шириной 10 см. Вес 1 л2 каждой стены 200 кГ. По
формуле (141) определяем среднюю звукоизолирующую способность 1 л2 двух-
слойной преграды весом 400 кГ:
R = 23 1g 400 — 9 + 7 = 58 дб.
Однослойная стена того же веса имела бы звукоизолирующую способность
51 дб.
При выполнении двухслойных стен необходимо тщательно сле-
дить за тем, чтобы в воздушных прослойках не было жестких со-
единений или, как их называют, акустических мостиков, которые
при значительной их величине, а также при высокой жесткости,
равной или большей жесткости соединяемых ими поверхностей,
могут существенно снизить звукоизолирующую способность огра-
ждения.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ ШУМА, ПРОНИКШЕГО ЧЕРЕЗ ОГРАЖДЕНИЯ
Часто в практике борьбы с шумом бывает необходимо опре-
делить уровень шума в изолируемом помещении, если известен
уровень шума вне его. Это может иметь место при оценке эффектив-
ности выгородки или изоляции тихой камеры, установленной
в шумном цехе.
Допустим, что через поверхность ограждения площадью S
с коэффициентом звукопроницаемости т пройдет поток звуковой
энергии Ео, тогда
= (142)
откуда
^i=£ocST; (ПЗ)
где W1 — звуковая мощность;
А — полное звукопоглощение помещения.
Установившаяся при этом плотность звуковой энергии в по-
мещении согласно формуле (98)
р -
- Ас •
98
Подставляя в эту формулу значение 1?71 ц выражая коэффи-
циент т через звукоизолирующую способность 7?, получим выра-
жение для определения плотности звуковой энергии в диффузном
поле помещения низкого уровня:
£oi=~^4---------• (144)
Оценивая уровень интенсивности звука в помещении низкого
уровня при условии, что Ll — уровень шума, от которого мы изо-
лируемся, и считая, что Еос = I, имеем
M=ioigJ^ = ioigA>
•С оп 1 0.1
где 11)п — интенсивность звуковой энергии у порога слышимости.
Уровень интенсивности звука в помещении низкого уровня
определим по формуле
10 IgA = ю lg . (145)
‘0П Si
После преобразования получим выражение для определения
уровня интенсивности шума, проникающего в помещение:
Д2=101gSSfl°10 (146>
Ц = 10 IgA;
‘on
где — сумма поверхностей, звукоизоляция для каждой
из которых 7? оценивается расчетом;
Ло — звукопоглощение, равное единице (10 1g Ло = 0).
Если известна реверберация помещения, то формула (146) при-
мет вид
п, L\—R
Ц = 10 lg £ S£ 1 ОТ __ 10 lg| 0,164 А |, (147)
<=1
где V — объем помещения;
Т% — время реверберации на исследуемой частоте.
Описанная методика определения уровня интенсивности шума,
проникающего через ограждения, предполагает знание частотного
7* 9?
спектра действующих на ограждение шумов, а также значений
звукоизолирующей способности ограждений по частотам и ча-
стотных значений звукопоглощающего фонда исследуемого поме-
щения.
Пример. Площади поверхностей, ограждающих кабину, составляют: пото-
лок 12 м2, пол 12 м2, четыре стены 29,4 л2, всего 53,4 м2. Элементы ограж-
дения весят: железобетонная стена толщиной 50 мм —120 кГ/м2 штукатурка
толщиной 25 мм —40 кГ/м2, звукопоглотитель — 3 кГ/м2. Вес 1 м2 ограж-
дения равен 163 кГ.
Звукоизолирующая способность конструкции по формуле (127)
R = 13,5 1g 163 + 13 =-= 41 дб.
Кабину устанавливают в цехе, уровни звукового давления в котором
очень высоки:
Среднегеометрическая частота октав-
ных полос в гц ..................... 125 250 500 1000 2000 4000
Уровень звукового давления в дб ... 110 119 117 115 114 112
Ниже приведены уровни звукового давления, допускаемые в кабине на-
блюдателя:
Среднегеометрическая частота октав-
ных полос в гц ..................... 125 250 500 1000 2000 4000
Уровень звукового давления в дб . . 87 82 78 75 73 71
Полное звукопоглощение помещения на частоте 1000 гц принимается рав-
ным 40 м2. Приведенные исходные данные дают возможность составить рас-
п Li—R
четную таблицу, позволяющую определить величину Si 10 10 (табл, 16).
/=1
Пользуясь формулами (146) и (147), можно определить уровни
интенсивности проникающего в помещение шума на заданных ча-
стотах звукового диапазона, что дает возможность судить о его
допустимости для изолируемого помещения.
Описанная методика лучше всего может быть пояснена на кон-
кретном примере.
Пример. Рассчитать на частоте 1000 гц уровень проникающего шума в по-
мещение с высокой звукоизолирующей способностью ограждений. Расчет в рас-
сматриваемом примере будем вести на одной частоте.
Уровень интенсивности шума вне помещения составляет 64 дб, а в соседних
помещениях — 70 дб. Ограждения помещения, включенные в расчет, имеют
следующую звукоизолирующую способность; перекрытия — 65 дб, наружная
стена — 67 дб, внутренние стены — 63 дб, двери в помещение — 37 дб, окно
тройного остекления — 65 дб.
Полное внутреннее звукопоглощение помещения равно 40 м2. Отсюда уро-
вень проникающего в помещение шума в заданных условиях будет
£-iooo = Ю 1g 14 933 - 10 1g 40 = 25 дб.
100
Таблица 16
Вспомогательная таблица для расчета звукоизоляции на частоте 1000 гц
Наименование Поверх- ность в м2 Уровень наруж- ного шума в дб Звуко- изоляция в дб Lt-R ю 10 La—R s.io 10
Потолок 288 70 65 3,2 920
Наружная стена . . . 188 64 67 — —
Стена, смежная с цехом 182 70 63 5 910
То же 110 70 63 5 550
» НО 70 663 5 550
Двери 6 70 37 2000 12 000
Окна 1 70 65 3,2 3
п
10
L„-R
= 14 933
Проведя подобный расчет на других частотах, можно определить форму
частотной характеристики проникающего в помещение шума и оценить его допу-
стимость согласно действующим нормативам.
Агрегат, производящий шум, может быть огражден специаль-
ным кожухом. Необходимо, чтобы кожух не нарушал технологи-
ческого процесса, обеспечивая в то же время достаточную защиту
от шума.
Стенки с большой жесткостью и малыми внутренними поте-
рями вызывают провалы звукоизолирующей способности из-за
волновых совпадений в пределах частот звукового диапазона.
Лучше всего делать ограждения из материалов, обладающих боль-
шой внутренней вязкостью и значительным весом — типа толстых
резиновых преград. Смотровые окна следует делать из стекол раз-
ной толщины, двери обивать войлоком с последующим покрытием
клеенкой, с целью создания на их поверхности слоя, поглощаю-
щего низкие звуковые частоты и вибрации. Вибропоглощающим
слоем, обладающим большой вязкостью и высоким модулем упру-
гости является специальный пластик «Агат», созданный в Акусти-
ческом институте АН СССР, или вибропоглощающие мастики:
«ШВИМ», ВД-17-58, ВД-17-59.
Чтобы представить себе частотные характеристики звукоизо-
лирующей способности конструкций, выполненных из тонких
строительных материалов, в табл. 17 указаны данные для различ-
ных обшивок по каркасу.
При конструировании кожухов необходимо знать разность
внутреннего La и наружного LH шума (Le > LH).
101
Таблица 17
Звукоизолирующая способность обшивок по каркасу
с клеткой жесткости 0,7X0,7 м
Материал Тол- щина в мм Вес в кГ/м2 Звукоизолирующая способность средне- геометрических октавных частот в дб
62 125 250 500 1000 2000 4000 6000
Сталь .... 2 15,7 16 20 24 30 34 38 42 46
Дюраль . . . 2,5 6,7 10 13 15 21 26 28 30 30
Фанера . . . 6 4,2 10 14 15 18 20 22 24 26
Оргстекло . . 14 16,8 15 20 25 28 33 34 34 35
Используем для расчета формулу (114), видоизменив ее:
Le--LH = R + = R + 10\g^.
О о
Предполагая, что все внутренние поверхности под кожухом
покрыты звукопоглощающим материалом с коэффициентом звуко-
поглощения а, получим
Le — LH = R + 10 Iga. (148)
На рис. 33 показаны кривые звукоизолирующей способности
дюралюминиевой панели кожуха полуцилиндрической формы тол-
Рис. 33. Частотная характеристика звукоизолирующей способности дюралевой
панели с различными заполнениями и толщиной слоя:
1 — резина — 6 мм; 2 — стекловата в шелковой материн — 20 мм; 3 — капроновые
маты, склеенные полиамидным лаком — 20 мм; 4 — стекловата на стеклохолсте — 20 мм;
5 — стекловата на стеклохолсте, связанная смолой, — 20 мм.
щиной 2 мм с ребрами жесткости, расположенными через каждые
500 мм. Измерения производились в специальной звукомерной
камере САКВ при помощи аппаратуры фирмы «Брюль и Къер».
Дюралюминиевую панель оклеивали различными материалами.
J02
Согласно графику увеличение толщины и количества звуко-
поглощающих слоев дает заметный эффект только в области высо-
ких частот (выше 2000 гц), что подтверждает высказанное выше
положение.
По формуле (123) определим граничную частоту волнового сов-
падения для конструкции из дюралюминия толщиной 2 мм-.
, '6,42-10* „
~ 5,1 • 1 Оз. 0,002 ~ 6420 ги>-
Полученная частота лежит за пределами интересующего нас
диапазона звуковых частот. Следовательно, на рисунке мы имеем
частотную область, на протяжении которой идет монотонное увели-
чение звукоизолирующей способности стенок кожуха.
При монтаже кожухов необходимо устанавливать их не непо-
средственно на полу цеха, а на лентах из упругих прокладок типа
мягких резин (аназот, силиконовой, губчатой и т. п.), проклады-
ваемых по периметру.

Глава VIII
♦♦♦
ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ И ВИБРОПОГЛОЩЕНИЕ
Вибрацией какого-либо тела называется периодическое смеще-
ние его центра тяжести от положения равновесия. Как и при вся-
ком колебательном движении, параметрами вибрации являются:
смещение, скорость, ускорение и частота.
Для облегчения понимания вопроса виброизоляции машин рас-
смотрим случай колебания системы только по одной оси координат
с исключением крутильных колебаний. Колебательная система
состоит из массы т и упругости (называемой также жесткостью) k.
Такие системы носят название «систем с одной степенью свободы»
Приведем для этой системы те исходные формулы, из которых
получены зависимости, используемые далее при расчетах:
а) собственные или свободные колебания консервативной си-
стемы
mg = — /?g или — = 0;
б) собственные колебания системы с внутренними потерями
mg = — rg — kl или — m(i)2^oe‘a( 4- imrloeiat + k^oeiat = 0;
в) вынужденные колебания консервативной системы
ml = Ро (0 — /г% или — + k%oeiai = Ро (0;
г) вынужденные колебания системы с внутренними потерями
ml = P0(t) — — kt, или —mco2g0eto; +
+ + kloeiat = Ро (t\,
здесь g0 — амплитуда смещения центра тяжести системы от по-
ложения равновесия;
etof — временной множитель, который показывает, что
движение во времени подчиняется закону коси-
нуса или синуса: e'mZ = cos at -j- i sin <o/; I =
= = i&t,oeia>t — колебательная скорость;
I = = —a2l,0elat — колебательное ускорение;
г — коэффициент необратимых потерь на жидкостное
трение, пропорциональное колебательной скорости;
Ро — амплитуда периодически действующей на систему
возникающей силы;
104
(о — угловая частота (ю = 2л/);
/ — частота возвратно-поступательных колебаний, со-
вершаемых системой в одну секунду, в гц.
Вибрации подчиняются всем физическим законам, относящимся
к звуковым колебаниям. Вибрации в инженерном деле рассматри-
ваются отдельно от звуковых колебаний и в общем случае аппро-
ксимируются колеблющейся системой с шестью степенями свободы.
В тех случаях, когда вибрирующая поверхность имеет размеры,
соизмеримые с половиной длины волны, и вибрации ее происходят
с звуковой частотой, в воздухе возникает шум.
Рис. 34. Корреляция между уровнями вибрационной скорости
пола (/) и звуковых давлений (2)
Вибрации машин, например, металлорежущих станков, ком-
прессоров, электродвигателей и т. п. могут быть высокочастот-
ными звуковыми и инфразвуковыми. Низкочастотные колебания
осязаются человеком главным образом в тех случаях, когда они
возникают в инструментах типа пневмомолотков. Осязанием вос-
принимаются также вибрации, происходящие с звуковой частотой
и имеющие достаточно большую амплитуду.
Работами М. С. Анциферова [7] установлена корреляционная
зависимость между уровнями колебательной скорости вибрирую-
щей поверхности и уровнем звукового давления, возникающего
при этом в воздухе шума:
%® 1g5- IO-8 = 2- Ю~5
где | — колебательная скорость вибрирующей поверхности
в м!сек\
р — звуковое давление в н!м\
Следовательно, измеряя вибрационную скорость колеблющейся
поверхности, можно определить уровень шума, излучаемого ею.
На рис. 34 показаны спектральные кривые, полученные при из-
мерении шума в квартире жилого дома, расположенной над
105
котельной. На рисунке виден эквидистантный ход частотной харак-
теристики шума, возникающего в квартире, и уровня вибраций
пола в комнате. На рис. 35 показаны спектры шума и уровня виб-
раций, замеренные шумометрической станцией в помещении на-
Рис. 35. Уровни колебательной скорости источника шума (/)
и уровни звуковых давлений в помещении, где размещен
источник (2) и над этим помещением (3)
сосной и над ней. Кривые, характеризующие спектры шума в на-
сосной и жилом помещении, также эквидистантны частотной харак-
теристике колебательной скорости источника-насоса. Проведенные
исследования подтверждают справедливость корреляционной за-
висимости М. С. Анциферова.
ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ
Целью виброизоляции механизмов является создание таких
условий на пути распространения колебаний, которые увели-
чили бы необратимые потери и тем самым уменьшили передаваемую
от источника колебательную энергию. При разработке мероприя-
тий по виброизоляции следует добиваться, чтобы амплитуды коле-
баний, проходящих через акустический фильтр, которым являются
всякого рода упругие прокладки, были возможно меньше.
Машина, установленная на амортизирующие устройства, в об-
щем случае представляет собой колебательную систему с шестью
степенями свободы. Машины, у которых гармоническая возмущаю-
щая сила имеет вертикальное направление и приложена к точке,
находящейся на одной вертикали с центром тяжести, можно рас-
сматривать как системы с одной степенью свободы. К таким маши-
нам можно отнести, например, вертикальные одноцилиндровые
компрессоры, вибростенды с вертикально направленным вибра-
тором и др. Однако с определенным приближением, которое
должно быть в каждом конкретном случае оценено, указанные
106
допущения могут быть распространены и на некоторые другие
машины и агрегаты.
Методика расчета виброизоляции для машины с одной степенью
свободы включает [13]:
I. Исходные данные машины:
1) вес машины совместно с основанием (Q в кГ);
2) число оборотов в секунду f в гц;
3) амплитуда возмущающей силы Рг в кГ;
4) амплитуда силы, передающейся через виброизоляторы на
несущую конструкцию Рк, в кГ;
5) допустимая величина амплитуды колебательного смещения
виброизолируемой машины £г.
II. Предварительный расчет виброизоляторов:
А. Приближенное определение амплитуды смещения "Е,аг вы-
нужденных колебаний машины.
Предварительно предполагается, что машина представляет со-
бой систему, как бы подвешенную в пространстве на нитях, не
имеющих жесткости; тогда амплитуда смещения (gaz) машины
равна
/г2 — тш1 ~~ I — /пш3 I тш2 ’
где kz — упругость виброизоляторов в вертикальном направлении;
т — масса машины;
м — круговая частота возмущающей силы.
Рассмотренное приближение с учетом лишь инерционной сла-
гающей в определении имеет в виду нулевую упругость kz
виброизоляторов.
Если полученная величина амплитуды смещения по вертикаль-
ной оси больше заданной, т. е. ёг > [£г], то следует увеличить
вес машины, установив ее на металлическое или железобетонное
основание. Необходимый в этом случае вес колебательной системы
может быть определен по формуле
(150)
1м ®о
где g — ускорение силы тяжести.
Увеличение веса машины за счет присоединения дополнитель-
ной плиты к основанию приведет к увеличению инерционного со-
противления системы, уменьшит амплитуду ее колебания при
той же вынуждающей частоте. Одновременно с этим тяжелая плита,
жестко связанная с машиной, приблизит геометрический центр
тяжести системы к плоскости несущей конструкции, что, создавая
более устойчивое равновесие, также будет способствовать умень-
шению амплитуд вынужденных колебаний. Однако чрезмерное
увеличение веса механизма повлечет к изменению жесткости про-
кладок, что, нарушая их оптимальные упругие свойства, может
107
повести к преждевременному их разрушению. Поэтому при уве-
личении веса машины необходимо следить за тем, чтобы напряже-
ние в прокладках не превышало допустимого.
Б. Определение коэффициента передачи и собственной частоты
колебаний машины fz и упругости виброизоляторов kz.
Коэффициентом передачи называется отношение силы Рк, пере-
дающейся через виброизоляторы на несущую конструкцию к си-
ле Pz, возникающей при работе виброизолированной машины, т. е.
р-=4у <151>
Коэффициент р связан с частотой собственных колебаний /02
виброизолированной машины и частотой возмущающей силы fe
соотношением
, 1— = (152)
У ,
flz
где
Если известна допускаемая максимальная величина возбужда-
ющей силы Рг, то коэффициент отношения частот должен быть
больше, чем фгга1п, т. е.
Фг 2s Фг min-
Величина ф2 min находится из выражения
= KJ+5 = = /ЙЩ7- <163)
Для машин с вертикальной периодической силой, приложенной
к центру тяжести, обычно рекомендуют значение
фг;;э-3, т. е. р^-|~. (154)
Отсюда, задавшись величиной грг, обеспечивающей малое зна-
чение коэффициента р, определяется частота /Ог собственных коле-
баний машины, установленной на амортизаторах:
= (155)
фг
а также упругость амортизаторов
kz = т, (156)
где т — масса механизма, подлежащего виброизоляции (включая
массу основания).
108
Под влиянием веса машины, установленной на основание с боль-
шой массой, амортизаторы получают статическую осадку Хст.
Эта осадка связана с собственной частотой свободных колебаний
системы следующей зависимостью:
v 25 г .
^ст ~ г2 •
'02
При этом
<1S7>
где Е — модуль Юнга материала амортизатора в кПсм\
S — площадь прокладки в слг2;
h — расчетная высота амортизатора в см.
Формула (157) является основной при расчете упругих аморти-
заторов. Величина Хст характеризует жесткость амортизатора,
т. е. изменение его высоты под влиянием нагрузки:
ho Q .
Хст = -^- = ^ [еж], (158)
где о =~ -у напряжение в амортизаторе в кГ/см2.
Используя формулу (158) и зная допускаемые напряжения на
упругие прокладки и модуль Юнга материала, легко определить
собственную частоту системы.
Пример. Машина устанавливается на амортизаторы из резины (ГОСТ
7338—65). Допускаемое напряжение для этого сорта резины 3 кПсм2, динами-
ческий модуль Юнга 50 кГ/см2. Требуется определить собственную частоту
системы при высоте прокладок 5 см.
Подставляя имеющиеся данные в формулу (158), получим
Хст ~ -gQ- -- 0,3 см.
Отсюда собственная частота системы, рассчитанная по формуле (157) будет
f 5
Статическая осадка является основным расчетным параметром.
На рис. 36 показана зависимость собственной частоты вертикаль-
ных колебаний машины от статической осадки Хст.
Если материал виброизоляторов имеет динамический модуль
упругости, отличный от статического, то для определения истин-
ного значения /ог выражение (157) необходимо умножить на
/ ЕринХ1^
\ р } , 1 • С.
\ ^ст/ ________
/02=5/-^^. (159)
109
Динамические модули упругости не являются постоянными зна-
чениями. Они зависят от частоты и нагрузки. Обычно с увеличе-
нием нагрузки увеличивается значение динамического модуля
Рис.
36. Зависимость собственной частоты колебательной
системы от статической осадки
упругости, с изменением частоты значения динамического модуля
упругости меняются незначительно, повышаясь в сторону высоких
частот.
Рис. 37. Частотные
характеристики шума
под перекрытием в за-
висимости от напряже-
ния в прокладках,
размещенных под по-
лом
В табл. 18 сведены значения модулей Юнга различных прокла-
дочных материалов. Модули Юнга даны в размерности н!см2
(1 н/см2 0,1 кГ/см2).
ПО
Таблица 18
Динамические характеристики прокладочных материалов
Прокладочный материал Тип Твер- дость по Шору Плот- ность в г/см9 ^дин в / н/см2 / / Ча- / тота / в гц Ест в н/см2 Коэффи- циент потерь П
Морозостойкая ре-
зина .— 30 0,95 195/123 114 0,091
Натуральный каучук 3311 30 0,98 283/200 235 0,06
» » 10574 90 1,14 337/192 196 0,161
» » 44-1 32 1,23 346/220 235 0,077
» » 2959 45 1,16 662/268 274 0,15
» » 137 50 1,32 610/285 326 0,085
» » 10542 55 1,38 810/273 522 0,074
Полихлоропреновый
каучук 604-1 60 1,46 4420/723 895 0,45
То же — 65 1,55 3560/679 840 0,269
» 604-1с 70 1,52 4040/583 1260 0,322
Примечание. В практике строительства допустимыми нагрузками для
резины, имеющей твердость по Шору 50 — 70, являются 3 — 4 кГ/см2', для твер-
дости по Шору 30 — 50 допустимые нагрузки равны 1,5—2 к.Г/см2.
Для того чтобы можно было применять материал в качестве
виброизолирующего, необходимо знать напряжения, которые воз-
никнут в нем в процессе измерений динамических модулей упру-
гости. На рис. 37 представлены результаты эксперимента, прово-
дившегося С. П. Алексеевым. Под бетонную плиту, находящуюся
на сплошном железобетонном перекрытии, укладывались про-
кладки в виде матов из асбестовой ваты. На ту же плиту ставилась
ударная машина, работающая с постоянными частотой ударов и
весом молотков. Под перекрытием в нижнем помещении произ-
водились измерения уровней интенсивности шума в полосах про-
пускания 1/2 октавного фильтра. В процессе эксперимента меня-
лось напряжение в прокладках путем изменения пригруза пла-
вающей плиты в верхнем помещении.
Как видно из сопоставления кривых на рис. 37, наименьший
уровень шума был при удельной нагрузке 15 Псм'2. С увеличением
нагрузки уровень шума возрастал. Эти опыты свидетельствуют
о том, что при установке амортизаторов в виде волокнистых плит
необходимо выдерживать оптимальные напряжения, иначе эф-
фективность виброизоляции понижается.
В табл. 19 представлены измеренные значения Един различных
материалов, пригодных для применения в качестве виброизолиру-
ющих упругих прокладок под вибрирующее производственное обо-
рудование.
Ill
Таблица 19
Динамические характеристики виброизолирующих материалов
Материал Плотность 1 в сжатом состоя- 1 нии в г1см? Нагрузка в кГ/см3 Скорость звука в мм/сек Динамический модуль упруго- сти материала В «/СЛ42 1 Коэффициент потерь Частота, при которой произ- водились изме- рения, в гц 111 сц
Губчатая резина 0,72 0,02 59,8 257 0,15 176 2,2
» » ... 0,53 0,02 35,0 65 — — —
» » ... 0,53 0,10 35,5 67 — — —
» » ... 0,53 0,40 38,8 80 — — —
» » ... 0,42 До 0,02 27,6 32 0,13 130 —
Губчатый каучук . . . о,п — 13,5 2 0,08 85 —
» » 0,11 0,005 16,5 3 0,04 92 —
Пенопласт ПХВ-Э . . 0,17 0,02 58,0 57,5 0,85 172 4
» ПХВ-Э . . 0,17 0,05 59,5 60 — — —
J » ПХВ-Э . . 0,17 0,1 63,0 67,5 — — —
» ПХВ-Э . . 0,17 0,15 66,0 74 — — —
Поролон (пенополи- уретан) 0,04 0,005 89,5 32 0,22 138 —
То же 0,04 0,01 — 0,025 117,0 55 — — —
Войлок волосяной 0,4 0,03 102,5 420 0,23 115 2,7
» » 0,3 0,02 95,0 270 0,12 400 —
» » 0,25 0,10 98,0 240 0,18 410 —
Пробка средней твер- дости 0,18 0,3 378,0 2570 0,11 315 —
Стекловолокнистые плиты на фенольной связ- ке 0,06 0,02 34,0 7 0,1 .— 2,3
То же 0,09 0,02 35,8 11,5 — — —-
Стекловолокнистые плиты на формальдегид- ной смоле 0,09 0,02 38,0 13 0,05 — —
Минераловатная плита на синтетической вяжу- щей массе 0,15 0,02 31,6 15 0,04 — 3,2
Древесно-волокнистые плиты толщиной 1,25 см 0,2 0,03 90 16,2 0,1 200— 300 2,1
Металл, сталь Ст.З . . 7,8 — 6000 2,107 0,Ol- О.001 - - 1
Необходимо отметить, что употребление сухого песка в ка-
честве упругой амортизирующей прослойки не рационально, так
как песчаные зерна под влиянием вибрационной нагрузки укла-
дываются, размещаясь в наименьшем объеме, что приводит к уве-
личению модуля Юнга. Таким образом, жесткость прокладок из-
меняется в сторону увеличения, что влечет за собой повышение
собственной частоты колебаний системы.
В. Определение затухания колебаний в виброизоляторах. Так
как собственная частота колебаний системы устанавливается ниже
возбуждающей, то при переходе через резонансную частоту /02
во время пуска и остановки машины амплитуда вынужденных ко-
лебаний зависит от затухания энергии в амортизаторах и от
скорости нарастания и убывания частоты возмущающей силы.
Вследствие того, что при остановке машины угловая скорость вра-
щения убывает со временем, то можно определить, на каком участке
звукового диапазона располагается собственная частота колеба-
ний изолируемого агрегата.
аЕсли собственная частота колебаний расположена в низко-
частотной области, продолжительность времени резонансного сов-
падения возбуждающей и собственной частот будет больше, чем
в том случае, когда собственная частота колебаний системы от-
носительно высока. Однако при остановке машины энергия возбу-
ждающей силы невелика, особенно в области низких частот; кроме
того, необходимо предусматривать и увеличивать диссипативный
параметр системы, т. е. внутреннее затухание.
Затухание колебаний в виброизоляторах обусловлено наличием
необратимых потерь колебательной энергии, которые характе-
ризуются коэффициентом внутренних потерь тр
или
П = (160)
где d — логарифмический декремент колебания.
Логарифмическим декрементом колебания называется натураль-
ный логарифм отношения амплитуд колебаний, отвечающих на-
чалу и концу (г + 1)-го цикла:
d — In .
Sf+l
Логарифмический декремент колебания является мерой ско-
рости затухания колебательного процесса, происходящей за счет
внутренних необратимых потерь энергии. Чем больше декремент,
тем скорее колеблющаяся масса приходит в состояние равновесия.
8 С. П. Алексеев 113
При пуске резонансные явления не успевают проявиться. Следо-
вательно, для максимального смещения йг,шх будем иметь зави-
симость
- Р? ___ У:т
>г max ‘
(161)
С целью уменьшения амплитуд смещения в переходных режи-
мах работы машины увеличивают затухание колебаний в вибро-
изоляторах. На рис. 38 приведена номограмма, которая позволяет
определить требуемое затухание
в упругих прокладках под маши-
ной. Кроме того, уменьшение ам-
плитуд смещения при переходе
через резонанс машины может быть
достигнуто: 1) искусственным тор-
можением вращающихся частей
машины; 2) уменьшением жест-
кости виброизолятора и, соответ-
ственно, уменьшением частоты
собственных колебаний системы.
Г. Определение возмущающих
сил, передающихся через виброизо-
ляторы на несущую конструкцию.
Суммарная сила Рк, передаю-
щаяся через все амортизаторы,
определяется по формуле
Рк=Ыг, (162)
где kz — общая жесткость всех амортизаторов в вертикальном
направлении.
Зная количество амортизаторов, на которых установлена ма-
шина, и полагая, что все они имеют одинаковый параметр жест-
кости, можно определить силу, действующую на один амортизатор:
Р — — — > ? fe ,
(163)
где kzl — жесткость одного амортизатора в вертикальном на-
правлении.
Д. Выбор и расчет виброизоляторов. Количество виброизоля-
торов находят исходя из конструктивных особенностей машины
и характеристик типовых виброизоляторов. Расчет пружинных и
резиновых амортизаторов приводится ниже.
Е. Уточнение величины амплитуды смещения вынужденных
колебаний машины. В связи с тем, что известна жесткость единич-
ного амортизатора, необходимо найти значение колебательного
114
смещения виброизолируемой машины, используя выражения (149)
%az = /yr:—г > и сравнить полученную величину с допускаемым
смещением [д2].
Ж. Расстановка виброизоляторов. Требования к расстановке
виброизоляторов для машин заключаются в том, чтобы центр
жесткости виброизоляторов находился на одной вертикали с цен-
тром жесткости массы, которую представляет из себя машина,
установленная на специальное основание.
РАСЧЕТ АМОРТИЗАТОРОВ
Наибольшее распространение в настоящее время получили пру-
жинные и резиновые амортизаторы.
Пружинные амортизаторы. В качестве пружинных аморти-
заторов чаще всего применяют стальные витые пружины, изготов-
ляемые из прутка круглого сечения. Для расчета пружины, пред-
назначенной для виброизоляции, необходимы следующие исходные
данные:
а) статическая нагрузка Рст1, приходящаяся на один аморти-
затор, в кГ;
б) амплитуда колебательного смещения верхнего торца пру-
жины при рабочем режиме машины £г1 в см;
в) упругость пружины в вертикальном направлении /г21
в кПсм;
г) допускаемое напряжение на кручение материала пру-
жины [г] в кПсм2; для пружинных сталей средние значения [г]
4000 кПсм2;
д) модуль упругости на сдвиг G в кПсм2; для большинства
пружинных сталей G 8 • 105 кПсм2.
Расчет амортизаторов этого типа рекомендуется проводить
в следующей последовательности:
1. Определяется расчетная нагрузка Рг на одну пружину:
P^P'ml + ^P^, (164)
где Рст1 — статическая нагрузка, приходящаяся на одну пру-
жину;
(165>
где Р — вес машины;
п — число пружин;
Рдин — динамическая нагрузка, приходящаяся на одну пру-
жину;
^а«1 = ёАг (166)
Множитель 1,5, на который умножается Рдин, обеспечивает
требуемый запас прочности пружины, учитывающей усталостные
явления в стали, возникающие под влиянием динамических на-
грузок.
8* 115
2. Определяется диаметр d стального прутка по формуле
(167)
где k — коэффициент, учитывающий добавочное напряжение
среза, возникающее в точках сечения прутка, располо-
женных ближе всего к оси пружины (значения k в функ-
ции е даны на рис. 39);
е — индекс пружины, равный
е = ^; (168)
D — средний диаметр пружины.
3. Определяется число рабочих вит-
ков пружины
4. Определяется общее количество
витков пружины
I ~ i । z 9, (170)
витков пружины, которое применяется:
г'1>7 i2 = 2,5;
i, <2 7 L = 1.5.
Рис. 39. Значения k в функ-
ции 8
где /2 — число нерабочих
при
при
5. Определяется высота ненагруженной пружины
< 2Л). (171)
В случае выбора готовой пружины, выпускаемой промышлен-
ностью, проверочный расчет выбранной пружины осуществляется
следующим образом:
1) определяется максимально допустимая статическая на-
грузка
kJ - (172)
2) определяется жесткость пружины в вертикальном направ-
лении
/ - Gi
=- 8ез£-;
3) число пружин находится из условия
Q - О
1Рст] йг1 ’
где Q — вес машины;
/’г — жесткость всех амортизаторов.
(173)
(174)
116
Пригодность готовой пружины можно проверить эксперимен-
тально, что обеспечит более точные результаты. Тогда, используя
формулу (155) и предполагая, что известна требуемая собственная
частота виброизолируемой системы fOz, нагружают готовую пру-
жину, измеряя при этом статическую осадку Хст. Затем путем
расчетов по формуле (157) определяют, пригодна ли пружина для
обеспечения системе заданной частоты fOz:
= 25 или Хст = ^.
10г
При соблюдении этого равенства статическая осадка, получен-
ная под нагрузкой Рст, считается пригодной и определяется коли-
чество пружин, требующихся для амортизации механизма;
Установка машин на пружинные амортизаторы более эффек-
тивна, чем на резиновые, так как обеспечивает более низкие соб-
ственные частоты колебаний вибрирующего механизма.
Резиновые амортизаторы. 1. Выбирается резина с динамиче-
ским модулем упругости Един (см. табл. 18 и 19).
2. Исходя из конструктивных особенностей машины, задаются
числом амортизаторов п.
3. Находится поперечный размер А виброизолятора квадрат-
ного сечения:
А=/К" <175>
где Q — вес машины;
а — расчетное напряжение в резине; эту величину рекомен-
дуется принимать равной 2—4 кПсм2, а для твердых
сортов резины до 5 кПсм2.
4. Полная высота резинового амортизатора определяется из
соотношения
Широкие амортизаторы с малой высотой Н нежелательны, так
как они имеют чрезмерную жесткость. Резина, работая под на-
грузкой, сохраняет постоянство объема. Вследствие этого резино-
вые амортизаторы, имеющие высоту, значительно меньшую, чем
ширину, не в состоянии будут сохранять объем постоянным, что
значительно увеличит модуль их упругости. Таким образом, часто
подстилаемые под вибрирующие механизмы резиновые ковры прак-
тически не приносят никакой пользы.
Если по конструктивным соображениям все же придется вы-
бирать широкие листы амортизаторов, последние необходимо
117
делать перфорированными или рифлеными. В этом случае пустоты
не будут препятствовать поперечному расширению резины при
вертикальном сжатии.
5. Определяется рабочая высота амортизатора
Н1 = Я-А. (176)
6. Рассчитывается жесткость одного резинового амортизатора
в вертикальном направлении
= (177)
где Един — динамический модуль упругости при сжатии;
Sj — площадь поперечного сечения одного виброизоля-
тора.
7. Определяется жесткость одного резинового виброизолятора
в горизонтальном направлении
kx = ky = ^^, (178)
где GduH — динамический модуль сдвига.
8. Определяется частота собственных вертикальных колеба-
ний виброизолируемой машины
f - 1 1 (179)
'Ог nJ/ (8-- В)2 Q<r ’
о А
где р =- -р--отношение ширины амортизатора к полной его вы-
соте.
Полученную из выражения (179) собственную частоту сравни-
ваем с ее требуемым значением, рассчитанным по формуле (155).
Если эти значения не сходятся, то в расчет резиновых амортиза-
торов вносят соответствующие изменения:
а) выбирают тип резины с меньшим динамическим модулем
упругости;
б) в допустимых пределах увеличивают статическое напряже-
ние в резине;
в) увеличивают вес машины путем присоединения к ней железо-
бетонного основания;
г) переходят на другие виды амортизаторов, например, сталь-
ные или комбинированные.
Данная методика применима не только к резиновым, но и
к другим упругим материалам, у которых так же, как и у резины,
коэффициент Пуассона близок к 0,5. Для материалов, у которых
118
4W
Рис. 40. Изменение собст-
венной частоты системы,
установленной на пирами-
дальных прокладках из
резины, в зависимости от
нагрузки
<С 0,5, в расчете необходимо принимать вместо рабочей вы-
соты Нг полную высоту амортизатора Н.
Недостатком резиновых амортизаторов является их недолго-
вечность. Резиновые виброизоляторы со временем становятся
жестче и через 5—7 лет их необходимо заменять. Кроме того, с их
помощью нельзя получить очень низкие собственные частоты коле-
баний системы, которые необходимы для тихоходных агрегатов,
из-за неизбежной в этом случае перегрузки прокладок, значи-
тельно сокращающей срок их службы.
Из резины жесткостью по Шору до 70—
80 можно делать прокладки с переменной
по их высоте жесткостью, предложенные
С. П. Алексеевым и успешно примененные
на многих амортизируемых механизмах.
Жесткость прокладок меняется по высоте
так же, как и их сечение. Такого рода
прокладки при нагрузке обеспечивают
малое изменение в значениях собственней
частоты колебательной системы, подрес-
соренной этими прокладками.
На рис. 40 представлены результаты
испытания жестких прокладок, проведен-
ные инж. В. И. Крищиком, при изменении
нагрузки на четыре усеченные пирами-
дальные прокладки из резины твердостью
.по Шору 50 и размерами: нижнее осно-
вание 65 X 65 мм, верхнее 40 X 40 мм
при высоте 62 лш в ненагруженном состоя-
нии. Пример применения резиновых про-
кладок, выполненных в виде усеченных
пирамид, приведен в гл. VIII. Необходимо
отметить, что все выводы и рассуждения
в этой главе были сделаны в предположении, что рассматривае-
мая колебательная система имеет одну степень свободы и сосре-
доточенные параметры. Это означает, что машина с основанием
рассматривается как единая масса, не имеющая упругости,
а прокладки — как чистая упругость, не имеющая массы.
Такого рода аппроксимация вполне справедлива, если речь
идет об инфразвуковых частотах и низких частотах звукового диа-
пазона. Если же рассматривать более высокочастотную часть, то
упругие прокладки, представляя собой колебательные системы
с распределенными параметрами, будут иметь целые ряды форм
собственных колебаний с собственными частотами.
Наиболее выраженными будут фундаментальные собственные
частоты по трем координатам при параллелепипедоидальной форме
упругих прокладок. Так как нами рассматривалась система с од-
ной степенью свободы, совершающая колебания по оси z, то и соб-
119
ственную частоту колебаний прокладки (в гц) будем определять
только по ее высоте
и = ж’ (18°)
где п — целое число, соответствующее номеру гармоники;
с — скорость распространения продольных волн в прокладке
(табл. 19);
h — высота прокладки.
На каждой из собственных частот, полученных в результате
расчета по формуле (180), будет наблюдаться значительное пони-
жение виброизоляции. Глубина провалов частотной характери-
стики обусловлена величиной внутренних потерь в материале.
Таблица 20
Формулы для расчета параметров, необходимых при проектировании
упругих прокладок
Н азначснне формулы При установке машин на перекрытиях зданий При установке машины на грунт
Для определе- ния собственной частоты Для определе- ния снижения уровня вибрации Для определе- ния граничной частоты Для определе- ния толщины прокладок . . . foz -= Хст \/. -2o:gp)'O4^SQ2 f2z) + + 20 Ig [(O^-fc) X X (0,04Q2/:2z - k) - k2 ' 5 . |/” ХСт I0Z — № V. = 40 1g У , I0Z ДА = 20 1g Г ш -1] +р = 1,41ог 25/7 a/0z
f । £S98i ^P 2л У 38’6A)z+ H 25E ( 1 _L Qi \
Принятые обозначения: fQ2 — собственная частота системы; — вес механизма; <Q2 — вес перекрытия; Хст — статическая осадка под допу- скаемой нагрузкой; k — коэффициент жесткости, k £ — модуль Юнга (динамический); Нх — рабочая высота прокладок; S — площадь прокладок; о — допускаемое напряжение в прокладках.
120
Упругие прокладки работают аналогично акустическому
фильтру. На резонансной частоте будут наблюдаться понижения
виброизолирующей способности амортизаторов, ограничиваемые
величиной диссипативного параметра системы. Чем выше частота
по сравнению с fsp, тем эффективнее влияние прокладок. Гра-
ничная частота находится из соотношения
AP = W,41. (181)
На частотах, выше граничной, эффективность прокладок или
снижение уровня AL действующей периодически возмущающей
силы могут быть опреде-
лены по формуле
AL = 401g-^-, (182)
/гр
где fn — текущая частота
более высокая,
чем 1гр.
Для удобства пользова-
ния расчетные формулы,
по которым можно опреде-
лить требующиеся пара-
метры при проектировании
упругих прокладок, све-
дены в табл. 20.
между шумом в помещении и вибрацией стены
(колебательной скоростью)
Необходимо отметить, что наличие активно действующих упру-
гих прокладок под машиной не может оказать влияния на сниже-
ние шума самого механизма, так как и при наличии прокладок и
без них отдельные узлы и детали излучают в воздух помещения
одну и ту же энергию. Излучающие поверхности в обоих случаях
остаются без изменений. Наличие упругих прокладок создает пре-
пятствие для передачи энергии ограждению помещения, где рас-
полагается машина (особенно это ощутимо в том случае, когда
механизмы располагаются на междуэтажных перекрытиях).
Ограждающие конструкции, придя в резонансные соколебания,
будут излучать звуковую энергию как в то помещение, где на-
ходится машина, так и в соседнее. М. С. Анциферовым был замерен
уровень воздушного шума в помещении, где находился источник,
а также уровень вибрационной скорости ограждения, представлен-
ные на рис. 41. Кривые расположены почти эквидистантно, од-
нако же уровни ординат обеих кривых значительно разнятся по
абсолютным значениям.
При разности уровней принимаемых сигналов в 10 дб и более
сигнал с меньшим уровнем силы звука не прослушивается. Можно
полагать, что исключение вибрирующей поверхности стены (кри-
вая 2) не уменьшит уровня звукового давления источника. Таким
образом, наличие упругих прокладок, принося ощутимую пользу
121
помещениям, соседним с шумным, практически не уменьшает шума
в помещении, где находится источник. В заключение приведем два
примера.
Пример 1. Машина весом Q = 1000 кГ с ротором, который имеет N =
= 1500 об/мин, устанавливается на амортизирующие прокладки. Требуется
определить их количество и толщину.
1. Частота возбуждающей силы
е Л/ _ 1500
60 ~ 60 25 гц-
Ч. Общая площадь резиновых прокладок S2 выбирается из учета их техни-
ческих характеристик. В данном случае принимается резина со следующими
данными: твердость по Шору — 60; модуль упругости £ = 50 кГ/см2', допускае-
мое рабочее напряжение о доп = 3 кПсм2.
Тогда
s = -5- = .1222. = ззз см2.
2 Одоп 3
3. Примем кубическую форму резиновых амортизаторов размером 6Х 6X6 см.
Тогда опорная площадь одного амортизатора равна
S t = 6 6 = 36 см2.
4. Количество прокладок под машиной равно
333 1П
п= sf 10 шт-
5. Собственная частота колебаний системы (машины) на упругих прокладках
=5=5 8
г к® доп го-3
6. Граничная частота
ftP=fn /2= 8-1,41 = 11 гц.
7. Эффективность прокладок или снижение уровня вибраций в дб на частоте
вдвое больше граничной, т. е. 22 гц'.
АТ =401g-4- = 401g-^- ® 19 дб.
tn °
Величина снижения уровня вибрации на 19 дб за счет установки машины
на амортизаторы весьма значительна.
Пример 2. Рассмотреть установку той же машины, что и в предыдущем при-
мере, но на пружинные амортизаторы.
1. Предположим, что по справочным данным для выбранного типа пружин
допускаемая нагрузка на пружину Рдоп, равна 50 кГ и при этом статическая
осадка пружины Хст равна 2 см.
2. Частота собственных колебаний системы в соответствии с выражением (157):
, 5 5
' 4
122
3. Количество пружин, необходимых для обеспечения виброизоляции:
п =
Q
Рдоп
1000
50
= 20 шт.
4. Эффективность снижения уровня вибрации
f 22
AL = 40 1g 4- = 40 Ig ~ 30 дб.
/О 0,0
По данным примерам на шумометрической станции под руко-
водством С. П. Алексеева была произведена виброизоляция мно-
гих машин и установок.
Рис. 42. Схема вентилятора на плавающем основании
На рис. 42 показана установка вентилятора на плавающем
фундаменте, установленном на железобетонном основании. В ка-
честве упругих прокладок использована резина по ГОСТу
7338—65. Железобетонная плита имеет вес, второе превышающий
вес вентилятора. Центробежный вентилятор соединен с воздухо-
водом при помощи гибкого брезентового манжета. Плавающий
123
фундамент обеспечил локализацию вибраций, благодаря чему ог.
раждения здания перестали излучать звуковую энергию.
На рис. 43 показана спиральная пружина, употребляемая в ка-
честве амортизатора. Пружина была взята готовой. Высота ее
в ненагруженном состоянии 80 мм, в нагруженном 60 мм. Тол-
щина спирального прутка, из которого навита пружина, 7 мм.
Внутренний диаметр 51 мм, наружный 58 мм. Допускаемая на-
0 3 о 2
Рис. 43. Пружинный амортизатор
грузка 50 кГ на одну пружину. Статическая осадка при допускае-
мой нагрузке равна 20 мм. Обеспечиваемая собственная частота
подрессоренной системы 3,6 гц.
Детали 02, 03 и 04 представляют собой отрезки газовой трубы,
являющейся нижней и верхней обоймой и подпятниковой шайбой.
Выше было указано, что в прокладках могут возникнуть соб-
ственные колебания в том случае, когда их линейный размер ра-
вен половине длины волны, образующейся в прокладке. В пружине
могут возникнуть собственные колебания в том случае, когда
в растянутом прутке уложится половина длины волны /. = ~
[см. формулу (180)]. Для того .чтобы колебательная энергия не
124
могла проникнуть в конструкцию, на которой установлен пла-
вающий фундамент, необходимо создать слой малой жесткости, об-
ладающий высокой вязкостью. Для этой цели подходит резина
мягких сортов (о 8 кПсм2') твердостью по Шору 60—65. Из
такого сорта резины выполнена прокладка, размещаемая под
подпятником. Зависимость статических и динамических модулей
упругости от твердости по Шору приведена на рис. 44. Таким об-
разом, используя графики, можно
подобрать нужный для целей изоляции
вибраций упругий слой. Длина растя-
нутого прутка пружины, изображенной
на рис. 44, равна 1134 мм. Следова-
тельно, граничная частота колебаний,
от которой начнут распространяться
вибрации по телу пружины, будет
Тбердость по Шору
Рис. 44. Зависимость моду-
лей упругости резины от ее
твердости по Шору
2ДЖ = 2200
Собственная частота колебаний си-
стемы, состоящей из резиновой упру-
гой прокладки, располагаемой между подпятником и основа-
нием, должна быть в 5—6 раз ниже граничной. Следовательно,
в рассматриваемом примере
/о =
2200
5
= 440 гц.
Используя формулу (157), найдем требуемую жесткость рези-
новой прокладки
ДДП2 25-EdunS 25-Един
~ H±Q 10-50 ’
откуда Един = 88 000 н!см\
Проведенный расчет показывает, что твердость резины по
Шору должна быть 100—150. Однако же более мягкие сорта,
допускающие нагрузку в 1 кГ!см\ также могут быть использованы
и даже с большей эффективностью, так как собственная частота
системы при этом понизится. В конкретном рассматриваемом нами
случае была принята резина (ГОСТ 7338—65) с твердостью по
Шору 50, из которой изготовлялись детали 05. Отверстия в рези-
новых шайбах делались из тех соображений, чтобы дать возмож-
ность резине под действием динамических нагрузок сохранять
постоянный объем прокладки,
125
На рис. 45 показан типичный случай установки плавающего на
спиральных пружинах основания под компрессор.
Рис. 45. Схема компрессора, установленного на плавающем основании
ВИБРОПОГЛОЩЕНИЕ
Распространение вибраций от места их возникновения в ме-
ханизме к наружным поверхностям происходит по корпусу глав-
ным образом за счет изгибных колебаний конструкций (в тех
случаях, когда длина изгибной волны значительно больше толщи-
ны колеблющейся детали). Одновременно по конструкции распро-
страняются и продольные волны, длины которых соизмеримы
с линейными размерами конструкций. Обычно эти волны возникают
в области высоких частот потому, что распространение продольных
звуковых волн в твердых телах происходит с высокими скоростями.
Благодаря тому, что колеблющаяся деталь соприкасается
с окружающим воздухом, последний приводится в соколебания,
в результате чего возникает ш.ум. Уровень излучаемого в воздух
126
помещения шума пропорционален квадрату колебательной ско-
рости вибрирующей пластины. Колебательная скорость имеет
максимальные значения на резонансных частотах, совпадающих
с возбуждающими частотами источника. Излучаемая при этом
звуковая энергия определяется величинами действующих сил,
их частотным составом, динамическими характеристиками машины
и режимом ее работы, а также линейными размерами детали.
Снижение структурного шума достигается увеличением актив-
ной части Re механического импеданса ZMex или массы конструк-
ции, а также размещением на пути следования бегущей волны
сред с импедансами меньшими, нежели импеданс волновода.
Увеличение механического импеданса колебательной системы,
как известно, достигается выбором материалов и конструкции
с малой жесткостью и большим внутренним трением; использо-
ванием прокладок с малым значением модуля Юнга в местах
сочленения отдельных элементов конструкции; искусственным
демпфированием вибрирующей поверхности различными покры-
тиями. Метод ослабления колебаний за счет присоединения к ис-
следуемой системе дополнительных импедансов, преимущественно
активных, называется вибропоглощением. Он заключается в на-
несении упруговязких материалов, обладающих большими вну-
тренними потерями, на вибрирующие элементы машины, причем
вибропоглощающий материал должен быть плотно скреплен с ко-
леблющейся поверхностью. Искусственное увеличение потерь
колебательной энергии в системе значительно уменьшает ампли-
туды колебаний особенно в резонансных областях.
Вибрирующие элементы большинства промышленных устано-
вок имеют широкие спектры собственных частот, среди которых
находится большое количество частот, приходящих в резонансные
соколебания с возбуждающими частотами. Каждая собственная
частота соответствует определенной форме колебаний элемента и,
попадая в резонанс с возбуждающей частотой, способствует уве-
личению уровня шума.
Измерение резонансных частот колебаний разного рода эле-
ментов промышленных установок встречает значительные труд-
ности из-за наличия широкого спектра их собственных частот,
создаваемых распределенными системами, а также из-за отсутствия
методик расчета собственных частот колебаний реальных конструк-
ций, существенно отличающихся по форме от пластин, мембран,
стержней, колец и т. п., теоретический расчет которых возможен.
Однако собственные частоты полирезонансных систем, каковыми
являются вибрирующие элементы машин, представляют сходящийся
ряд. Первые гармоники ряда, обычно имеющие наибольшую ампли-
туду, с достаточной точностью аппроксимируются аналогичными
параметрами колебательной системы с одной степенью свободы.
Покажем связь коэффициента потерь с другими величинами,
определяющими свойства колебательной системы.
127
Коэффициент внутренних потерь Г] связан с резонансной ча-
стотой f0 и шириной резонансной кривой А/ при амплитуде,
равной 0,707 максимальной (рис. 46). Найдем условие, при ко-
тором амплитуда колебательной скорости уменьшится до 0,707^й,
для чего положим со = со2 и запишем уравнение движения в виде
fo h
= (183)
Уравнение (183) можно представить так:
Рис. 46. К определению добротности
колебательного контура
4^—1=Л- (184)
Так как
2 k
соо = —,
и т
то из выражения (184) следует
й92=Ш’ = 1+”' (18S>
Отсюда
Мо/ЬИ (186)
На рис. 46 видно, что ширина резонансной кривой
М = 2(f2~f0). (187)
Подставляя выражение (186) в выражение (187), получим
Af=2f0()/?+T-l). (188)
При г| < 0,3, что имеет место для большинства рассматривае-
мых колебательных систем с вибропоглощающим покрытием, раз-
лагая подрадикальное выражение (188) по биному Ньютона, окон-
чательно получим
П = (189)
/о
Параметр т] связан с логарифмическим декрементом d и до-
бротностью Q колебательной системы следующими зависимостями:
Л = 4; (190)
Л = 4- (191)
ч
Коэффициент потерь т] является не только мерой внутренних
потерь энергии в твердых телах, но и мерой демпфирования при
сочетании металла конструкции с вибропоглощающим покрытием.
Эта величина пропорциональна той части энергии собственных ко-
128
лебаний системы, которая в единицу времени рассеивается, пре-
вращаясь в теплоту.
Эффективное действие вибропоглощающих покрытий наблю-
дается на резонансных частотах несущей металлической конструк-
ции. Акустический эффект покрытий основан на введении допол-
нительного затухания в элементы конструкции, вследствие чего
амплитуды бегущих и стоячих волн в конструкциях уменьшаются.
Вибропоглощающие покрытия подразделяются на жесткие и
мягкие покрытия. К жестким покрытиям относятся твердые пласт-
массы (часто с наполнителями) с динамическими модулями, упру-
гости, равными 104—ЛО5 н1см2. Действие этих вибропоглощающих
покрытий обусловлено их деформациями в направлении, парал-
лельном рабочей поверхности, на которую оно наносится. Ввиду
их относительно большой жесткости они вызывают сдвиг ней-
тральной оси вибрирующего элемента машины при колебаниях из-
гиба. Действие подобных покрытий проявляется главным обра-
зом на низких и4средних звуковых частотах. На вибропоглоще-
ние, в данном случае, кроме внутренних потерь, большое влияние
оказывает жесткость или упругость материала. Чем больше упру-
гость (жесткость), тем выше потери колебательной энергии. По-
крытия такого типа могут быть выполнены в виде однослойных,
двухслойных и многослойных конструкций. Последние более
эффективны, чем однослойные. Иногда твердые вибропоглощаю-
щие материалы применяют в виде комплексных систем (компаун-
дов), состоящих из полимеров, пластификаторов, наполнителей.
Каждый компонент придает поглощающему слою определенные
свойства.
К мягким покрытиям относятся мягкие резины и пластмассы,
битумизированный войлок, мастики и др. с динамическим модулем
упругости порядка 103 н!см2. Затухание колебаний металличе-
ских конструкций при нанесении на них таких покрытий обуслов-
лено деформациями покрытия по его толщине. Поэтому мягкие
покрытия при равной толщине с твердыми покрытиями более
эффективно работают на высоких частотах.
Действие вибропоглощающих покрытий будет удовлетвори-
тельным при условии, если протяженность поглощающего слоя
равна нескольким длинам волн колебаний изгиба. При малой про-
тяженности облицовки по сравнению с длиной волны изгиба по-
крытия не уменьшают амплитуд колебаний. Это условие особенно
важно учитывать при демпфировании вибраций на низких часто-
тах, когда длины изгибных волн велики и требуются вибропо-
глощающие покрытия значительной протяженности.
Следует иметь в виду слабое поглощение вибропоглощающими
покрытиями продольных волн (волн сжатия), которые вызывают
также и поперечные колебания. Продольные волны переносят
особенно большое количество колебательной энергии на высоких
звуковых частотах. Борьба с этими колебаниями заключается в соз-
9 С. П. Алексеев 129
дании звукоизолирующих разрывов между отдельными частями
конструкций установок, заполненных или воздухом или материа-
лом с низким значением волнового сопротивления. Используя
известное из теории колебаний соотношение между колебательной
скоростью £01, силой Fa и частотами и2 и и0, можно записать
£ ,__________Рд
=01 г / гл. \ 2
(192)
Определим, как будет характеризоваться уровень снижения
скоростей при нанесении на поверхность вибропоглощающего ма-
териала с коэффициентом1 Г|2. В случае виброзадемпфированной
поверхности мы получим выражение, аналогичное (192), но вместо ц
будет г|2, где Г]2 выражает коэффициент потерь в комбинирован-
ном вибропоглощающем слое. Тогда снижение уровня колеба-
тельной скорости при нанесении вибропоглощающего слоя в ус-
ловиях резонанса (т. е. когда <а2 = <а0) определится формулой
201g4“ = 201g~^= 201йЖ . (193)
Во-2 ’ll
При наличии мягких покрытий вибропоглощающий слой почти
не вызывает сдвига нейтральной оси пластины при изгибных коле-
баниях. Поглощение энергии происходит в основном за счет де-
формации вибропоглощающего слоя. Так как модуль упругости
мягкого покрытия мал, то длина упругой волны в покрытии также
мала и уже на относительно низких звуковых частотах (порядка
нескольких сот герц) соизмерима с толщиной покрытия. Вслед-
ствие этого имеют место интенсивные колебания по толщине вибро-
поглощающего слоя, нормальные к его поверхности. Потенциаль-
ная энергия деформации этого слоя мала по сравнению с потен-
циальной энергией в металле, но коэффициент потерь покрытия
для применяемых материалов относительно велик (т] — 0,5), по-
этому коэффициент внутренних потерь пластины с покрытием мо-
жет достигнуть десятых долей единицы. Максимумы поглощения
колебательной энергии будут наблюдаться на частотах, где по
толщине вибропоглощающего слоя укладывается несколько полу-
волн, поэтому полоса частот вибропоглощения достаточно широка.
Уровень уменьшения шума в случае мягких вибропоглощающих
покрытий можно рассчитывать при помощи выражения (193).
Целесообразность применения вибропоглощения для подавле-
ния шума промышленных установок обосновывается величиной
уровней колебательной скорости и размерами вибрирующих по-
верхностей. Однако в ряде случаев метод демпфирования вибра-
ций небольшого элемента машины, излучающего невысокий уро-
вень, вследствие его малой площади нецелесообразен по причине
незначительного энергетического вклада излучения этого элемента
в общий энергетический баланс излучаемого шума.
130
Тип вибропоглощающего покрытия должен быть выбран на
основании изучения спектра вибраций исследуемых машин, т. е.
в зависимости от расположения в спектре максимальных ампли-
туд колебательной скорости. Наносить вибропоглощающие по-
крытия необходимо главным образом в местах максимальных ам-
плитуд вибрацйй, что также определяется исследованием вибра-
ционного поля скорости колеблющегося элемента установки.
Целесообразность применения вибропоглощающих покрытий
в промышленности очевидна. Особенного эффекта наличие вибро-
поглощающих покрытий достигает в области высоких звуковых
частот. Низкие и средние области диапазона подавляются вибро-
поглощающими покрытиями лишь с высокими значениями моду-
лей упругости и коэффициентов потерь. К такого рода материалам
относится вибропоцдощающий материал «Агат». Известно, что
20 1g-Й- = 20 lg —= AL.
?02 P2
Следовательно, уменьшение уровня звукового давления AL в ок-
ружающей среде при нанесении на указанные поверхности вибро-
поглощающего слоя можно найти из выражения
AL = 20 lg = 20 lg f 56, (194)
\ Ы / v Л1 7
где |01, т] х — колебательная скорость и коэффициент потерь ви-
брирующей поверхности до нанесения вибропо-
глощающего слоя;
£о2> Лг— то же> при наличии вибропоглощающего слоя.
Уравнение (194) выведено на основании того, что потери в си-
стеме пропорциональны колебательной скорости.
В работе [23] уменьшение уровня резонансных колебаний ме-
таллической конструкции при облицовке ее выбропоглощающим
слоем рекомендуется подсчитывать по формуле
AL = 201g(^±^-) дб. (195)
Г. Оберстом было показано, что
Лг = Лз-а-ф (&) (196)
при
<197)
ь = (198>
где т]3 — коэффициент потерь в вибропоглощающем слое;
Еп, Ем — модули упругости покрытия и металла конструкции;
/z„, — толщины покрытия и несущей конструкции.
9;
131
Из выражения (196) видно, что коэффициент потерь т]2 пла-
стины, покрытой вибропоглощающим слоем, пропорционален
коэффициенту потерь т]3 этого слоя, умноженному па модуль упру-
гости материала покрытия Еп.
Зависимость отношения т)2/т]3 в функции аргумента b и пара-
метра а приведена на рис. 47. Из рис. 47 видно, что при больших
значениях а и b отношения т]2/т]3 стремятся к единице, т. е. т]2->т1з-
При распространении
в пластине изгибных волн
нанесенное на нее твердое
вибропоглощающее покры-
тие подвергается деформа-
циям сжатия и расжатия,
Рис. 47. Зависимость — от толщины и мо-
Лз
дулей упругости материала
Рис. 48. Схема размещения ней-
трального сечения (2) при нане-
сении на лист металла (/) вибро-
поглощающего слоя (3)
величины которых по толщине покрытия возрастают с удале-
нием от нейтрального сечения пластины (рис. 48).
Наибольший прирост л при изменении b происходит до зна-
чений Ь = 3-^-5, поэтому увеличение слоя вибропоглощающего
покрытия свыше этой толщины нецелесообразно. Практически
толщину вибропоглощающего слоя берут не более 2—3 толщин
демпфируемой пластины. В связи с этим для твердых покрытий
используют выражение
о")
L-М \ Пм /
Отсюда следует, что коэффициент внутренних потерь вибро-
поглощающей конструкции увеличивается с ростом отношения
модулей упругости покрытия и металла.
Для мягких покрытий отношение Еп!Ем 10~4. Оно мало,
поэтому получается малым и Г|2 [из выражения (199)]. Значения
коэффициентов потерь и модулей упругости некоторых вибропо-
глощающих материалов сведены в табл. 21.
Пример. Подсчитать снижение общего уровня шум.а за счет нанесения
мастики ШВИМ-18 на кожух вентилятора Ц4-70,
132
Таблица 21
Физико-технические характеристики вибропоглощающих материалов
Материал Е в дин/см* Пз Г)з-£ дин [см2 Температурный диапазон в °C
Мастика № 579
ГУМХП-272-50 . . . 8-Ю9 0,15 1,2-10» От +10 до +30
Линолеум 1,1 -1010 0,30 3,3-10» » —10 » +30
Пластик № 378 8-10» 0,45 3,6 - 10э » 0 » +35
Мастика А-1 .... 3-1010 0,44 13-10» » 0 » +30
Мастика А-2 .... 5- Ю10 0,40 20-10» » 0 » + 30
Пластик ПХС-4Н 3-10» 0,40 1,2-10» » -30 » +10
Пластикат 485 . . . 4,5-1010 0,18 8,1-10» » +20 » +70
Мастика ШВИМ-18 * 2-Ю5 0,3 0,6-106 —
Сталь 2-Ю6 0,01 2-104 —
Отношение модулей упругости вибропоглощающего слоя Еп к модулю
упругости металла кожуха Ек (см. табл. 21) равно:
J'!'- _ _2'1Q5.. = о 01
Еи 2-Ю7 ’
Отношение толщины слоя мастики hn к толщине стенки кожуха (тол-
щина стенки кожуха 1 мм, толщина слоя мастики 4 мм)
/;'г — /1
hK
Определим величину т]2, используя выражение (199), считая, что коэффи-
циент потерь гр, мастики ШВИМ-18 по данным авторов ее разработки порядка
0,3 при Е = 2-105 дин/см?
Т1а = 0,3-0,01 -16 = 0,048.
Отсюда находится порядок снижения уровня шума в децибелах по фор-
муле (195), считая, что тр = 0,01:
. „ . 0,01 -ь 0,048 д,
лд = 20 g ~о?бТ— = 14 дб'
Данные, полученные в результате излучения шума экспериментальных
исследований кожухом вентилятора, обработанного вибропоглощающей масти-
кой ШВИМ-18, приведены ниже:
Частота в гц 100 200 400 800 1000 1600 2000 2500 3200
Величина снижения уровня шума в дб . . . 0 0 0 6 8 9 10 13 16
Таким образом, величина снижения уровней шума имеет место только
в области высоких звуковых частот, так как довольно тонкий слой мастики
не мог заметно сместить нейтральную ось вибрирующей поверхности.
133
ВИБРОГАШЕНИЕ
Рис. 49. Схематическое изобра-
жение механического виброгаси-
теля с массами Л4 и т и жест-
костью К и k

Одним из средств борьбы с распространением вибраций по кон-
струкциям здания является применение динамических успокои-
телей колебаний или, как их иначе называют, виброгасителей.
Виброгаситель, настраиваемый на одну частоту, представляет
собой массу, укрепленную на пружине. Собственная частота такой
дополнительной системы, присоединенной к главной, колеблю-
щейся под влиянием возмущающей силы, должна быть равна ча-
стоте возмущающей силы. В этом случае присоединенная система
приходит в резонансные колебания,
а главная система, которую требуется
успокоить, прекращает колебатель-
ное движение.
Для того чтобы доказать изло-
женное, рассмотрим колебание си-
стемы с сосредоточенными параме-
трами и двумя степенями свободы,
показанной на рис.. 491 у1
Уравнение двйжеция / системы
с двумя степенями свободы будет
иметь следующий вид:
F(t)-
где М, К — масса и жесткость основной системы;
т, k — то же, присоединенной системы.
На основании системы двух уравнений (200) можно показать,
что наличие виброгасителя с массой т успокоит движение глав-
ной массы М.
Перепишем систему уравнений (200) в следующей форме:
(К + Ж1 — ^2 = Fo sin
Положим, что
%(f) = sin at.
Тогда
i(f) = sin at.
(201)
Подставляя значения смещения и ускорения в функции вре--
мени в формулу (201) и оставляя амплитудные значения (сокра-
ща sin at), получим
gi (~Ma* + K + k)-k^ = F0-,)
“Ь (—-' Шм2 ф- Щ — 0. J
(202)
134
Разделим уравнения (202) на К и k и, приняв - = Q2 и
получим
(203)
Определяя коэффициенты передачи, которые будут иметь место
при и Е2, получим
=_________________!______________
Хст fi — У ю VI Fi f03 V । 'М — А ’
L \ и» У J L \ й / к J к
(204)
(205)
Рассматривая уравнение (204), можно сделать следующие вы-
воды: при равенстве собственной частоты и0 присоединенной ко-
лебательной системы возбуждающей частоте со в числителе фор-
мулы получим нуль. Следовательно, коэффициент передачи в этом
случае будет также равен нулю, а это может быть только тогда,
когда главная масса М неподвижна.
Рассмотрим теперь уравнение (205) при тех же условиях, т. е.
когда и = и0:
=
Хст
ИЛИ
t КХст F 0
52 ~ k ~ k ‘
Следовательно, при движении успокоителя колебаний его ам-
плитуда смещения будет изменяться по закону
g2 = -4sin(o/.- (206)
Уравнение (206) показывает, что периодическая сила успокой-
теля равна и противоположно направлена возмущающей силе.
С. П. Алексеевым был предложен успокоитель колебаний пла-
стин, имеющий форму струн, укрепленных на двух опорах на ко-
леблющейся поверхности. На рис. 50 представлена схема этого
успокоителя с распределенными параметрами.
135
Опора
Ю 6)
Рис. 50. Струнный виброгаситель с рас-
пределенными параметрами системы
С. П. Алексеева:
а — общий вид поверхности с натянутыми
струнами; б — разрез
Струна, будучи настроена на одну частоту, имеет Гармониче-
ский ряд призвуков. Пластина, колеблясь под влиянием периоди-
ческой силы с возбуждающей частотой, приводит струну в пара-
метрический резонанс. Колеблясь, струна отбирает энергию пла-
стины, которая успокаивается, струна же, продолжая колебаться,
не излучает звук благодаря
малым по сравнению с дли-
нами волны линейным раз-
мерам.
Успокоители с распреде-
ленными параметрами могут
применяться для увеличения
звукоизолирующей способ-
ности ограждений легкого
типа, таких, как звукоизоли-
рующие кожухи на машины,
экраны, выгородки, укрытия
легкой конструкции й т. п.
В практике борьбы с шу-
мом такого рода успокоителя
еще не применялись, в лабо-
раторных условиях испыта-
ния его показали обнадежи-
вающие результаты. Струны-
успокоители настраивались
на диапазон возбуждающих
частот. Конструкция (пла-
стина из фанеры) с натянутыми струнами укладывалась на стойки
так, чтобы струны были обращены к полу. Под пластиной устана-
вливался громкоговоритель. Семь струн настраивались на чистые
тона мажорной гаммы. Излучатель, соединенный с генератором,
плавно проходил всю звуковую шкалу.
Ликоподий, насыпанный сверху на фанерную пластину, не об-
разовывал фигур Хладни, тогда как та же свободная от струн фа-
нерная доска, испытываемая в тех же условиях, колеблясь, соз-
давала на наружной поверхности эти фигуры, рисунок которых
изменялся с изменением возбуждающей частоты.
Виброгасители еще недостаточно применяются в практике
борьбы с шумами, однако они все более внедряются в жизнь,
особенно в тех случаях, когда возбуждающая частота является
дискретной, т. е. при наличии монохроматического возбуждающего
сигнала.

Глава IX
♦♦♦
БОРЬБА С ШУМОМ НА ПУТЯХ ЕГО РАСПРОСТРАНЕНИЯ
ЗАЩИТА ОТ ШУМА МАШИН В ЦЕХАХ'
В том случае, когда не удается существенно уменьшить шум
описанными выше методами, необходимо изолировать шумный
агрегат. Под изоляцией понимается заключение всей шумной ма-
шины или'ее части в кожух (капот), установка машины в изоли-
рованном помещении—боксе.
Кожухи применяют для локализации шума двигателей, ком-
прессоров, гвоздильных станков и другого промышленного обо-
рудования. Они могут быть изготовлены из металла, дерева, пла-
стмассы, стекла и других материалов в зависимости от степени
пожарной опасности производства, технологических и производ-
ственных возможностей. Чаще они выполняются из металла.
Для увеличения эффективности кожух внутри обклеивается
или обивается слоем звукопоглощающего материала, выбранного
и рассчитанного в соответствии со спектром шума, излучаемого
данной машиной, и с учетом технологических и противопожарных
требований к материалу поглотителя. При выборе этого материала
и расчете звукопоглощения следует руководствоваться рекомен-
дациями, изложенными в гл. VI.
Для уменьшения шума машины с наружной стороны кожух
необходимо облицевать вибропоглащающим материалом, подоб-
ранным в соответствии с рекомендациями, данными в гл. VIII. Эти
материалы должны быть плотно связаны с поверхностью кожуха.
С целью уменьшения передачи колебаний от машины к кожуху
между ними не должно быть жестких связей. Сам кожух следует
ставить на виброизолирующие прокладки из упругого материала,
предназначенные для ослабления колебаний, возникающих на
фундаменте машины при ее работе. Звукоизолирующий кожух дол-
жен герметично закрывать машину. Трубопроводы и система ди-
станционного управления машиной виброизолируются от эле-
ментов кожуха, не нарушая его герметичности.
Использование одновременно методов звукоизоляции и звуко-
поглощения, а также виброизоляции и вибропоглощения дает
возможность в большинстве случаев снизить шум машин до пре-
дельнодопустимых значений. Схема звукоизолирующего кожуха
представлена рис. 51,
137
В кожухах следует предусматривать застекленные смотровые
окна, съемные крышки, люки для осмотра и ремонта изолируе-
мого оборудования. Стекла крепятся к металлическому каркасу
через резиновые прокладки, уплотняющие швы по периметру.
Кожухи для больших агрегатов делают разборными для удобства
ремонта машин и оборудования.
Звукоизолирующие кожухи для машин, обладающих избыточ-
ным тепловыделением, например
Рис. 51. Схема звукоизолирующего
кожуха:
1 — упругая прокладка; 2 — перфориро-
ванный лист; 3 — звукопоглощающий ма-
териал; 4 — металлический кожух; 5 —
вибропоглощающий слой; 6 ~ машина
электродвигателей, компрессо-
ров, дизелей и т. п. необходимо
оборудовать вентиляцией. Есте-
ственная вентиляция выполняет-
ся в виде канала, облицованного
звукопоглощающим материа-
лом, т. е. организуется по типу
пластинчатого или кр^глоЬр ак-
тивного глушителя. Расчет (глу-
шителя производится согласно
указаниям, изложенным7#гл. X.
Избыточное тепло удаляется из
объема через этот канал путем
естественной конвекции. Прину-
дительная вентиляция создается
путем установки в канале венти-
лятора (обычно осевого типа)
выбранного в соответствии с не-
обходимым воздухообменом.
В случаях, когда конструк-
ция машины не позволяет за-
крыть всю ее общим кожухом, следует изолировать отдельные~уз-
лы, закрывая наиболее сильно вибрирующие части. Однако эффект
снижения шума при этом будет ниже, чем при закрытии кожухом
всей машины.
Пример. Произведем расчет звукоизолирующей способности кожуха, изоб-
раженного на рис. 51. Кожух представляет собой металлический каркас со сталь-
ной обшивкой толщиной 4 мм, на которой внутри наклеен звукопоглощающий
слой стекловаты толщиной 50 мм. Снаружи на кожух нанесен вибропоглощающий
слой мастики ШВИМ-18 толщиной 5 мм.
Определим вес ограждения, приходящийся на 1 м2 ее стенки:
Слой мастики ШВИМ-18, толщиной 5 мм..... 6 кГ
Стальная обшивка толщиной 4 мм .......... 31,2 кГ
Слой стекловаты толщиной 50 мм ....... 1,5 кГ
Общий вес . . . 38,7 кГ
Определим граничную частоту волновых совпадений по формуле (123) для
стальной оболочки кожуха:
, 6,42-104 ....
*гр 5-103-0,004 3210 гЦ'
138
Определим по формуле (1Й?) звукоизолирующую способность кожука на
среднегеометрических частотах октавных полос (до граничной частоты вклю-
чительно):
Среднегеометрические частоты октавных
полос в гц........................... 62 125 250 500 1000 2000 4000
Звукоизолирующая способность в дб 14 20 26 32 38 44 50
Полученная в результате проведенных расчетов частотная характеристика
звукоизолирующей способности кожуха без учета влияния звукопоглощающего
и вибропоглощающего его слоев изображена на рис. 52 (кривая /). На том же
рисунке изображены две кривые, измеренные в разное время и разными авто-
Рис. 52. Характеристика звукоизолирующей способности кожуха,
не облицованного звукопоглотителем:
1 — рассчитано способом, предложенным С. П. Алексеевым; 2 — измерено
Л. Н. Клячко для кожуха толщиной 3 мм; 3— измерено С. П. Алексеевым
Для расчета звукопоглощения слоя стекловаты толщиной 50 мм, располо-
женной на внутренней поверхности кожуха, необходимо воспользоваться зна-
чениями коэффициента звукопоглощения а в функции частоты:
Среднегеометрические
частоты октавных
полос в гц . . . . 62 125 250 500
Коэффициент звуко-
поглощения . . . 0,08 0,11 0,18 0,30
1000 2000 4000
0,60 0,70 0,90
Ослабление шума кожухом рассчитаем по формуле (115), которую представим
в следующем виде:
Последний член в этой формуле указывает на повышение уровня звукового
давления под кожухом из-за наличия отраженной звуковой энергии. При одном
металлическом кожухе (а & 0,02) эффективность снижения шума, например,
на частоте 125 гц составит
Le - LH = 20 - 10 lg -g-L- = 3 дб.
При а — 0,11
= 20 — 10 1g= 10 дб
139
Дальнейшее уменьшение шума, проникающего через КбжуХ, Достигается
нанесением вибропоглощающей мастики.
Применение вибропоглощающей мастики в области низких частот не дает
заметного эффекта. В результате измерений, проведенных С. П. Алексеевым
в НИИ строительной физики, на кожухе вентилятора Ц-4-70 со слоем ма-
стики ШВИМ-18 толщиной 5 мм на стенках толщиной 1 мм получены следующие
значения снижения уровней шума:
Среднегеометрические
частоты октавных
полос в гц ... . 62 125 250 500 1000 2000 400
Снижение уровня в дб 0 0 0 1 8 10 12
Учитывая полученные поправки, получим значения частот, иллюстриру-
ющие разность уровней шума внутри и снаружи проектируемого кожуха. Эффек-
тивность кожуха, изображенного на рис. 51, представлена в табл. 22.
Таблица 22
Эффективность применения кожуха
Среднегеомет- рическая частота октавных полос в гц Звукоизоляция в дб Разность уровней Вибропоглоще- ние в дб Эффект от применения кОжуха в дб
62 14 3 0 3
125 20 10 0 10
250 26 19 0 19
500 32 27 1 28
1000 38 36 8 44
2000 44 42 10 52
4000 50 50 12 62
ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ КАБИНЫ И ОТРАЖАЮЩИЕ ЭКРАНЫ
Переносные полузакрытые кабины и экраны, звукоизолирован-
ные кабины наблюдения и дистанционного управления относятся
к средствам коллективной защиты от шума. Они используются
в тех случаях, когда невозможно изолировать источники шума
в связи с большими производственными трудностями исполне-
ния, вызванными, например, громоздкостью оборудования. В то
же время требуется непосредственное наблюдение за рабочим
процессом. Следовательно, необходимо изолировать наблюдаю-
щих. В кабине дверь, смотровое окно и выводы дистанционного
управления механизмами должны удовлетворять общим требо-
ваниям звукоизоляции. Окна кабины должны быть герметизи-
рованы, двери — иметь повышенную звукоизолирующую способ-
ность, что достигается герметизацией притворов по периметру.
Внутренние поверхности кабин (стены, потолки и полы) должны
быть облицованы звукопоглощающим материалом.
В качестве примера приведем акустический расчет реальной
звукоизолирующей заглушенной изнутри камеры, выполненной
на одном из машиностроительных предприятий.
140
Сооружаемая заглушенная кабина имеет размеры 3X4X2,10 м.
Толщина ограждений кабины 50 мм. В качестве плавающего пола
в кабине использованы плиты многопустотного настила или мо-
нолитная железобетонная плита толщиной 50 мм с внутренней
мертвой опалубкой. Конструкция пола показана на рис. 53.
С точки зрения оценки общей звукоизолирующей способности
ограждения в функции массы без учета внутреннего звукопогло-
щения для получения общего уровня проникаю-
щих внутрь кабины уровней шума достаточно
определить разность уровней наружного и допус-
каемого шумов, сопоставляя приведенные выше
данные.
Рис. 53. Схема устройства плавающего основания под кабиной наблюдения:
1 — шлаковая вата; 2 — резиновые амортизаторы размером 10X10X10 см; 3 — стены
из железобетона толщиной 50 мм с цементной штукатуркой толщиной 25 мм; 4 — ковер
из линолеума по войлоку, плита основания 50 мм, мертвая опалубка 25 мм
Например, на частоте 1000 гц это будет 115 — 75 = 40 дб.
Определим частоту собственных наинизших колебаний шар-
нирно-опертой железобетонной плиты основания в соответствии
с формулой (124);
0,45-0,05-4000 [(у)" + (у)'"] = 16 гц.
Граничная частота волнового совпадения для железобетонной
плиты толщиной 50 мм при определении ее по формуле (123)
равна:
, _ 6,42-104 _„91
'гР 4-103-0,05 ‘
Частотную характеристику звукоизолирующей способности мо-
нолитной железобетонной панели ограждения будем строить по
методу, предложенному С. П. Алексеевым. Значение звукоизо-
лирующей способности на частоте 321 гц, определенное по фор-
муле (113), составит 40 дб.
Глубина провала, возникающего за счет волновых совпаде-
ний, определяется по формуле (137); на частоте 321 х 2 = 642 гц,
значение R == 38 дб.
141
Звукоизолирующая способность на частоте 642 X 2 = 1284 гц
в соответствии с формулой (113) будет составлять 52 56.
На вышележащих частотах в октавных интервалах звукоизо-
лирующая способность будет равна при частоте 2568 гц 58 дб,
при частоте 5136 гц — 64 дб.
Одновременно с расчетом по методу С. П. Алексеева (кривая 1
на рис. 54) проведен расчет звукоизолирующей способности по
методу В. И. Заборова (кривая 2).
Результаты расчетов сходны между собой, что позволяет с боль-
шой уверенностью отнестись к полученным результатам. Получив
Рис. 54. Характеристика звукоизолирующей способности
ограждений кабины наблюдения
расчетную частотную характеристику звукоизолирующей способ-
ности железобетонных плит толщиной 50 мм, можно сопоставить
ее с разностью уровней между наружным и допускаемым в камере
шумом в октавных полосах. В табл. 23 представлены эти характе-
ристики. Результаты получены без учета звукопоглощения огра-
ждений кабины с внутренней стороны поверхностей. Необходимо
кроме того учесть повышение уровня шума в кабине за счет на-
личия отраженной энергии.
Отрицательное влияние отраженной энергии можно уменьшить
увеличением звукопоглощения в кабине. Допустим, что звукопо-
глощение в кабине предполагается осуществить путем облицовки
стен и потолка звукопоглощающими плитами ПП-80, размещенны-
ми на расстоянии 50 мм от ограждений. Данные звукопоглощения
плит ПП-80 (Воскресенского комбината «Красный строитель»)
при весе 80 кПмъ сведены в табл. 24 (толщина плиты 50льм).
В этой таблице приведены также данные полного внутреннего
звукопоглощения кабины.
Используя формулу (115), можно определить ожидаемые уровни
внутри кабины:
Le = LH — R —lOlgA
ИЛИ
+Ю IgA дб.
142
Звукоизолирующая способность ограждений кабины
Таблица 23
Расчетные параметры Среднегеометрические частоты октавных полос в гц
125 250 500 1000 2000 4000
Требуемая разность уров- ней 23 37 39 40 41 41
Расчетные значения .... 30 38 38 46 60 66
Разность 7 1 —1 6 19 25
Таблица 24
Полное внутреннее звукопоглощение кабины
Условия Среднегеометрические частоты октавных полос в гц
125 250 500 1000 2000 4000
Коэффициент звукопоглоще- ния плит ПП-80 толщиной 50 мм, размещенных на расстоя- нии 50 мм от ограждений . . . 0,20 0,62 0,98 0,97 0,88 0,98
Звукопоглощение потолка и стен площадью 39 .+, покрытых плитами ПП-80 7,8 24 38 38 34 38
Коэффициент звукопоглоще- ния линолеума 0,03 0,03 0,06 0,05 0,05 0,06
Звукопоглощение пола пло- щадью 12 м2, покрытого лино- леумом 0,4 0,4 0,7 0,6 0,6 0,7
Полное внутреннее звуко- поглощение (округлено до це- лых значений) 8 24 39 39 35 39
Таблица 25
Значения Le
Расчетные параметры Среднегеометрические частоты октавных полос в гц
125 250 500 1000 2000 4000
LH в дб но 119 117 115 114 112
7? в дб 30 38 38 46 60 66
10 '8 4 8 3 1 1 2 1
Ls в дб 88 84 80 70 56 47
Допустимый уровень в дб 87 82 78 75 73 71
Разность уровней в дб —1 -2 —2 +5 + 17 +24
143
Например, на частоте 125 гц
Le — 110 — 30 + 101g-^- = 88 дб.
Результаты расчета сведены в табл. 25, из которой следует,
что только на низких частотах имеет место незначительное пре-
вышение допустимых уровней звукового давления.
Расчет виброизоляции камеры. Рассмотрим вариант камеры, плавающей
на пружинных и резиновых амортизаторах.
Вариант подвески на спиральных пружинах. Вес железобетонной стены
6400 кГ', вес адсорбента 156 /+; вес двух человек обслуживающего персонала
140 кГ; вес коробки двери 90 кГ; общий вес 6786 кГ.
Выбираем пружины с допускаемой нагрузкой 200 кГ па каждую. Общее
число пружин будет: 6786 : 200 sb 34 шт.
Собственную частоту системы выбираем так, чтобы она была ниже наиниз-
шей собственной частоты плиты основания кабины (16 гц) не менее чем в три
раза. Это необходимо, чтобы удары по полу не привели всю «плавающую» систему
в состояние резонансных соколебаний.
Принимаем расчетный прогиб пружин под статической нагрузкой 200 кГ,
равным 20 мм. Такой прогиб обеспечит собственную частоту согласно выраже-
нию (157):
5
/о = —= 3,5 гц.
Собственная частота системы, равная 3,5 гц, вполне приемлема, так как
наинизшая собственная частота плавающей плиты основания камеры будет выше,
чем собственная частота плавающей системы.
По формуле (181) определим граничную частоту, от которой начинается
снижение вибрации пружинными амортизаторами:
(гр = (о /2 = 3,5 К2 = 5 гц.
Выше этой частоты уровень снижения вибрации в функции возбуждающей
частоты может быть подсчитан по формуле, указанной в табл. 20. Так, при воз-
мущающей силе с частотой 50 гц можно ожидать снижения вибрации:
50
А/. = 40 1g ++ = 60 дб
и далее на каждую октаву снижение уровня вибрации увеличивается на 12 дб.
Вариант с резиновыми амортизаторами. В качестве амортизаторов под
камеру выбирем резиновые кубики размером 10Х 10Х 10 см твердостью по Шору
60, с модулем упругости Юнга £ = 50 кГ1см? (ГОСТ 7338—65). Допускаемая
нагрузка для этого типа резины должна быть не более 4 кПсм2. Принимаем рас-
четную нагрузку 3 кГ/см2. Тогда на один амортизатор можно нагрузить 10Х 10Х
X 3 = 300 кГ. При весе камеры 6400 кГ общее число амортизаторов составит
N = 6786 : 300 « 22 шт.
Коэффициент жесткости К. для нагрузки, распределенной по двум граням
амортизатора, определяется из выражения
„ ES 50-100
К = —-.— = —— = 500 кГ см.
й 10
Ж
Коэффициент жесткости позволяет определить статическую осадку аморти-
затора Хст в соответствии с выражением (158):
300
Хст — 500 СМ'
Собственная частота колебаний камеры, стоящей на 22 резиновых кубиках,
может быть определена из условия известной статической осадки, согласно табл. 20
(при допущении, что твердость резины по Шору — 25—28). Тогда статический
модуль упругости резины практически не отличается от динамического. В дей-
ствительности динамический модуль упругости резины больше, а следовательно,
и собственная частота системы будет выше полученной нами на величину
, 5-1,5 ..
'•-W9'63"-
Столь низкая собственная частота вполне обеспечит необходимое снижение
вибрации после граничной частоты, определяемой по формуле (181):
fsp = /0 К2= 1,41-9,6 = 13,5 гц.
• На частоте 50 гц уровень снижения вибрации
50
АЛ = 40 1g -Ш-=- = 23 дб,
1о,о
а на частоте 100 гц
АЛ = 40 1g = 35 дб.
1О,и
Как следует из этого расчета, снижение уровней вибрации в функции частоты
весьма значительно.
Приведенный вариант приближенного расчета упругих рези-
новых амортизаторов дает нам право рекомендовать их для уста-
новки под полом камеры, при условии равномерного распреде-
ления нагрузки на амортизаторы.
В качестве средства защиты работающих от непосредственного
воздействия шума употребляются экраны. Экран представляет
собой преграду для прямого звука, устанавливаемую между
работающим и источником. Формы экранов весьма разнообразны
(рис. 55). Кроме изображенных на рисунке экранов защитой от
шума может быть плоская преграда, линейные размеры которой
больше половины длины волны наинизшей составляющей шума,
от которого надлежит защититься. Человек защищается экраном
только от прямого звука, отраженные же волны проникают за
любой тип экранов, кроме экранов в форме колпака. Для того
чтобы снизить влияние отраженной звуковой энергии, а также
энергии, проникающей за экран благодаря дифракции звуковых
волн, внутренние поверхности, обращенные в сторону работаю-
щего, покрываются звукопоглотителем. Частотная характеристика
звукопоглощения последнего выбирается так, чтобы она имела
форму аналогичную форме спектра шума, от которого надлежит
защититься.
J0 С. П. Алексее^ }45
Наиболее слабой защитой от шума является плоский экран;
более эффективной — экран-колпак. Такого рода экраны, предло-
женные Л. Н. Пятачковой (Всесоюзный центральный научно-
исследовательский институт охраны труда, г. Москва), были ис-
Рис. 55. Экран-будка (а); стол-экран (б); экран-колпак (в):
1 — перфорированный звукопоглотитель; 2 — стекло; 3 — корпус; 4 — шарнир
пытаны на стеклодувном Селижаровском заводе. Снижение уров-
ней шума, наблюдавшееся при применении экранов в виде колпа-
ков, показано в табл. 26.
Таблица 26
Снижение уровня шума экранами
Среднегеометрические ча- стоты октавных полос в гц 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Снижение уровня шума экранирующим колпаком без поглотителя в дб ... — 1 8 9 11 9 9
Снижение уровня шума тем же колпаком с поглоти- телем внутри и по краям в дб ........... 1 2 13 14 22 22 27
Из анализа экспериментальных данных следует, что наличие
поглотителя значительно повышает эффективность экрана, осо-
бенно в области высоких частот.
Формула для определения примерного ослабления уровня шума
за экраном имеет следующий вид [37]:
дт=20ig4[я/1 + (4)2+гУ1 + (4)3]> <207>
где AL — снижение уровня шума за экраном;
X — расстояние от экрана до источника в м\
146
Н — высота экрана в .и;
У — расстояние от экрана до защищаемого объекта в М‘,
к — длина волны в м.
Пользоваться для ориентировочных расчетов формулой (207)
можно только тогда, когда длина звуковой тени L за экраном
больше расстояния от экрана до защищаемого рабочего места:
L = (208)
Пример. Допустим, что высота экрана равна расстоянию от него до источ-
ника шума; Н = 2 м, X = 2 м а расстояние от экрана до рабочего места Y = 4 м.
1) Определим по формуле (208) длину звуковой тени
__16 _ 4
L ~ 4к ~ к ’
На частоте 100 гц длина волны к при температуре воздуха в цехе +20° С
равна 3,4 м, тогда
4
Л=-ду = 1,2Ж.
2) Оценим по выражению (207) ослабление шума за экраном на той же ча-
стоте
AL =20 1g ^-(2 J/T+I + 4 J/T25) =7 дб. (209)
Теория определения размера звуковой тени за экраном, на-
ходящимся в реверберирующем помещении, еще не разработана.
Наиболее глубокими в области теоретических исследований диф-
фракции являются работы Г. Д. Малюжинца. Экспериментальные
работы проведены в Польше Е. Мюзиалек (в 1964 г.) и в Японии
3. Маекавой (в 1965 г.). Исследования 3. Маекавы дают возмож-
ность определить границы звуковой тени за экраном в свободном
звуковом поле в функции длины волны.
В настоящее время работы по изучению экранирующего эф-
фекта в реверберирующем звуковом поле ведутся авторами в Мо-
сковском авиационном институте. Изучаются методы борьбы с шу-
мом в условиях ограниченных, пространств — производственных
помещений. В настоящее время нет возможности дать какие-
либо точные рекомендации по определению границ звуковой тени
за экраном в условиях реверберирующего пространства, поэтому
целесообразно привести только эмпирическую формулу для опре-
деления снижения уровня шума за экраном, находящимся в сво-
бодном звуковом поле, в котором бежит плоская волна.
Исследования, проведенные Л. Н. Пятачковой в лабораторных
и производственных условиях, показывают, что сферическая форма
экрана эффективней П-образной. В области высоких частот (от
1000 гц) сферический экран снижает уровень шума на 5—8 дб
больше, чем П-образный.
10* 147
Ниже приведены результаты исследования в лабораторных
условиях снижения уровней шума при применении полусфериче-
ского экрана.
Частота в гц ............ 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Снижение уровня шума
в дб.................... 7 8 12 15 15 21 22 25
Приведенные данные показывают, что при наличии высоко-
частотного источника шума полусферические экраны могут быть
использованы с достаточной эффективностью.
В производственных помещениях снижение уровней шума
менее значительно, потому что в область тени, кроме отраженной
энергии, попадает также звуковая энергия других источников,
находящихся в цехе. При применении метода экранирования сле-
дует принимать во внимание, что длина экрана должна быть боль-
ше длины волны низшей звуковой частоты диапазона, в котором
надлежит создать звуковую тень. Высота же экрана определяется
высотой источника, который должен находиться ниже верхней
кромки экрана. Проекция источника шума па экран должна быть
ниже его верхней кромки не менее, чем на 1 м.
Наиболее глубокую звуковую тень дает выпуклый экран, об-
ращенный своей выпуклостью в сторону источника шума. При
установке экранов в цехах следует располагать их так, чтобы
в защищаемое пространство не попадала звуковая энергия от
близлежащих источников шума.
Кроме экранов защитным средством может служить интер-
ференционный способ локального ослабления уровня шума. Прин-
цип действия его состоит в том, что имеется микрофон, восприни-
мающий шум, усилитель и репродуктор. Система имеет физоин-
вертер. Таким образом, репродуктор направляет шум в противо-
положной фазе на слушателя, образуя около его головы интер-
ференционное поле. Звук, излучаемый громкоговорителем при
повороте фазы на 180°, должен создать «зоны молчания» в некото-
рых местах воздушного объема, а в некоторых, наоборот, «зоны
усиления». Измерения показали, что такого рода устройство
снижает уровни шума в интервале 20—75 гц на 6 дб; 75—150 гц
на 8 дб; 150—300 гц на 6 дб; 300—600 гц на 1 дб. В «зоне молча-
ния» субъективная громкость шума понижается примерно в два
раза. Однако при выходе из зоны молчания, которая может быть
весьма малых геометрических размеров в области высоких частот,
уровень шума во столько же раз возрастает.
Таким образом интерференционный способ подавления шума
имеет локальный характер, заметный только на рабочем месте.
До настоящего времени этот метод борьбы с шумом еще недоста-
точно изучен и практического применения не нашел.
♦♦♦
Глава X
♦♦♦
МЕТОДЫ БОРЬБЫ С АЭРОДИНАМИЧЕСКИМИ ШУМАМИ
ПРИРОДА АЭРОДИНАМИЧЕСКИХ ШУМОВ
Всякое неламинарное течение газа, как правило, сопрово-
ждается аэродинамическими шумами. Эти шумы являются основ-
ными составляющими общего шума компрессоров, газовых тур-
бин, воздуходувок, вентиляторов, двигателей внутреннего сгора-
ния и т. п. Аэродинамические шумы классифицируются следую-
щим образом [131:
1. Шумы, возникающие вследствие неоднородности потока
газа, периодически выпускаемого в атмосферу (турбины, венти-
ляторы, ротационные воздуходувки, сирены и т. п.). Основная
частота этого шума обусловлена скоростью вращения ротора. Шу-
мы, имеющие такую природу возникновения, называются шумами
вращения, их частота определяется по формуле
Л = (210)
где п — число оборотов диска в минуту;
z — число отверстий в диске или лопаток на роторе.
Высшие гармоники ft кратны частоте основного тона:
= (2П)
где i = 2, 3, 4, . . ., п.
Акустическая мощность такого шума
W
где k — коэффициент, зависящий от типа излучателя;
п — число оборотов в единицу времени;
D—диаметр ротора;
ф — коэффициент, зависящий от свойств среды, в которую
происходит излучение;
Q — телесный угол, в который происходит излучение;
Г — коэффициент направленности источника.
2. Шумы, возникающие из-за образования вихрей у твердых
границ потока. Это явление происходит на границе движущегося
ламинарного потока газа и неподвижного слоя того же газа или
твердых границ газопровода. Сюда относятся как вихревой шум,
который образуется при срыве вихрей в процессе обтекания пре-
149
ПяТствий газом, так и шум пограничного слоя, образующегося
у стенок обтекаемого твердого тела за счет возникновения турбу-
лентности потока.
Процесс образования вихрей является автоколебательным про-
цессом, обусловливаемым размерами тела, величиной и направ-
лением вектора скорости обтекающего потока, а также вязкостью
среды. На некотором расстоянии от препятствия вихревой слой
распадается на отдельные вихри, срывающиеся поочередно с двух
сторон тела и образующие за препятствием вихревую дорожку
Кармана. Образование вихрей зависит от лобового сопротивления
препятствия, так как при обтекании его возникает переменная
по знаку сила, перпендикулярная направлению основного по-
тока.
Переменные вихревые потоки, образующиеся при движении
воздушной струи, являются причиной возникновения аэродина-
мического вихревого шума. Вихревой шум, создаваемый плохо
обтекаемыми вращающимися стержнями, к которым можно от-
нести лопатки вентиляторов, распространяется в направлении
оси вращения. В плоскости вращения рабочего колеса шум имеет
значительно меньший уровень, чем на нормали к этой плоскости.
Излучаемая в окружающее пространство акустическая мощ-
ность шума пограничного слоя на обтекаемых поверхностях под-
чиняется тем же законам, что и акустическая мощность вихре-
вого шума, т. е. пропорциональна шестой степени скорости потока
и квадрату геометрических размеров поверхности. Спектр этого
шума непрерывен в широкой полосе частот.
Шум от неоднородности потока возникает чаще всего в центро-
бежных вентиляторах из-за слишком большого языка, особенно
при малом числе лопаток (у пылевых вентиляторов). Расположен-
ный слишком близко к колесу язык может увеличить шум на зна-
чительную величину (порядка 12 дб).
Для осевых вентиляторов особенно опасны возмущения на
входе в колесо. Источником их являются острые входные кромки
кожуха (при отсутствии коллектора), плохо обтекаемые стойки
подшипников, направляющий аппарат. При отсутствии коллектора
уровень шума возрастает на 10—12 дб.
Вихревой шум и шум от неоднородности потока имеют сход-
ную природу: они вызываются пульсациями давления, возникаю-
щими при движении потока.
Из-за наличия гидравлических сопротивлений воздушные вихри
могут возникать при движении воздуха в приточно-вытяжных
системах, отводах, тройниках, местах раздачи воздуха.
Возникающие шумы распространяются по воздуху, вызывая
вибрации стенок каналов или конструкций, в которых они проло-
жены. Как известно, распространение звуковых волн по воздуху
не единственный путь передачи звуковой энергии. Колебания мо-
гут с небольшим затуханием распространяться по сплошным
150
ограждениям и каркасу зданий. При этом передается энергия лю-
бых частот, так как линейные размеры здания досточно велики,
чтобы в жестко связанных конструкциях укладывались длинные
звуковые волны.
Акустическая мощность вентилятора энергетически склады-
вается из целого ряда шумов, сюда относятся: шум вращения,
вихревой шум и шум пограничного слоя. Расчет уровня акустиче-
ской мощности LK, вентилятора можно производить по формуле,
выведенной Е. Я- Юдиным:
L1J7 = L + 601gu + 201gD+61, (212)
где L — «отвлеченный уровень шума», зависящий от типа венти-
лятора и режима его работы;
и — окружная скорость колеса вентилятора, подсчитанная
по ее внешнему диаметру, в м!сек\
D — диаметр колеса в м;
бг — постоянная, зависящая от атмосферных условий про-
ведения исследований.
Для определения L можно пользоваться данными табл. 27,
в которой сведены отвлеченные уровни шума для некоторых
типов вентиляторов.
3. Шумы турбулентного характера, возникающие при пере-
мешивании газовых потоков, движущихся с разными скоростями.
Примером может служить шум свободной газовой струи при до-
звуковых скоростях ее истечения, образующийся в процессе вы-
броса сжатого газа (например, на компрессорных станциях) или
Таблица '27
Характеристики вентиляторов
Тип вентилятора Тип лопаток Условия входа Режим работы Параметр L в дб
ЦВ-18, ВВД .... Загнутые С языком Всасывание 4
вперед Нагнетание 12
Ц8-39 То же » » Всасывание 20
Нагнетание 27
«Сирокко» низкого
давления » » » Всасывание 19
То же, среднего дав-
ления » » » Всасывание 14
Ц9-55 » » » Всасывание 21
Нагнетание 25
Ц10-60 » » » Всасывание 19
Нагнетание 32
ВРС, ВР » » » Всасывание 24
Нагнетание 28
Ц4-70 Загнутые С коротким Всасывание 1
назад языком Нагнетание 5
151
пара в атмосферу. Такую природу имеют шумы реактивного дви-
гателя, широко применяемого в современной авиации.
Акустическая мощность свободной струи может быть опреде-
лена по формуле Лайтхилла:
W = , (213)
Росо о,6+ 0,4)
\ i с /
где k — коэффициент пропорциональности, равный 2-Ю-4;
- „ кГ-секъ
рс — плотность потока свободной струи в —;
р0 — плотность неподвижной среды (воздуха) в (р0 ~
^0,125);
v — скорость потока в м/сек;
с0 — скорость звука в неподвижном воздухе в м/сек;
D —- диаметр сопла в м;
То — абсолютная температура окружающего воздуха в °К;
Тс — абсолютная температура струи в °К.
Частота вихревого шума определяется по формуле
f ________________________ Shu
где Sh — число Струхаля (критерий подобия); в случае обтека-
ния газом плохо обтекаемых удлиненных тел Sh =
= 0,14-0,24;
и — средняя скорость потока газа в м/сек;
d — диаметр трубопровода или сопла в м.
Как показали исследования, спектр шума свободной струи
является практически сплошным, он в значительной мере зависит
от расположения точки измерения. Высокочастотный шум соз-
дается участками струи, расположенными вблизи сопла, низко-
частотный шум — участками газового потока, находящимися ниже
по течению струи. Интенсивный шум создается при выхлопе и
всасывании газов. Такой шум возникает при работе компрессо-
ров, пневматических инструментов, турбореактивных, ракетных
двигателей и др. Эти шумы являются следствием вихреобразо-
вания и пульсации давления.
Борьба с шумом в источнике его возникновения представляет
большие трудности, поэтому уменьшение уровня шума дости-
гается на пути его распространения при помощи различного рода
глушителей. Применение глушителей является эффективным ме-
тодом снижения уровня аэродинамического (струйного) шума.
Характеристика направленности шума свободной струи имеет
вид кривой, вытянутой в направлении истечения струи. Макси-
мальное излучение наблюдается под углом 30° к оси струи. С уве-
личением частоты максимум звукового давления наблюдается под
большим углом.
152
Для подавления шума свободной струн применяются различ-
ные методы. В частности активным методом подавления шума
является установка сеток в трубчатых глушителях аэродинамиче-
ского шума. Это приводит к уменьшению скорости потока, что
в соответствии с выражением (213) вызывает уменьшение энергии
шума, излучаемого струей. Выбор того или иного типа глушителя
определяется необходимым уровнем снижения шума, его спектром,
мощностью источника и другими условиями. Важно, чтобы глу-
шители оказывали небольшое гидравлическое сопротивление.
ТИПЫ ГЛУШИТЕЛЕЙ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО ШУМА И ИХ РАСЧЕТ
Глушители должны снижать уровни шумов до требуемых дей-
ствующими нормами. Методика расчета глушителей включает [13]:
1. Определение допустимого уровня шума [Z.1 для данного
вида производства.
Значения предельно допустимых уровней шума приведены
в Санитарных нормах проектирования промышленных предприя-
тий СН 785-69.
Шум, проникающий в помещение через решетки вентиляцион-
ных каналов, должен быть на 8—10 дб ниже допустимого шума
для данного производственного помещения. Некоторое увеличение
допустимого уровня на низкочастотном участке звукового диа-
пазона возможно потому, что ухо человека имеет неравную чув-
ствительность к восприятию звуков различной высоты: на низких
частотах чувствительность уха уменьшается. В большинстве слу-
чаев уровень акустической мощности источника определяется экс-
периментальным путем с помощью методики, указанной в ГОСТе
11870—66.
2. Определение требуемой эффективности снижения уровня
акустической мощности, исходя из значений величин, получен-
ных в п. 1. Снижение уровня мощности шума А£да в глушителе
определяется по формуле
—[L] —201gr —ALa—101gQ, (215)
где Lw — уровень акустической мощности источника;
[L] —допустимый уровень шума;
г — расстояние от установки до точки наблюдения;
ALa — снижение уровня шума в атмосфере.
3. Выбор глушителя. Глушители аэродинамического шума
подразделяются на камерные, активные, реактивные и др., кон-
струкция и расчеты которых приведены ниже.
4. Гидравлический расчет глушителя.
Камерные глушители. Глушители шума в виде камер расши-
рения, линейные размеры которых больше половины длины зву-
ковой волны, называются камерными. Они представляют собой
153
расширение канала, переходящее в параллелепипедообразную
или цилиндрическую камеру, линейные размеры которой соизме-
римы или больше половины длин звуковых волн, попадающих
в нее. В такой камере предполагается диффузное звуковое поле.
Плотность диффузной звуковой энергии в воздушном объеме опи-
сывается уравнением
= (216)
где W1 — мощность диффузорной звуковой энергии.
Выходящий из камеры звуковой поток будет иметь мощность
1Г2 в выходном канале сечением Se:
Подставляя выражение (216) в выражение (217), получим
й72 = -^5“. (218)
Откуда снижение уровня шума AL, выходящего из камеры,
будет
ДЛ= 101g-^-= lOlgA (219)
или
I S aiSi |
AA=101gl-^------- , (220)
\ /
где аг — коэффициент звукопоглощения г-й поверхности;
Sj — i-я внутренняя ограждающая поверхность в м2.
В камерных глушителях использован принцип поглощения зву-
ковой энергии слоями звукопоглощающего материала, располо-
женного по периметру внутри глушителя. Звуковые волны, падая
на абсорбент, теряют часть колебательной энергии. Глушители
этого типа не находят широкого распространения из-за больших
размеров.
Если уровень шума от вентилятора обозначить через Le, сни-
жение уровня шума, полученное при прохождении воздуха по
воздуховодам, через ДА, снижение уровня в глушителе камер-
ного типа — ALX, то для получения практически бесшумной вен-
тиляции должно иметь место следующее равенство, действитель-
ное для определенной области частот:
Л, — AZ.K — AL = [А].
При устройстве камерного глушителя со средним коэффи-
циентом звукопоглощения а = 0,4 можно пользоваться номограм-
154
мой, приведенной на рис. 56. Для этого определяют величину
ALK = Ls — AL — [L ] и находят ее по графику (сверху по оси
абсцисс). Затем по нижней оси абсцисс находят принятое сечение
канала, и в месте их пере-
сечения по оси ординат
(слева) определяют необ-
ходимый объем камеры
глушителя.
Глушители активного
типа. Глушители актив-
ного типа представляют
собой канал, облицован-
ный звукопоглощающим
материалом (рис. 57). Кон-
структивно они выполня-
ются в виде круглого или
квадратного сечения. Глу-
шителем может служить
один облицованный канал
или семейство каналов,
имеющее сотовую форму.
Большая часть глушителей
такого типа применяется
для гашения широкопо-
лосного шума. Конструк-
тивно глушители выпол-
Рис. 56. Номограмма для расчета эффектив-
ности камерного глушителя:
v — объем камеры глушителя; S — площадь попе-
речного сечения канала; — снижение уровня
шума
/ 2 3
Рис. 57. Схема глушителя актив-
ного типа:
1 — стальная оболочка; 2 — звуко-
поглощающий материал; 3—перфо-
рированная " ’

няются в виде отдельных агрегатов, которые соединяются
с газопроводом при помощи фланцев.
Для предохранения звукопоглощающего материала от выдува-
ния газовым потоком используются сетки, перфорированные листы
ткани и т. п. Иногда на поглотитель
натягивают непродуваемые пленки
или их завертывают в металлическую
перфорированную фольгу и т. п.
Внешний корпус глушителя дол-
жен обладать необходимой герметич-
ностью для предотвращения утечки
газа, а также обеспечивать звукоизо-
лирующую способность не меньшую,
чем предполагаемое снижение уров-
ней шума в нем. Диаметр заглушен-
ного участка трубы или семейства
обычно выбирается равным диаметру
При этом условии дополнительное
активным глушителем, мало и опре-
труба или сетка
газопроводов
газопровода.
глушащих
основного
сопротивление, вносимое
деляется лишь повышенным коэффициентом трения на участке
газопровода, занимаемого глушителем.
155
Зазор между наружной оболочкой и внутренней трубкой пол-
ностью или частично заполняется звукопоглощающим мате-
риалом.
Для эффективного подавления аэродинамическою шума очень
важно правильно выбрать звукопоглощающий материал.
Распространяющаяся звуковая энергия теряется на перифе-
рии канала глушителя. Благодаря внутренней вязкости воздуха,
заключенного в порах материала, энергия звуковых колебаний
частично преобразуется в тепловую. Материал облицовки выби-
рается в зависимости от частотного состава шума. Его частотная
характеристика звукопоглощения должна отвечать форме спек-
тра шума. Глушители могут иметь различный вид и различное
заполнение звукопоглощающим материалом (с одно-двух или
трех-четырехсторонним расположением звукопоглощающего ма-
териала). Практически толщина слоя облицовки стенок канала
выбирается равной 2,5—3 см; для улучшения поглощения на низ-
ких частотах — 8—10 см.
При выборе абсорбента необходимо руководствоваться как
спектром шума, так и физическими свойствами материала: вы-
соким звукопоглощением в требуемом диапазоне частот, соответ-
ствующим по форме спектральной характеристике шума; негорю-
честью и неагрессивностью конструктивных материалов; малым
объемным весом; малой гигроскопичностью и биостойкостью;
безвредностью для здоровья обслуживающего персонала; долго-
вечностью в эксплуатации; экономичностью и т. д.
Пока еще нет звукопоглощающих материалов, одновременно
удовлетворяющих всем перечисленным требованиям. Однако на
основе практических данных можно рекомендовать следующие
материалы для использования в активных глушителях шума:
1) антисептированную и антипирированную хлопчатобумаж-
ную вату, если газ не содержит капельной влаги и агрессивных
веществ;
2) капроновое волокно, в случае если газ влажный или с при-
месью некоторых агрессивных компонентов;
3) стеклянное волокно и шлаковую вату для газа с повышен-
ной температурой;
4) строительный или керамзитовый гравий для использования
в условиях высоких температур и больших скоростей газа.
Для защиты от выдувания воздушным потоком волокнистый
звукопоглощающий материал покрывают защитным слоем в виде
перфорированного металла (диаметр перформации 5 мм, рас-
стояние между центрами равно удвоенному диаметру перфора-
ции) или сетки с ячейками менее 4 мм. В табл. 28 приведены до-
пустимые скорости воздушного потока для некоторых конструк-
ций из звукопоглощающих материалов.
В звукопоглощающем материале и воздушном зазоре глушите-
ля устанавливают перегородки с целью предотвращения распро-
156
Таблица 28
Допустимые скорости воздушного потока
Допустимая скорость потока в м/сек Конструкция из звукопоглощающего материала
6 Маты из минеральной шерсти со связующим из синтетической смолы без поверхностной защиты
6-10 Маты из минеральной шерсти или стекловолокна, специально рекомендуемые для облицовки каналов, с покрытием тканью
10—20 Металлическая сетка или перфорированный мате- риал и маты из стекловолокна или минеральной шерсти на связующем из синтетической смолы
20—30 То же, но с прокладкой стеклоткани между за- щитным покрытием и матами
30—60 Перфорированный металл, металлическая сетка,
стеклоткань и маты
странения звуковых волн, направленных по продольной и попе-
речной осям, что влияет на эффективность поглощения.
Приближенные методы расчета активных глушителей основы-
ваются на экспериментальных данных. Эксперименты показали,
что снижение уровня звука, приходящееся на единицу длины глу-
шителя, является постоянной величиной. За единицу длины при-
нимается один погонный метр или величина калибра глушителя
d3, которая определяется по формуле
4 = (220
где F — площадь проходного сечения глушителя;
П — внутренний периметр глушителя.
Порядок приближенного расчета снижения уровня шума в глу-
шителях при расположении звукопоглощающего материала на
плоской стене, следующий:
1. Определяется частотная характеристика снижения уровня
аэродинамического шума, которую должен обеспечить проектируе-
мый глушитель, по формуле (215).
2. Выбирается проходное сечение глушителя F в зависимости
от требований компоновки и гидравлического сопротивления.
Скорость движения газов в глушителе обычно не должна пре-
вышать 20—40 м!сек.
3. Определяется толщина звукопоглощающего материала. При
расположении материала на жесткой стенке оптимальная толщина
его определяется по следующей формуле:
(222)
где clt — скорость распространения звука в звукопоглощающем
материале в м/сек (табл. 29);
157
b — коэффициент, зависящий от формы канала, b = 4 для
случая канала, облицованного со всех сторон; b — 2 для
канала, облицованного с двух сторон;
f — частота заглушаемого звука.
Таблица 29
Скорость распространения звука сп в м/сек [14]
Материал Объем- ный вес в кГ/м* Частота в гц
100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
Хлопчатобумаж- ная вата, пропитан- ная антипиреном 60 40 50 52 54 57 57 62 60 62 62
Стеклянная вата (диаметр волокна 20 мк) 140 70 НО 150 170 190 200 200 200
Шлаковая вата 150 115 120 130 130 130 135 140 140 150 160
Капроновое во- локно 60 150 150 170 200 210 200 230 240 240 240
Пенопласт пено- полиуретановый эла- стичный 45 100 НО 130 150 155 165 160 155 140 125
Строительный гра- вий (диаметр частиц 3—5 мм) 1500 110 150 170 200 210 270 230 240 245 245
В этом случае на поверхности звукопоглощающего материала
имеет место максимум колебательной скорости, вследствие чего
происходит эффективное поглощение энергии.
Увеличение толщины слоя звукопоглощающего материала при-
водит к снижению уровня звука в области низких частот, но
увеличивает вес и стоимость конструкции. Уменьшение толщины
слоя снижает скорость газового потока и, следовательно, гид-
равлическое сопротивление, а также габариты устройства и его
стоимость, но одновременно понижает эффективность от сниже-
ния акустической мощности.
4. Определяется величина снижения уровня акустической
мощности ALW в глушителе на длине, равной одному калибру.
Это может быть сделано по табличным данным для некоторых
схем глушителей (табл. 30). Следует иметь в виду, что максималь-
ное звукопоглощение будет наблюдаться при выполнении условия:
(223)
где /шах — наибольшая частота заглушаемого звука;
fep — граничная частота, выше которой звуковая волна
делается не плоской, т. е. для этой частоты один из
поперечных размеров канала равен половине длины
волны: fsp = (здесь а — размер поперечного се-
чения канала).
158
Таблица 30
Снижение уровня акустической мощности &LW в глушителе на длине, равной
одному калибру
Схема глушителя Параметры глушителя Частота в гц
Тип матери- : ала i I Объемный вес в кГ(м3 Толщина слоя в мм О С5 S 0091 3200 , 6400
। V Мине- ральная вата 150 50 200 1,5 0,8 2,7 0,8 3,5 2 4,8 2,4 4,5 4,5 4,5 2,4 2,6 2 2,4
Капро- новая вата 60 100 200 400 1,2 1,5 3 2,5 3 4 3,5 4 4,5 3 4,5 5 3,2 5 4,7 5 4,7 3 2,4 2,4 2,5 2,4 2,5 2,5
г-Н-
Керам- зитовый гравий 450 100 — 0,5 1,2 1,3 3,2 3 3,7 3,4
— а=300~ 1 Капро- новая вата 6С 40 100 100 200 2 2,5 3,5 3 3,6 5 7,5 4,2 4,8 6 7,2 3,2 8,3 И 9,8 6 11,5 8,7 11 9,5 8 6 7,8 11 3,5 5 3,5 9 2,5 3,5 3,5
b ’160 I
W4W
1
В диапазоне возникновения мод колебания газа в объеме
глушителя, т. е. при f > fsp существенно уменьшается величина
снижения уровня шума из-за «лучевого эффекта», под которым
подразумевается звуковой луч, идущий по оси симметрии канала.
Для устранения этого нежелательного явления изменяют про-
дольную форму канала с тем, чтобы звуковые волны испытывали
многократные отражения и при этом теряли значительную часть
звуковой энергии. Примером такого решения являются глуши-
тели с поворотами.
5. Определяется число калибров п, необходимое для требуемого
снижения уровня акустической мощности:
п =
кц
(224)
где Д£Ш1 — снижение уровня мощности, который необходимо
получить по расчету;
&LW-—снижение уровня мощности на один калибр.
6. Рассчитывается длина глушителя I или части канала, по-
крытой звукопоглощающим материалом.
159
При наличии глушителя, состоящего из семейства воздухово-
дов небольшого сечения, облицованных абсорбентом, произво-
дится расчет снижения уровня шума на калибр одной трубы. Сни-
жение уровня шума в системе многотрубчатого глушителя равно
снижению уровня в одной трубе,
составляющей деталь его конст-
рукции:
I = nds, (225)
Рис. 58. Схема глушителя актив-
ного типа изогнутой формы:
1 — стенка канала; 2 — звукопоглоща-
ющий материал; 3 — воздуховод
где I — длина глушителя;
п — число калибров;
d3 — величина калибра данного
глушителя.
Если снижение уровня шума
на высоких частотах оказывается
недостаточным, то применяют ак-
тивные глушители сложной кон-
фигурации, например, изогнутой
формы (рис. 58). Расчет сниже-
ния уровня шума при повороте газового потока в глуши-
теле (средний коэффициент звукопоглощения облицовочного ма-
териала а = 0,8) на 90° производится по графику, приведенному
на рис. 59. Эффективность звукопоглощающего материала резко
Рис. 59. Графики затухания шума при повороте канала на 90° (а)
и 180° (б)
возрастает, начиная с частоты 19 дб и далее с увеличением частоты
остается постоянной. Следует отметить, что снижение уровня
шума при необлицованном повороте приблизительно на 10 дб
меньше.
При вороте газового потока на 180° величина снижения уровня
шума увеличивается и может быть определена по графику, при-
веденному на рис. 59, б, в функции коэффициента звукопогло-
щения и отношения длины облицованного канала I к его ка-
либру d3.
160
Расчет снижения уровня шума ДА на прямых участках канала
поперечного сечения S можно проводить по формуле А. И. Белова
[10]:
&L= 1,1 (226)
где / (а) — условный коэффициент звукопоглощения облицовки
глушителя, зависящий от коэффициента звукопогло-
щения использованного абсорбента;
П — периметр поперечного сечения канала;
I — длина канала;
S — площадь поперечного сечения канала.
Произведение 1,1/ (a) 77S-1 определяет снижение уровня шума
на один погонный метр канала.
Для глушителей круглого сечения канала расчет снижения
уровня шума следует производить по формуле
ДА = 4,4^^-, (227)
где d — диаметр канала глушителя.
Снижение уровня шума в пластинчатом глушителе рассчиты-
вается по формуле
ДА = 2,2-Ц^-, (228)
где а — расстояние между пластинами.
Ниже приведены значения / (а) в зависимости от коэффициента
звукопоглощения материала а:
а 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
/(а) 0,1 0,2 0,35 0,5 0,65 0,9 1,2 1,6 2,0 4,0
В качестве абсорбентов для глушителей активного типа при-
меняются звукопоглощающие материалы, рассмотренные выше.
Выбор того или иного материала или конструкции определяется
спектром шума.
Из формул (226) и (227) следует, что для большего снижения
шума, глушители целесообразно делить перегородками на от-
дельные соты (сотовые и пластинчатые глушители).
Выбор размеров глушителей может быть произведен по номо-
граммам. Так, при проектировании пластинчатого глушителя сле-
дует руководствоваться рис. 60, по которому выбирают тип
глушителя. Если глушитель в поперечном сечении должен быть
широким (по месту установки его в помещении), то выбирается
глушитель типа А, если же он должен быть узким, но длинным,
берется глушитель типа Б. Конструкции пластин представлены на
рис. 61. Пластины ставят друг от друга на расстоянии 10 см.
11 СП. Алексеев 161
в марле
162
График снижения уровня мощности шума, которое дости-
гается при применении различных глушителей, показан на рис. 62.
В верхней части графика показано снижение уровня мощности
в зависимости от длины глушителей с широко расставленными пла-
стинами (тип А). Эти глушители более эффективно работают
в области низких частот. Близко поставленные друг к другу пла-
в)
Рис. 62. Зависимость снижения
уровня шума от длины пластинчато-
го глушителя (по В, Д. Жаринову):
а — типа А; б — типа Б; в — типа Г.
Сплошные линии — для частот 500 гц
и выше; штриховые линии — для ча-
стот 100—30 гц
стины (тип Б) менее эффективно поглощают низкочастотные
шумы. Пластины в глушителе типа В являются поглотителями
низкочастотных шумов.
Использование данных рис. 60, 61, 62 целесообразно при про-
ектировании глушителей вентиляционных систем [14].
Часто щели пластинчатого глушителя заменяются системой
каналов очень малого сечения, суммарная рабочая площадь ко-
торых равна площади большого канала. Стенки этих каналов
также покрываются звукопоглощающими материалами.
Экранные глушители. Глушители в виде экранов применяются
в тех случаях, когда система глушителей других типов оказы-
вается недостаточной. Они устанавливаются у выхода из трубо-
провода. Для повышения звукопоглощения глушитель со стороны,
обращенной к трубопроводу, облицовывается звукопоглощаю-
щим материалом. В настоящее время теоретические методы рас-
чета глушителей данного типа еще не разработаны. Однако экс-
периментальным путем получены данные, позволяющие сделать
некоторые выводы об условиях работы экранных глушителей.
1. Эффективность глушителя возрастает с увеличением часто-
ты. По отношению к шумам низкой частоты действие его невелико.
2. Максимальное снижение уровня шума наблюдается не на
оси глушителя, а сдвинуто от нее на 15°.
3. Чем меньше расстояние от глушителя до трубопровода,
тем больше снижение уровня шума.
П* 163
4. Увеличение размера глушителя приводит к снижению
уровня шума, излучаемого источником со спектром, превалиру-
ющим по интенсивности в области низких частот.
5. Применение экранных глушителей со звукопоглощающей
облицовкой приводит к снижению уровня шума в области средних
и высоких частот. Максимальное
звукопоглощение наблюдается, начи-
ная с частот
(229)
1
6. Экранные глушители в виде
дефлекторов с цилиндрическими обли-
цованными участками (рис. 63) более
эффективны, чем без них. Эффект
тем больше, чем больше цилиндри-
ческий участок.
Глушители этого типа применя-
Рис. 63. Схема экранного глу- ются в качестве зонтов над шахтами
шителя: вентиляционных систем, систем вса-
1 - корпус экрана; 2 - звукопог- СЫВЭНИЯ КОМПреССОрНЫХ уСТЯНОВОК
лощающий материал; 3 — перфо- ц др
рированиый лист или сетка; 4 — воз-
духовод Реактивные глушители. В глу-
шителях реактивного типа погло-
щение звука происходит вследствие образования «волновой
пробки», затрудняющей прохождение звука на некоторых часто-
тах из-за инертности массы воздуха в трубках или отверстиях,
соединяющих ячейки глушителя. Этот вид глушителей приме-
няется для подаваления шума с ярко выраженными дискретными
составляющими.
1

Рис. 64. Реактивный глушитель:
Fi — площадь сечения канала; F2 — площадь сечения расшири-
тельной камеры; — длина камеры
Реактивные глушители (рис. 64) выполняются в виде камер
расширения, связанных с воздуховодами. Глушитель работает на
принципе акустического фильтра. Он способен пропускать без
заметного ослабления одни частоты и подавлять другие. Глушитель
может состоять из одной камеры или из нескольких камер, сое-
диненных внешней или внутренней трубой. Чем больше число
164
камер, тем более эффективен глушитель в заданном диапазоне
частот. Частотная характеристика снижения уровня шума такого
глушителя имеет ряд чередующихся максимумов, величины ко-
торых определяются параметром т, а частота — длиной камеры
расширения 1К. Увеличение длины этой камеры сдвигает частоту
первого максимума в область низких частот.
Снижение уровня шума однокамерным глушителем может быть
определено по формуле [13]:
AZ, = 10 lg [ 1 + sin2 , (230)
Fi с
где т = -р----отношение площади сечения камеры г2 к пло-
щади сечения канала Fx;
k — волновое число;
1К — длина камеры расширения.
Выражение (230) справедливо для плоских волн.
Для расчетов снижения уровня шума в двухкамерном глуши-
теле можно также пользоваться формулой (230). Форма частот-
ной характеристики снижения уровня шума не изменится. Она
будет иметь вид ряда полусинусоид. При двухкамерном глуши-
теле снижение уровня шума (в его экстремальном значении)
у первой полусинусоиды будет на 5—7 дб больше, нежели у полу-
синусоиды однокамерного глушителя. Вторая полусинусоида бу-
дет иметь максимум на 12—15 дб больше по сравнению с полу-
синусоидой однокамерного глушителя, третья больше на величину
порядка 30 дб.
Предлагаемый упрощенный метод расчета снижения уровня шу-
ма пригоден для проведения приближенных расчетов глуши-
телей, состоящих из одной или двух камер, соединенных наруж-
ной и внутренней трубкой. Необходимо только отметить, что чем
длиннее внутренняя трубка, тем ближе сходятся полусинусоиды,
а чем длиннее наружная — тем больше они расходятся.
Точная формула расчета снижения уровня шума для глуши-
телей двух камер, соединенных наружной трубкой, записывается
следующим образом [13]:
А£= 101g ][/?е(Л)]2 + [/т(Л)]2|; (231)
А = [4m (m + I)2 cos 2k(lK + Ze) —
— 4m (m — 1 )2 cos 2k (lK — Zc)] +
+ i [2 (m2 + 1) (m + I)2 sin 2k (lK + Zc) —
— 2 (m2 + 1) (m — l)a sin 2k (lK — lc) — 4 (m2 — I)2 sin 2klc\\,
где 2lc — длина соединяющей трубки.
165
Для глушителей из двух камер, соединенных внутренней
трубкой (рис. 65, а), снижение уровня шума рассчитывается по
формуле [13]
AL = 101g { [Re (В)]2 + [/m(B)]2}; (232)
В = {cos 2klK — (т— 1) sin 2klK tg klc J +
+ i ~2~ sln 'L
+ tg klc cos 2klc — (m----I. (233)
Глушитель камерного типа пропускает звук ниже некоторой
граничной частоты, препятствуя распространению колебаний,
частота которых выше граничной.
I-----LK-----
S)
Рис. 65. Схемы двухкамерного (а) и однокамерного (б) реактивных глушителей
Упрощенный метод расчета снижения уровня шума однокамер-
ного глушителя (рис. 65, б) приводится ниже. Расчет объема ка-
меры для таких глушителей производится с помощью формулы
(234)
(235)
откуда объем камеры глушителя
у =________
К ’
где с — скорость звука в м/сек:,
S — площадь поперечного сечения газопровода в .и2;
I — длина трубопровода до камеры в м‘,
fsp — граничная частота в гц.
Геометрические размеры камеры связаны соотношением
= <236>
где LK и DK — длина и диаметр ’камеры в м.
166
Приведенные формулы для расчета камерных реактивных глу-
шителей определены для той области частот, для которой попереч-
ные размеры камер оказываются меньше половины длины волны.
Из этого условия и определяется значение граничной частоты fsp.
В отличие от описанного типа реактивного глушителя более ши-
рокое распространение имеют камерные глушители, в которых раз-
меры камер больше половины длины волны наинизших компонен-
тов, составляющих шум. В этом случае звуковое поле внутри ка-
меры предполагается диффузным и расчеты снижения уровней
шума следует вести по формуле (220).
Такого рода камерные глушители нашли широкое применение
для уменьшения шума компрессорных станций, вентиляционных
систем с побудителями движения газа, имеющими большие окруж-
ные скорости и диаметры колеса.
Пример. Расширительная камера имеет внутреннюю поверхность площадью
Fk = 12 м2 при среднем коэффициенте звукопоглощения а = 0,3. Сечение вы-
ходного канала S„ = 0,1 X 0,1 = 0,01 .и2. Найти снижение уровня шума в ка-
мере. Пользуясь ранее приведенными формулами, получим:
А = aFK = 0,3-12 = 3,6 м2;
AL = 101g~ = 10 1g^-=25 дб.
(полное звукопоглощение А взято для частоты 200 гц).
Резонаторные глушители. Если звук при распространении
встречает систему, способную колебаться, то при воздействии на
нее звуковых волн, особенно с частотой, близкой к ее собственным
частотам, она приходит в соколебания с возбуждающей частотой.
При совпадении собственной и возбуждающей звуковых частот
без учета трения сопротивление системы-резонатора равно нулю.
В этом случае объемная скорость в отверстии резонатора теорети-
чески достигает бесконечности. При резонансном совпадении соб-
ственной и возбуждающей частот амплитуда скорости колебаний
воздуха в горле резонатора резко возрастает, вызывая значитель-
ные (при наличии трения) потери энергии падающей волны. Ис-
пользуя резонаторы, можно получить значительное снижение
уровня дискретных компонентов шума.
Резонаторные глушители представляют собой газовые полости,
сообщающиеся с трубопроводом при помощи отверстия. Эти глу-
шители могут быть конструктивно оформлены в виде одиночного
или группы резонаторов. Они применяются для подавления
дискретных составляющих шума.
Глушители резонаторного типа являются элементарной коле-
бательной системой с затуханием, которая будучи возбуждена
падающей на нее звуковой волной, отбирает от последней аку-
стическую энергию на частотах, близких к собственной частоте
167
резонатора. Максимальное поглощение энергии для одиночного
резонатора будет наблюдаться на резонансной частоте:
(237)
где ks — проводимость горла отверстия, соединяющего газопро-
5
вод с резонаторной камерой; ke = ~/~8'7ро'83~(здесь S —
площадь сечения горла резонатора; 1отв — длина горла
резонатора; d — диаметр горла резонатора;
V — объем резонаторной камеры.
Рис. 66. Схема глушителя резо-
наторного типа
Рис. 67. Схема концентрического резо-
натора
Глушители этого типа характеризуются поглощением звуко-
вой энергии в узкой области частот.
Для одиночного резонатора величина снижения уровня шума
может быть рассчитана по формуле
AL = 101g
(238)
где kp — проводимость горла резонатора;
F — площадь поперечного сечения газопровода;
/ — возбуждающая частота;
fp — собственная частота резонатора.
Следует иметь в виду, что в формуле (238) при / = fp сниже-
ние уровня шума возрастает до бесконечности, что не соответствует
действительной картине явления, так как в реальной системе всегда
имеются потери энергии.
Для расширения частотной полосы снижения уровня шума
можно применять группу присоединенных резонаторов (рис. 66),
которые позволяют увеличить эффективный объем резонаторной
камеры V и проводимость kp.
168
Снижение уровня шума в однокамерном присоединенном ре-
зонаторе определяется выражением (238). Здесь проводимость опре-
деляется по формуле
_ nS
Р ~ Zome+0.8/S ’
где п — количество отверстий;
S — площадь одного отверстия;
1отв — глубина отверстия.
Принципиальная схема глушителя с группой резонаторов по-
казана на рис. 67. Резонансную частоту fp глушителя можно
найти по формуле
= <239»
где V —
kp
зонаторной камерой, в .w; kp
объем резонаторной камеры в м;
проводимость отверстий, соединяющих трубопровод с pe-
nd2
“V" л
здесь d -
' 4<р(ё)
диаметр отверстий, соединяющих трубопровод с резо-
наторной камерой, в м\ п — количество отверстий; I —
толщина стенки, в которой находятся отверстия, в м-,
<р (g) — функция, учитывающая зависимость поправки
на присоединенную массу воздуха в отверстиях от их
взаимного расположения: £ = — (здесь а — расстояние
между центрами соседних отверстий).
График ф(|) приведен на рис. 68.
Рис. 68. График влияния функ-
ции ср (£) на присоединенную
массу воздуха в отверстиях
Рис. 69. Схема резонаторного глушителя
ячеистого типа:
I — длина резонаторов; b — длина одного резона-
тора; а — высота канала; h — глубина резонатора
К глушителям, настроенным на дискретные частоты, можно
причислить резонаторные трубки, закрытые с одного конца и
другим введенные в воздуховод. В такой трубке начнутся актив-
ные колебания в том случае, когда учетверенная ее длина будет
равна длине падающей на ее входное отверстие звуковой волны.
169
Применяя набор трубок или ячеек, можно организовать широ-
кополосное заглушение. Однако необходимо учитывать, чтобы диа-
метры трубок были значительно меньше длины полуволны за-
глушаемой частоты. На рис. 69 изображена схема резонаторного
глушителя ячеистого типа. Собственная частота этого глушителя
определяется по формуле
= W = <240>
где hx — длина трубки (с учетом присоединенной массы воздуха);
h-i = h + 0,4d (здесь d — диаметр трубки);
к — длина звуковой волны.
При длине канала, большей Х/4, звуковая волна данной ча-
стоты беспрепятственно проходит по каналу — полосы заглуше-
ния чередуются с полосами пропускания. Поэтому для заглушения
всех компонентов, входящих в спектр шума агрегата, длина ре-
зонаторов-трубок делается переменной, чтобы полосы заглуше-
ния одних совпадали с полосами пропускания других.
Глава XI

ИНДИВИДУАЛЬНЫЕ СРЕДСТВА ЗАЩИТЫ
ОТ ШУМА И ВИБРАЦИЙ
Применение средств индивидуальной защиты от интенсивных
шумов и вибраций является эффективным, если они целесообразно
выбраны и систематически используются.
Исследования, проведенные с помощью современных физиоло-
гических методов, показали, что индивидуальные средства зна-
чительно защищают организм от раздражающего действия вибра-
ций и шума, обеспечивая предупреждение различных глубоких
функциональных нарушений и расстройств. Однако использова-
ние средств индивидуальной защиты не решает проблемы борьбы
с шумом в целом. Только правильно разработанный комплекс
описанных выше мероприятий может полностью предотвратить
вредные воздействия шума и вибраций на организм работающих.
ЗАЩИТА ОТ ШУМА
Если описанными выше методами осуществить необходимое
подавление шума до предельно допустимых уровней на рабочих
местах не удается, следует использовать средства индивидуаль-
ной защиты. Для таких производственных процессов, как клепка,
обрубка, зачистка сварочных швов пневматическими и электриче-
скими инструментами, ручная правка металла и других, инди-
видуальные средства защиты работающего являются основными
мерами, предотвращающими профессиональные заболевания.
В гл. II показано, что шум отрицательно влияет на орган
слуха и организм наиболее сильно в первые 3—5 лет с начала
действия, а затем патологические изменения замедляются. Поэтому
важное значение имеет использование индивидуальных средств
сразу же с начала работы в шумном производстве.
Средствами индивидуальной защиты от шума являются вкла-
дыши, наушники и шлемофоны.
Вкладыши. Вкладыши вставляют в слуховой канал уха. Их
изготовляют из пластичного или твердого недеформируемого ма-
териала (рис. 70). Жесткими вкладышами следует пользоваться
кратковременно, так как они раздражают стенки слухового про-
хода. Лучше применять вкладыши из пластичного материала, ко-
торые меньше раздражают слуховой проход. Если вкладыши
правильно подобраны, они значительно снижают шум, особенно
171
в области высоких частот. Ниже приведена акустическая характе-
ристика твердых вкладышей:
Среднегеометрическая частота
в гц............................
Снижение уровня звукового дав-
ления в дб .....................
125 250 500 1000 2000 4000 8000
10 10 10 13 24 29 25
К вкладышам относятся тампоны из ультратонкого волокна
(УТВ). Тампоны скручивают конусообразно и вставляют чистыми
Рис. 70. Вкла-
дыш из твердого
материала
руками в слуховой проход при оттягивании ушной
раковины назад. Размеры тампона зависят от
индивидуальных особенностей наружного слухо-
вого канала, обычно диаметр у основания там-
пона 10—15 мм. В среднем на один тампон идет
0,2—0,3 г волокна. Тампоны следует готовить
заранее и держать в специальной коробке. При
бережном обращении один и тот же тампон может
быть использован несколько раз, нужно только
после каждого употребления выворачивать там-
пон волокном на чистую сторону.
При наличии заболеваний кожи наружного
слухового прохода пользоваться заглушками
из УТВ, как и другими видами внутренних анти-
фонов, противопоказано.
Ниже показано, как снижается уровень зву-
кового давления при применении вкладышей из
ультратон кой стекловаты:
Среднегеометрическая ча-
стота в гц................250
Снижение уровня звуко-
вого давления в дб . . . . 6
500 1000 2000 4000 6000 8000 10 000
7 12 22 27 28 30 30
Преимуществом вкладышей является возможность ношения го-
ловных уборов и очков, а также дешевизна и компактность.
К недостаткам их относится необходимость изготовления разных
размеров и стеснение и раздражение слухового канала особенно
при повышенной температуре окружающей среды.
Наушники. Наушники плотно облегают ушную раковину
и удерживаются дугообразной пружиной, шлемом или тесьмой.
На рис. 71 показаны наушники, рекомендуемые к использова-
нию в шахтах при работе с пневматическими бурильными перфо-
раторами. Корпус их изготовлен из материала с хорошей изоля-
цией.
В настоящее время выпускают наушники типа ВЦНИИОТ-2
и «Киевские». Наушники типа ВЦНИИОТ-2 (рис. 72) легки и
удобны при пользовании, эффективно ослабляют шум, особенно
в высокочастотной части спектра, где звуки наиболее неприятны.
Они рекомендуются для использования рабочими массовых про-
172
фессий: клепальщиками, обрубщиками, рихтовщиками, жестян-
щиками, наждачниками, авиатехниками и т. п. Ниже приведена
акустическая характеристика наушников ВЦНИИОТ-2:
Среднегеометрическая частота в
гц........................... 125 250 5С0 22.90 4000 8000
Снижение уровня звукового дав-
ления в дб .................. 7 И 14 22 35 47 38
Наушники «Киевские» несколько уступают наушникам
ВЦНИИОТ-2 по эффективности, но они легче, поэтому их можно
использовать при меньших уров-
нях шума.
Шлемы. Для шумов с общим
уровнем, превышающим 120 дб,
вкладыши и наушники всех ти-
пов не пригодны. В этом случае
Рис. 72. Наушники типа ВЦНИИОТ:
/ _ корпус; 2 — звукопоглощающий
материал; 3 — тканевое покрытие;
4 — уплотняющая прокладка; 5 — смен-
Рис. 71. Наушники для работы в шахтах ный чехол; 6 — пружина
необходимо применять шлемофоны, герметично закрывающие всю
околоушную область, потому что шумы столь высоких уровней
воздействуют на слуховые нервы из-за вибрации костей черепа.
ЗАЩИТА ОТ ВИБРАЦИЙ. ПРОФИЛАКТИКА ВИБРАЦИОННОЙ БОЛЕЗНИ
В качестве индивидуальных средств защиты от вибрации, пе-
редающейся от инструмента на верхние конечности, применяют
рукавицы с виброгасящими упругими прокладками, а для защиты
от вибрации пола, на котором стоит рабочий, — обувь с аморти-
зирующими подошвами. Виброзащитные прокладки и подошвы
выполняют из пластмасс, резины, войлока и т. п.
В настоящее время клепальные молотки изготовляют с пневма-
тическими амортизаторами и эластичными рукоятками, существен-
но уменьшающими амплитуды вибраций. Примерно в 2 раза умень-
шается амплитуда вибраций корпуса инструмента при примене-
нии облегченного ударника из полимерных материалов. Однако
173
ударник из пластмассы очень недолговечен. Другим способом
решения задачи является применение в системе молотка амор-
тизации в виде воздушных подушек между ударником и бойком.
Существуют конструкции пневмоинструмента, снабженные вибро-
гасителями различных систем. Часто пневматические гасители
вибраций устанавливают непосредственно в рукоятках ударных
пневмоинструментов.
На комбинате «Североникель» в качестве метода борьбы с вибра-
ционной болезнью ограничили время непрерывного пользования
виброинструментом. В специально созданных комплексных бри-
гадах рабочие пользуются виброинструментом поочередно и не-
долговременно. Результаты хорошие: значительно снизился про-
цент заболеваний вибрационной болезнью.
Рабочих необходимо обеспечивать теплыми рукавицами,
так как во время работы с пневматическим инструментом руки
подвергаются охлаждению сжатым воздухом.
Подавление вибраций инструментов вращательного действия
достигается путем тщательной балансировки вращающихся ча-
стей. При хорошо отбалансированном роторе уровень вибраций
может быть снижен на 10—20 дб.
Для профилактики вибрационной болезни для работающих
с инструментом, имеющим опасные параметры вибраций, следует
проводить регулярные физиотерапевтические процедуры — теп-
лые ванны для рук при температуре воды 34—36° С [30]. Их
следует проводить один раз в смену всем здоровым рабочим,
а также рабочим с начальными явлениями вибрационной болезни.
Для этого должно быть оборудовано специальное помещение, где
поддерживаются комфортные метеорологические условия (темпера-
тура 18—20° С, влажность 60%) и отсутствует шум. Систематиче-
ское применение водных процедур улучшает кровообращение
в сосудах и питание мышц, снимает утомляемость, восстанавлива-
ет нарушенный обмен веществ в тканях.
ПРОТИВОПОКАЗАНИЯ ДЛЯ РАБОТЫ В ШУМНЫХ ПРОИЗВОДСТВАХ
И ПРОИЗВОДСТВАХ С ВОЗДЕЙСТВИЕМ ВИБРАЦИЙ
НА РАБОТАЮЩИХ
В качестве меры индивидуальной профилактики важное зна-
чение имеют предварительные медицинские осмотры. К числу ме-
дицинских противопоказаний при направлении на работу в шум-
ные цеха относится: стойкое понижение слуха любой этиологии
хотя бы на одно ухо (шепотная речь на расстоянии 1 м и меньше);
часто обостряющиеся сухие и гнойные мезоотиты; хронические
гнойные эпитиоипаниты с кариесом стенок барабанной полости
или подозрение на холестеатому; отосклероз и заболевания уха
с заведомо неблагоприятным для слуха прогнозом, вне зависимо-
сти от состояния слуха в момент обследования; выраженное на-
174
рушение вестибулярной функции любой этиологии; выраженное
астеничное состояние; выраженные эндокринно-вегетативные на-
рушения; органические заболевания центральной нервной си-
стемы, сопровождающиеся диэнцефальной и вестибулярной недо-
статочностью; невриты и полиневриты.
Для предупреждения развития тугоухости и глухоты, а также
исключения возможности возникновения нарушений функций
центральной нервной и сердечно-сосудистой систем в список лиц,
подлежащих периодическому осмотру, внесены рабочие и инже-
нерно-технические работники шумных производств, в которых
общий уровень звукового давления достигает 95 дб и выше. Пе-
риодические медицинские осмотры производятся при обязатель-
ном участии отоларинголога, неврапатолога и терапевта с пред-
варительным определением гемоглобина, РОЭ и лейкоцитов крови,
а также аудиометрическим исследованием. При необходимости
назначается соответствующее лечение.
В дополнение к медицинским осмотрам на производстве могут
проводиться динамические физиологические исследования на ото-
бранных контингентах рабочих, обслуживающих определенные
участки шумных цехов. Задача врачей состоит в установлении свя-
зи между определенным шумовым воздействием и физиологиче-
скими сдвигами в различных органах и системах. С этой целью
подбираются группы работающих (не менее 10 человек), занятых
на разных производственных участках с неодинаковым характе-
ром шума. Желательно, чтобы шумы были одинаковыми по спек-
тральному составу, но разными по общему уровню звукового
давления или наоборот. Важно, чтобы все отобранные для наблю-
дения лица были приблизительно одного возраста, имели одина-
ковый производственный стаж и выполняли одну и ту же работу.
Противопоказаниями для выбора вибрационных профессий
являются возраст до 18 лет, сердечно-сосудистые заболевания,
выраженные функциональные расстройства центральной нервной
системы, психические заболевания, болезни среднего и внутрен-
него уха и т. д.
♦♦♦
Глава XII
ф ф ф
БОРЬБА С ШУМОМ И ВИБРАЦИЕЙ
НА НЕКОТОРЫХ ПРОИЗВОДСТВАХ И УСТАНОВКАХ
ВЕНТИЛЯЦИОННЫЕ СИСТЕМЫ
Нет ни одной отрасли промышленности, где не применялись
бы вентиляторы для санитарно-гигиенических или технических
нужд. Создаваемый ими шум, передаваясь по вентиляционным ка-
налам, может явиться причиной нарушения нормальных условий
труда. Устранение шума, возникающего в вентиляционной си-
стеме, улучшает условия труда на производстве и способствует
повышению его производительности.
Основной причиной возникновения вентиляторных шумов яв-
ляется пульсация скорости и давления в потоке воздуха, прогоняе-
мого по воздушному тракту.
Возникновение вихрей при обтекании воздушным потоком де-
талей вентилятора и периодический срыв их образует звуковые
волны, которые создают вихревой шум. Кроме того, возникает
так называемый шум от препятствия или неоднородности потока.
Причиной этого рода шума могут стать местные неоднородности
струи на входе и выходе из вентилятора, а также турбулентные
пульсации воздуха, поступающего в вентилятор.
Кроме указанных причин шумообразования, при работе вен-
тиляторов образуется так называемый шум вращения, особенно
сильный у осевых вентиляторов.
При работе центробежных вентиляторов иногда возникает
низкочастотный шум характерного тембра, называемый пом-
пажным.
Следовательно, источниками шума в вентиляционных системах
являются вентилятор, двигатель, воздуховоды. Шум распростра-
няется по воздуху, заключенному в воздуховодах, по стенкам
воздуховодов и по строительным конструкциям, где расположены
элементы вентиляционной системы. Таким образом шум прони-
кает в различные помещения производственного здания, которые
могут находиться довольно далеко от вентиляционной камеры.
Вентилятор при работе вызывает вибрацию основания, на ко-
тором он расположен. В результате вибраций, происходящих
в широком интервале частот, работающий механизм становится
источником целого ряда периодически действующих сил.
176
Вентиляционная система может передавать звуковую энергию
также из одного помещения в другое по воздуховодам. При этом
шум может попадать в помещение или через вентиляционные от-
верстия (приточные или вытяжные решетки), или просто через
стенки каналов.
Вентиляторы. Основным источником шума в вентиляционной
системе является вентилятор. Шум, возникающий в вентиляторе,
складывается из аэродинамического и механического шумов.
Колебания конструкции вентилятора являются причиной воз-
никновения механического шума, который обычно имеет ударный
характер (удары шариков и роликов по обойме в подшипниках
качения, стуки в зазорах, удары в редукторе, приводе и т. п.).
Плохая балансировка, вызывающая неуравновешенность враща-
ющихся масс, часто вызывает вибрации. Наличие люфтов, плохое
крепление деталей, недостаточная жесткость конструкции уси-
ливают удары и вибрации. В некоторых случаях механические ко-
лебания возникают из-за пульсации давления при обтекании по-
током воздуха отдельных элементов вентиляционной системы.
Спектр этого шума занимает довольно широкую полосу частот;
в их числе много высокочастотных составляющих.
Наличие высокочастотных составляющих в механическом шуме
при малых окружных скоростях приводит к увеличению субъек-
тивного ощущения механического шума по сравнению с аэро-
динамическим шумом той же интенсивности.
Уровень механического шума можно уменьшить до требуемой
величины путем статической и динамической балансировки ко-
леса, применением подшипников скольжения вместо подшипни-
ков качения, клиноременной передачи от двигателя к вентиля-
тору, покрытием кожуха вибропоглощающими материалами.
В шуме, создаваемом самим вентилятором, при окружных ско-
ростях больше 13 м/сек для центробежных вентиляторов и 20—
25 м!сек — для осевых, преобладает аэродинамическая состав-
ляющая шума.
Шум, создаваемый центробежными и осевыми вентиляторами,
при прочих неизменных условиях зависит от окружной скорости,
причем с увеличением последней возрастает аэродинамическая
составляющая шума. При этом звуковая мощность вентилятора
пропорциональна шестой степени окружной скорости. Окружная
скорость вентилятора
nDn ,
и = -эд- м/сек, (241)
где D — диаметр колеса вентилятора в м\
п — число оборотов колеса в минуту.
Испытания вентиляторов разных геометрических размеров,
но с одинаковым коэффициентом производительности показывают,
что звуковая мощность пропорциональна квадрату размеров.
12 С. П. Алексеев 177
Режим работы вентилятора также оказывает влияние на уро-
вень его шума. При увеличении производительности уровень интен-
сивности шума быстро возрастает у центробежных вентиляторов
с загнутыми вперед лопатками и мало изменяется у вентиляторов
с загнутыми назад лопатками, а также у осевых вентиляторов.
При одинаковых размерах колеса и окружной скорости цен-
тробежные вентиляторы с загнутыми вперед лопатками обладают
наибольшим уровнем шума, вентиляторы с загнутыми назад
лопатками — несколько меньшим и осевые вентиляторы — еще
меньшим.
Общим для осевых и центробежных вентиляторов является то,
что наименьший шум создается при работе на максимуме к. п. д.
Шумовые характеристики вентилятора практически не зависят
от числа оборотов, окружающей акустической обстановки и ма-
териала, из которого изготовлен вентилятор.
Для осевых вентиляторов важным фактором является густота
расположения лопаток. Число лопаток осевых вентиляторов (при
сохранении густоты и формы решетки) мало влияет на шум.
Уровень шума аэродинамического вентилятора определяют по
формуле _
L = L + 60 1g п + 80 lg D — 83 дб, (242)
где L — отвлеченный уровень шума, зависящий от типа венти-
лятора и режима его работы.
Физически отвлеченный уровень шума равен уровню, который
производит вентилятор данного типа при диаметре колеса 1 м
и окружной скорости 1 м/сек в заданной точке безразмерной аэро-
динамической характеристики.
Безразмерная характеристика вентилятора строится в коор-
динатах
где Н — давление, развиваемое вентилятором, в кГ/м\
Q — производительность вентилятора в м3/сек;
р — плотность воздуха в кГ-секР/м?.
Чтобы сравнить уровни шума, создаваемые вентиляторами раз-
личных типов при работе их на одну и ту же вентиляционную си-
стему, используют так называемый критерий шумности:
L = L — 25 lg Н — 10 lg Q дб. (243)
Уровень звуковой мощности вентилятора можно выразить сле-
дующей формулой:
Lw = L + 25 lg Н + 10 lg Q + 24 дб. (244)
178
В табл. 31 и 32 приведены данные, связывающие акустические
(отвлеченный уровень шума, критерий шумности), аэродинамиче-
ские (коэффициенты производительности Q и давления Н венти-
лятора) параметры, а также к. п. д. и удельное число оборотов
вентилятора. Удельное число оборотов пуэ — величина, опреде-
ляемая типом вентилятора. Физически это число оборотов такого
нагнетателя, который при оптимальном режиме подает 1 м?!сек
жидкости, развивая указанное давление, т. е.
пуд = 82
Q1/2«
ртг
об/мин
(коэффициент пропорциональности для воздуха равен 82, при р =
= 1,2 кГ.’СекЧм4).
Минимальное значение критерия шумности обычно соответ-
ствует максимальному к. п. д. Для осевых вентиляторов крите-
рий шумности зависит от угла установки лопаток 0 и числа ло-
паток Z.
Из табл. 31 и 32 следует:
1. Вентиляторам с большим к. п. д. обычно соответствуют
меньшие значения критерия шумности. Различные вентиляторы
неравноценны по величине звуковой мощности. Поэтому при вы-
боре предпочтительнее вентиляторы с меньшим критерием шум-
ности.
2. Звуковые мощности осевых и центробежных вентиляторов
при работе на одинаковые Q и Н находятся примерно в тех же
границах. Большая шумность осевых вентиляторов вызвана боль-
шей быстроходностью, худшими условиями входа потока в колесо,
меньшей протяженностью сети (с меньшим затуханием), высоко-
частотным характером шума.
Загнутые назад лопатки применяют в вентиляторах, имеющих
колесо небольшого диаметра. В малогабаритных вентиляторах,
имеющих небольшую окружную скорость, целесообразно приме-
нять лопатки, загнутые вперед.
3. Наименее шумными являются вентиляторы типов ВРС,
Ц4-70, а из осевых — МЦ.
Для приближенного расчета шумовой характеристики любого
вентилятора можно воспользоваться формулой
Т = В 4-20 lg (1 — л) Л/ дб, (245)
где L — отвлеченный уровень вихревого шума вентилятора;
В — величина, зависящая от типа вентилятора, характери-
стики сети и числа оборотов;
т] — к. п. д. вентилятора;
N — коэффициент мощности вентилятора, равный
12*
179
Таблица 32
Аэродинамические и акустические характеристики осевых вентиляторов
с коллектором при всасывании
Аэродинамические Акустические
Тип параметры параметры
вентилятора Тип лопаток Пуд Q н п L L
0=25°; г=16 213 0,21 0,10 0,64 — 14 18
ЦАГИ 0=25°; г=12 238 0,22 0,087 0,64 — 16 17
0=25°; г=6 118 0,22 0,06 0,62 —15 22
(серия СП2) 0=25°; г=3 390 0,18 0,04 0,6 — 18 24
0=15°; г=12 0=35°; г=12 151 0,10 0,095 0,58 —6 29
0=25°; z=2 248 0,30 0,102 0,65 — 13 17
0=25°; г=3 468 0,26 0,04 0,67 — 1 39
0=25°; г=4 354 0,26 0,06 0,67 —7 29
0=25°; г=6 393 0,26 0,05 0,69 —12 26
254 0,26 0,09 0,66 —8 24
0=25°; г=8 218 0,26 0,11 0,64 0 30
0=20°; z=2 390 0,2 0,043 0,675 —2 39
мц (ДК2) 0=20°; г=3 296 0,2 0,062 0,67 —7 30
0=20°; г=4 284 0,22 0,07 0,69 —13 22
0=20°; г=6 236 0,21 0,086 0,65 —7 27
0=20°; г=8 218 0,22 0,099 0,61 —4 28
0=15°; г=2 370 0,16 0,039 0,7 —3 40
0=15°; г=3 320 0,17 0,05 0,7 —3 36
0=15°; г=4 248 0,17 0,07 0,69 —9 28
9=15°; г=6 232 0,17 0,075 0,62 —5 31
0=15°; г=8 228 0,18 0,081 0,56 —4 31
ЦАГИ (ЛК4) 0=25°; г=4 330 0,15 0 0720 0,6 —2 34
Реверсивный 00 со II II М N 1 0 о : OLO ’ll ’ll ф ф 171 340 0,06 0,11 0,057 0,04 0,37 0,55 — 10 —13 34 32
вентилятор ЦАГИ (ПР1) ф ф II II to to о hi м II II оо со 289 264 0,14 0,17 0,05 0,065 0,5 0,46 — 12 —9 29 28
КВ-1 — 73 0,28 0,5 0,75 12 25
180
181
Величина В незначительно зависит от характеристики сети,
поэтому шумовую характеристику данного вентилятора можно
приближенно рассчитать для всех режимов, приняв В величиной
постоянной.
Используя данные, приведенные в табл. 33, можно прибли-
женно определить шумовую характеристику вентилятора, если
известна его аэродинамическая характеристика.
Значения величины В
Таблица 33
Тип вентилятора При всасывании При нагнетании
Осевые вентиляторы (рабочий ре- жим) 40 40
Центробежные вентиляторы типов Ц9-55 и ВРС с большим числом сильно загнутых вперед лопаток и большой быстроходностью (без языка) .... 30 35
То же (с языком) Типа Ц8-18 малой быстроходности 35 40
с небольшим языком 30 30
То же с лопатками, загнутыми назад 30 35
В спектре шума осевых вентиляторов можно выделить три
области — область частот механического шума, кратных ~ ;
область частот шума от неоднородности потока или шума от пре-
пятствий, кратных область вихревого шума, образующегося
при обтекании элементов лопаток. >
При постоянном числе оборотов осевого вентилятора и изме-
нении характеристики сети частоты основных составляющих
шума и отношения их интенсивностей в пределах рабочего уча-
стка изменяются мало.
Спектры шума центробежных вентиляторов можно разделить
на два типа: 1) приближающиеся к сплошному (вихревой шум) и
2) с резко выраженными одной или несколькими дискретными
составляющими, обусловленными шумом из-за неоднородности по-
тока. При увеличении производительности и постоянном числе
оборотов шум центробежных вентиляторов обогащается высоко-
частотными составляющими (из-за увеличения относительной ско-
рости течения).
Уменьшить аэродинамический шум можно рядом конструктив-
ных мероприятий, выполнение которых возможно в процессе
проектирования и изготовления вентилятора, а также выбором
вентилятора с соответствующими характеристиками:
182
1) применять одноступенчатые осевые вентиляторы без вход-
ного направляющего аппарата в случаях, когда не требуется глу-
бокого регулирования при постоянном числе оборотов в угле уста-
новки лопаток колеса;
2) уменьшать окружную скорость рациональным выбором па-
раметров установки;
3) у вентиляторов, отличающихся относительно высоким уров-
нем шума из-за неоднородности потока, рабочую точку на безраз-
мерной характеристике следует выбирать слева от точки т]тах и др.
Наиболее подробно эти вопросы исследованы Е. Я- Юдиным
в работах [13;' 42].
Механический шум в вентиляторах носит ударный характер
вследствие ударов в редукторе, подшипниках, зазорах из-за не-
уравновешенности вращающихся масс, вызванных плохой балан-
сировкой. Эти удары передаются станине и кожуху вентилятора
и тем самым усиливается шум в воздуховоде и окружающем про-
странстве.
Для определения уровня шума вентилятора, работающего на
притоке или вытяжке, может служить приближенная формула
Е. Я- Юдина:
Lw = 50 + 251gff + 101gQ, (246)
где Я — напорность вентилятора в кПм2;
Q — производительность вентилятора в м'бсек.
. В процессе монтажа вентилятора следует выполнять следую-
щие требования:
1) кроме статической балансировки рабочего колеса венти-
лятора применять динамическую балансировку;
2) использовать клиновидную ременную передачу с тщательно
выполненной сшивкой вместо плоскоременной передачи;
3) соединять вал электродвигателя непосредственно с валом
вентилятора при помощи соединительных муфт, выдерживая
хорошую соосность валов;
4) при возможности заменять подшипники качения подшипни-
ками скольжения; это позволит снизить шум в вентиляционной
камере на 15—20 дб;
5) с целью уменьшения передачи звуковых вибраций от венти-
лятора по конструкциям зданий воздуховоды следует подсоеди-
нять к вентилятору при помощи брезентовых манжет или манжет
из прорезиненной ткани; длина манжета должна быть равна диа-
метру рабочего колеса;
6) всасывающий и выхлопные патрубки воздуховодов высоко-
производительных вентиляционных систем, выходящие наружу,
должны оборудоваться глушителями;
7) для снижения шума, распространяющегося по строительным
конструкциям здания в соседние помещения, вентилятор и его
двигатель следует устанавливать на самостоятельных фундамен-
183
тах, виброизолированных от конструкций здания, или на спе-
циально рассчитанных амортизаторах из упругих материалов
или стальных пружин; жесткое крепление этих агрегатов непо-
средственно к строительным конструкциях недопустимо.
Рис. 73. Схема установки вентилятора на амортизаторах:
/ — диффузор; 2 — амортизаторы
Установка осевого вентилятора на амортизирующие прокладки
показана на рис. 73, а размеры резинового амортизатора, выпол-
ненного в форме усеченной пирамиды, даны на рис. 74.
Рис. 74. Резиновые прокладки,
выполненные в виде усеченных
пирамид с рабочей нагрузкой
в 60 кГ на прокладку (резина
по ГОСТУ 7338 -65)
В процессе выполнения планово-
предупредительного ремонта венти-
ляционной системы необходимо про-
изводить тщательную смазку враща-
ющихся частей вентилятора, замену
износившихся деталей и потерявших
упругость амортизаторов, проводить
натяжку болтовых соединений и т. п.
Воздуховоды и разветвления. Шум
в воздуховодах складывается из шума
вентилятора и шума собственно воз-
духоводов. Последний образуется
вследствие вихрей в элементах воз-
духоводов из-за наличия в них гидра-
влических сопротивлений и вибрации
недостаточно жестких стенок возду-
ховодов из-за пульсации давления.
Вентиляционный канал может служить также проводником
постороннего (не вентиляционного) шума из одного помещения
в другое.
В вентиляционных воздуховодах или каналах звуковая энер-
гия затухает. В воздуховодах и каналах, выполненных из сталь-
184
них листов, затухание звуковой энергии незначительно. В этом
случае не следует объединять воздуховодом без глушителя два
смежных или близко расположенных помещения, так как в этом
случае создаются условия беспрепятственного распространения
шума из одного помещения в другое.
Затухание звука в вентиляционном канале зависит от его
длины, сечения и коэффициента звукопоглощения материала, ко-
торым облицованы внутренние стенки воздуховода. При одном
и том же материале, из .которых сделан воздуховод, и различных
его сечениях затухание шума будет тем меньше, чем больше се-
чение.
Затухание шума в каналах складывается из затухания на
прямых участках и в фасонных частях. Фасонные части воздухо-
водов (повороты, изменения поперечного сечения, тройники, при
точные и вытяжные решетки) обладают не только гидравлическим
сопротивлением, но и сопротивлением распространению звука.
В них происходит отражение звука обратно к источнику.
Расчет затухания (ослабления) шума на прямых участках
канала следует проводить по формулам А. И. Белова (226) и (227).
Пример. Рассчитаем затухание шума в двух шлакоалебастровых вентиля-
ционных каналах одинаковой длины (10 л), но разного сечения: сечение первого
канала IX 1 м; площадь каналов Sx = 1 м2; периметр каналов П1 —4 м; сечение
второго канала 0,IX 0,1 м; площадь 32 = 0,01 м2; периметр И2 = 0,4 м.
Вентилятор производит шум низкочастотного характера Q — 200ч-250 гц).
Определить затухание шума в каждом канале. Для необлицованного канала из
шлакоалебастровых плит примем условный коэффициент звукопоглощения f (а) =
= 0,08.
Тогда в соответствии с выражением (226) ослабление шума в первом канале
Л Г 0,08*4 , _ О ГП
ALj =1,1 —j-— 10 = 3,52 дб;
во втором канале
А£2 = 1,1 0’°080°’4 10 = 35,2 дб.
Из примера следует, что разбивка канала большого сечения
на ряд параллельных каналов малого сечения значительно уве-
личит затухание. Затухание шума на поворотах каналов обычных
вентиляционных систем, по данным Е. Я- Юдина, составляет 2—
4 дб (на первом повороте); в последующих поворотах затухание
будет незначительно.
Для уменьшения шума на решетках приточно-вытяжных вен-
тиляционных систем сечение каналов следует делать по возмож-
ете меньшим. Поэтому один канал большого сечения следует за-
менять системой каналов малого сечения с суммарным сечением,
равным сечению основного воздуховода.
185
При выходе воздуха из каналов в помещение через венти-
ляционные решетки также происходит некоторое уменьшение
шума. В расчетах можно принимать для этого случая ослабле-
ние шума приблизительно равным 5 дб (по данным измерений
Е. Я. Юдина).
В случаях, когда необходимо ослабить шум в воздуховодах,
применяют акустические глушители. Выбор типа глушителя опре-
делается в основном частотным составом шума и требуемым сни-
жением его общего уровня. При этом глушители не должны оказы-
вать значительного сопротивления потоку воздуха. Их следует
делать по возможности малогабаритными, простыми и долговеч-
ными в эксплуатации.
Простейшим глушителем является канал, облицованный звуко-
поглощающим материалом. В глушителях этого типа звук рас-
пространяется вдоль поглощающего слоя. Конструктивно такие
глушители выполняют в виде ряда параллельных прямоуголь-
ных или круглых каналов (сотовый глушитель) или ряда парал-
лельных плоских щитов, установленных в расширении канала
(пластинчатый глушитель).
Для расчета глушителя необходимо знать уровень и частот-
ную характеристику допускаемого шума. Требуемое затухание
в глушителе (для данной полосы частот) равно разности между
имеющимся и допустимым уровнем шума с учетом ослабления
шума в самом канале (при отсутствии глушителя). Если спектр
шума занимает узкую полосу частот и неравномерность частотной
характеристики в пределах этой полосы невелика, вместо расчета
по частотам можно рассчитывать глушитель по общему уровню
шума.
К простым типам глушителей относятся и так называемые
камерные глушители. Они представляют собой расширенный воз-
духовод. Линейные размеры камеры должны быть больше поло-
вины длины волны самого низкого тона в спектре.
Для увеличения эффективности глушитель можно выполнять
многокамерным. Общее ослабление шума такого глушителя равно
сумме ослаблений, создаваемых отдельными камерами.
Обозначим уровень акустической мощности вентилятора через
Lw, снижение уровня шума, полученное при прохождении воз-
духа по воздуховодам, через \Le, снижение уровней шума в глу-
шителях камерного типа через ААК, пластинчатого типа через
AL„. Для получения практически бесшумного вентилятора
должно иметь место следующее равенство, действительное для
указанной области частот:
а) для камерного глушителя
— ALe —ALK = [А], (247)
где [L] —допустимый уровень шума на всем участке звуковых
частот для этого типа глушителей;
186
б) для пластинчатого глушителя
Lw — \Le — \Ln= [L] (248)
(на средних частотах);
—AL„ —AL„= [L] —10 (249)
(на высоких частотах).
При устройстве камерного глушителя определяют требуемую
величину &LK = Lw—&Le— [L] и находят ее по графику,
предложенному В. Д. Жариновым, (см. рис. 56, верхняя ось абс-
цисс). Затем по нижней оси абсцисс находят значение принятого
сечения канала, и в месте их пересечения по оси ординат (слева)
определяют необходимый объем камеры глушителя, снижающий
шум на заданную величину.
При проектировании пластинчатого глушителя следует по
рис. 60 выбрать его тип. Снижение шума в каждом из описанных
типов глушителей показано на графике рис. 62, с анализа кото-
рого и начинают выбор типа глушителя.
Часто щели пластинчатого глушителя заменяют системой
каналов очень малого сечения, суммарная рабочая площадь
которых равна площади воздуховода большого канала. Стенки
этих каналов также покрывают звукопоглощающими материалами.
Высокочастотный шум, проникающий в помещение через ре-
шетки вентиляционных каналов, должен быть на 8—10 дб ниже
допустимого для данного помещения.
Пример. Рассчитаем снижение шума вентилятора производительностью
150 000 м3/ч (42 м3/сек) и напорностью 12 кГ/м2. В кирпичной стене имеются
вентиляционные каналы длиной 50 м и сечением 0,1 м2.
В соответствии с выражением (246) уровень звуковой мощности вентилятора
Lw = 50 + 25 1g 12 + 10 1g 42 = 93 дб.
По формуле (224) произведем расчет затухания шума в канале при условии
затухания 0,35 дб1пог. м на частотах 100—300 гц\
6Le = 0,35-50 = 17,5 дб.
При условии затухания 0,55 дб/пог. м на частотах выше 500 гц
6Le = 0,55-50= 27,5 дб.
Рассчитаем по формулам (248) и (249) требуемое снижение уровня шума,
которое должен обеспечить пластинчатый глушитель для всей системы, считая
допускаемым уровень вентиляционного шума на низких частотах 35 дб, иа вы-
соких — 28 дб. На низких частотах Д£« = 93 — 17 — 35 = 41 дб; на высоких
частотах 6Ln = 93 — 27 — 28 = 38 дб.
Для снижения шума на низких частотах на 41 дб выбираем при помощи
графика (рис. 56) камерный глушитель. Так как в верхней части графика по
оси абсцисс нет величины 41 дб, берем две камеры, каждая из которых снижает
уровень шума на 22 дб. По графику определяем их объем. Он равен 25 м3 для
каждой камеры при среднем коэффициенте звукопоглощения а = 0,4. В том
случае, если принимаем не камерный, а пластинчатый глушитель типа А с пла-
187
стинами типа I, по рис. 223 определим его длину. Для гашения шума низких
частот до требуемого уровня длина глушителя должна быть около 7 м. Для сни-
жения шума высоких частот до допускаемого уровня потребуется длина глуши-
теля того же типа 4 м. Следовательно, необходим глушитель длиной 7 м, если
мы не желаем применить комбинированную схему.
Комбинированную схему можно составить из глушителя типа А длиной 4 м,
расположив за ним низкочастотный глушитель типа В. На длине 4 м низкоча-
стотный шум будет уменьшен только на 23 дб, а остаток составит 41 — 23 =
= 18 дб. Для подавления этого шума потребуется низкочастотный глушитель
типа В, длиной 3 м. Если же мы возьмем глушитель типа Б, то понадобятся
пластины типа II длиной 4 м и кроме того пластины типа III глушителя В дли-
ной 5 м.
Камерный и пластинчатый глушители по произведенным расчетам в равной
мере обеспечивают бесшумную вентиляцию в помещениях, в которых проложены
каналы.
Ослабление шума, создаваемое звукопоглощающей облицов-
кой, зависит от ее толщины, расстояния между пластинами,
длины облицованной части и коэффициента поглощения облицовки.
Так как коэффициент звукопоглощения возрастает с частотой,
то в глушителях этого типа происходит преимущественное погло-
щение энергии на высоких частотах. По достижении частоты,
которой соответствует длина волны, равная двойной ширине дан-
ного канала, глушение начинает ослабевать.
В качестве звукопоглощающего материала, пригодного для
применения в вентиляционных системах, употребляются мягкие
древесно-волокнистые плиты, асбоцементные плиты и перфориро-
ванные конструкции с различными поглотителями. Широкое рас-
пространение получила акустическая штукатурка «АЦП» в пли-
тах, отливаемых на строительной площадке. Этот несгораемый,
биостойкий и долговечный материал обладает хорошими звуко-
поглощающими свойствами.
При сооружении специальных низкочастотных глушителей,
когда снижение шума в области высоких частот не имеет значения,
могут быть использованы кассеты, собираемые из листов кровель-
ного железа, задемпфированного хлопчатобумажной или мине-
ральной ватой (глушитель типа «В» с пластинами типа III). Сталь-
ные или дюралевые неперфорированные листы толщиной 0,4—
0,5 мм укрепляют в таком глушителе на деревянной или метал-
лической раме. По периметру рамы помещен валик из ваты, обер-
нутый марлей с закатанной внутрь проволокой 6 = 3 мм. В этом
типе глушителя незначительные по амплитуде компоненты высо-
ких частот шума поглощаются в каналах пористым звукопогло-
щающим материалом, а компоненты низких частот — глушатся
изгибными колебаниями пластин.
Расчет снижения шума в пластинчатом глушителе произво-
дится по формуле (228).
Комбинированные камерно-пластинчатые глушители соеди-
няют в себе преимущества обоих типов. Такие глушители имеют
равномерную частотную характеристику.
188
Для предохранения пластин от выдувания материала во вход-
ной части такого глушителя устраивают экран, образующий две
отдельные камеры. Величина затухания складывается из затуха-
ния в двух камерах и в пластинчатом глушителе. Камеры и экран
облицовывают звукопоглощающим материалом.
Шум, создаваемый вентилятором, имеет сплошной спектр на
высоких частотах (вихревой шум) и линейчатый спектр на низких
частотах (шум из-за неоднородности потока). Для ослабления
такого шума возможно применение комбинированного глушителя,
состоящего из пластинчатого глушителя для поглощения высоко-
частотной части спектра и резонаторного глушителя с непрерыв-
ным изменением глубины резонаторов — для поглощения низко-
частотной части спектра.
Шум из каналов поступает в помещение через вентиляцион-
ные решетки, которые ослабляют шум примерно на 5 дб.
Предположим, что вентиляционная решетка излучает шум не-
которой мощности W. Тогда интенсивность звука в точке, удален-
ной от источника шума на расстояние г:
1. = ^. (250)
где й •— телесный угол, в который происходит излучение.
Прологарифмировав это выражение, получим соотношение
между уровнем интенсивности звука и уровнем звуковой мощ-
ности источника:
L = LW — 201gr — lOlgQ дб, (251)
где
L = 10 IgA дб
Jo
И
Lw =10дб’
10 — условный порог интенсивности, равный 10~12 вт/м2;
Го — условный порог звуковой мощности, равный 10“12 вт.
Оба выражения учитывают распространение только прямого
звука от отверстия канала в помещение.
Пример. Уровень звуковой мощности вентилятора составляет 90 дб; затуха-
ние шума в воздуховодах до вентилируемого помещения — 30 дб. Определим
уровень интенсивности звука на расстоянии 3 м от приточной решетки, распо-
ложенной в стене помещения (Q = 2л).
Согласно формуле (251) с учетом затухания шума в каналах
L = 90 - 30 - 20 1g 3 — 10 1g 2л = 43 дб.
При тех же исходных данных, но при условии, что вентиляционная решетка
расположена в углу помещения на сопряжении двух поверхностей (S2 = л)
189
или в углу, где сопрягаются три поверхности = ~2~j> уровень интенсив-
ности шума на расстоянии 3 м при Q = л
L = 90 — 30 20 1g 3 — 10 1g 3,14 = 46 дб.
При Q = л/2 уровень интенсивности шума L = 49 дб.
При распространении звука в больших помещениях, имеющих
сравнительно высокий коэффициент звукопоглощения, уровень
шума значительно снижается по мере удаления от источника (на
6 дб при каждом удвоении расстояния от источника). Однако
в обычных акустически не обработанных помещениях, звук отра-
жается от ограждающих поверхностей. Поэтому уже на некото-
ром расстоянии от источника звука, за так называемой зоной
прямого звука, общее количество звуковой энергии возрастает
за счет энергии отраженных волн. Количество отраженной энер-
гии определяется полным звукопоглощением помещения А. Зву-
копоглощение и площадь помещения определяют применяемый в
практических расчетах средний коэффициент звукопоглощения
в интервале частот от 100 до 4000 гц.
Ниже приведены значения среднего коэффициента звуко-
поглощения для ряда помещений.
Вид помещения
а
Обычное производственное помещение...................0,05
Производственное помещение, в котором присутствует мно-
го лиц из подсобного персонала ........................0,1
Насыщенное станками помещение без специальных средств
поглощения, но с большим количеством работающих . . . . 0,15
Слегка заглушенное помещение.........................0,25
Хорошо заглушенное помещение ........................0,4
С учетом одновременного воздействия прямого и отраженного
звука интенсивность в исследуемой точке М помещения
+ <252)
где г — расстояние от источника звука (вентиляционной ре-
шетки) в м.
Уровень интенсивности звука в исследуемой точке
/м = + 10 1g <56-
Эту формулу можно записать в следующем виде:
Дм = Дг + Ю lg (-qtt + ту) <56.
190
Постоянную помещения можно определить приближенно, поль-
зуясь графиком (см. рис. 25).
Пример. Определить уровень шума, создаваемого в помещении при работе
вентилятора, отсасывающего пыль от шлифовального станка. Пыль удаляется
из-под кожуха над шлифовальным кругом. Полное звукопоглощение помещения,
где установлен станок, составляет 10 м2. Средний коэффициент звукопоглощения
помещения а = 0,05. Уровень звуковой мощности вентилятора 100 дб. Затухание
шума в каналах равно 20 дб. В соответствии с выражением (252) и с учетом за-
тухания шума в каналах, уровень шума на расстоянии 1 м при излучении звуко-
вой энергии в телесный угол л
LM = 100 - 20 + Ю 1g + -М - 65 дб.
у 0,1 т: 1U,D у
Можно рекомендовать также следующие мероприятия, способ-
ствующие уменьшению шума вентиляционных систем:
1. Воздухообмен необходимо назначать без излишних запасов,
так как с увеличением обмена воздуха возрастают скорости в воз-
духоводах, их гидравлические сопротивления и поперечные раз-
меры; в результате увеличивается уровень шума, поступающего
в помещение.
2. При компоновке вентиляционной установки следует из-
бегать обслуживания одной установкой нескольких помещений,
расположенных на различных расстояниях от вентилятора, так
как в расположенных вблизи от вентилятора помещениях соз-
даются невыгодные в акустическом отношении условия (окружная
скорость вентилятора, определяемая давлением, необходимым для
дальнего участка, будет слишком высока, что невыгодно для ближ-
него помещения, так как затухание шума на коротком пути мало).
Не рекомендуется располагать вблизи вентиляционной ка-
меры те помещения, где требуется поддерживать малый уровень
собственного шума. Чтобы избежать проникновения шума из
камеры в помещения, не следует устанавливать дроссельные кла-
паны близко от обслуживаемого помещения; в случае применения
глушителя следует располагать его между дроссель-клапаном и
обслуживаемым помещением.
3. Следует стремиться к максимальному снижению потерь
давления в установках, используя фильтры, воздухоохладители,
воздухонагреватели, кондиционеры, арматуру и т. д. с минималь-
ным коэффициентом сопротивления, по возможности снижая ско-
рость воздуха в воздуховодах путем применения фасонных дета-
лей совершенной аэродинамической формы.
4. Регулировать вентиляционные системы лучше изменением
числа оборотов, чем дросселированием.
5. Необходимо принимать меры по обеспечению звукоизоля-
ции вентилятора и локализации вибраций, вызываемых работой
вентилятора и электродвигателя.
191
НАСОСЫ
Вибрация, возникающая при работе насосов, вызывает коле-
бания несущей конструкции, на которой они расположены. Соб-
ственно колебания насосов, а также колебания сопряженных
с ними конструкций являются причиной шума не только в насос-
ных, но и в смежных помещениях.
Рис. 75. Схема установки плавающего фундамента под насос:
1 — пружинный амортизатор; 2 — плавающий фундамент; 3 — насос;
4 — электродвигатель
Для уменьшения шума и вибраций насос необходимо ставить
на армотизаторы (рис. 75), выбор типа которых и расчет приведен
в главе VIII.
Как показал опыт, вес фундамента под насосы должен быть
в 3—5 раз больше веса двигателя и насоса, вместе взятых. Это
способствует приближению центра тяжести к точкам опоры, обе-
спечивающим устойчивое равновесие. Кроме того, увеличение мас-
сивности системы препятствует ее раскачиванию возмущающими
силами, которые возникают при работе агрегатов.
Насосы должны быть тщательно отбалансированы. Как пока-
зал опыт, статически отбалансированные роторы насосов снижают
уровни шума на частоте 50 гц на 25 дб, на частоте 100 гц на 27 дб,
200 гц на 8 дб, далее снижение уровней шума не наблюдается.
192
Еще больший эффект достигается при динамической баланси-
ровке роторов. ।
Для уменьшения передачи вибраций от насосов к трубопро-
водам и далее к строительным конструкциям трубопроводы у на-
сосов на участке входа и выхода дол-
жны иметь резиновые гибкие соедини-
тельные манжеты или вставки.
Резиновые вставки или манжеты
могут быть выполнены из армирован-
ной резиновой трубы. Их надевают на
соответствующие фланцы при помощи
клея БФ или № 88, а затем прижи-
мают хомутами. Пример установки
резиновых манжет показан на рис. 76.
При эксплуатации насосов, приме-
няемых в котельных, наибольшее сни-
жение вибраций на всех звуковых ча-
стотах дают резиновые вставки длиной
не менее 65 см. Для уменьшения пере-
дачи вибраций от трубопроводов к строи-
тельным конструкциям, в местах уста-
новки креплений под трубопроводы
устанавливают упругие прокладки
из резины или другого материала.
Рис. 76. Схема установки
резиновых манжет на трубо-
проводе:
/ — манжет из армированной
резины; 2 — хомут на болтах;
3 — фланцы; 4 — насос
На рис. 77 показан один из способов крепления трубопроводов
к'стенам. В качестве упругого элемента между деревянной обой-
мой, в которой лежит трубопровод, и стойкой,_крепящейся
Рис. 77. Схема крепления трубопровода к стене на кронштейне:
/ — деревянная обойма; 2 — резиновые призмы-амортизаторы
к стене, установлены резиновые прокладки, выполненные в виде
усеченных призм. Чем более острыми будут вершины призм, тем
при меньшей нагрузке прокладки будут обеспечены наиболее низ-
кие собственные частоты колебательной системы, включающей
трубопровод и прокладки. Такая геометрическая форма создает
13 С. П. Алексеев 193
в прокладке неравные напряжения, при которых в области их
максимальных значений обеспечивается пониженная собственная
частота.
Прокладки изготавливаются из целого куска резины или
склеиваются в виде усеченных четырехгранных призм из трех-
Рис. 78. Схема забивки
прохода трубопровода
сквозь стену:
1 — трубопровод; 2 —- изо-
ляционный материал
четырех листов резины клеем № 88. В местах прохода трубопро-
водов через стены также предусматривается виброизоляция
(рис. 78). В качестве изоляционного материала могут быть ис-
пользованы шлаковая вата, мягкие древесно-волокнистые плиты
и т. п.
КОМПРЕССОРНЫЕ УСТАНОВКИ
Шум, создаваемый компрессорными установками, является
одним из наиболее интенсивных в промышленности (достигает
105 дб и выше).
Уменьшение шума на компрессорных станциях может быть до-
стигнуто:
а) заменой малопроизводительных и шумных компрессоров
менее шумными и более производительными;
б) регулировкой клапанов;
в) размещением компрессоров в отдельных помещениях или
в звукоизолирующих кожухах;
г) размещением вдоль стен и потолка звукопоглощающих ма-
териалов.
При эксплуатации компрессорных установок интесивный шум
возникает также и вне здания компрессорной станции. Этот шум
имеет, в основном, аэродинамическое происхождение вследствие
вихреобразования при засасывании воздуха и его периодическом
стравливании через воздухосборник (ресивер). Кроме того, имеет
место шум механического происхождения, распространяющийся
от агрегатов компрессорной установки через строительные кон-
струкции и газопроводы в атмосферу. Механические шумы обычно
менее интенсивны и причиняют меньше неприятностей, чем аэро-
динамические.
194
С. П. Алексеев предложил эмпирическую формулу для опре-
деления частотной характеристики уровней акустической мощ-
ности, излучаемой компрессорами, без учета потерь в воздухо-
водах:
Lw = 901g^- + 10 IgTV + 101g г,
где п — число оборотов вала в минуту;
N — мощность на валу в кет-,
z — количество цилиндров.
Для получения частотной характеристики уровня излучаемой
компрессором акустической мощности следует к полученному зна-
чению Lw прибавить поправки А:
Частота в гц................ 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Д .................... 0 —7 —8 —13 —15 —20 —25
Пример. Определить уровень акустической мощности на всасывании компрес-
сора 200В-10/8 при п = 500 об/мин; N= 100 кет; z = 3.
Подставляя данные в приведенную выше формулу, получим
ДИ7 = 901g |^+10 1g 100+ 10 1g 3 = 108 дб.
Далее находим уровень акустической мощности в функции частоты:
Частота в гц .... 125 250
Уровень акустической
мощности в дб 108 101
500 10000 2000 4000 8000
100 95 93 88 83
Ниже приведены измеренные значения уровней акустической мощности
компрессора этого типа у заборной шахты на стандартных звуковых частотах:
Частота в гц ... 125
Уровень акустической
мощности в дб 105
250 500 1000 2000 4000 8000
98 96 94 92 85 81
Некоторое расхождение результатов измерений и расчета можно объяснить
затуханием акустической мощности в воздуховодах, которое не учитывается
предлагаемой эмпирической формулой.
Для инженерных расчетов С. Н. Кузнецовым предложена фор-
мула приближенно определяющая общий уровень акустической
мощности для газотурбинных компрессоров:
Lw = Н + 101g А дб,
где N — номинальная мощность газотурбинной установки в вт.
Для агрегатов газотурбинных установок, покрытых
теплоизоляционным слоем, Н = 105, а для агрегатов,
свободных от теплозащитного слоя, Н = ИЗ.
Наиболее заметными в низкой области звукового диапазона
п
являются роторные частоты, которые определяются как
13* 195
где п — количество оборотов в минуту. В высокочастотной об-
ласти звукового диапазона преобладает так называемая лопаточ-
ная частота, которая определяется выражением -j^-, где г— ко-
личество лопаток на роторе.
Пример. Количество оборотов ротора центробежного компрессора равно
12 000, номинальная мощность — 106 вт.
По формуле С. Н. Кузнецова общий уровень акустической мощности компрес-
сора, покрытого теплозащитным слоем,
Lw = 105 + 10 lg 10s = 155 дб.
Пиковые значения при наличии на колесе 50 лопаток будут: на верхней
12 000-50 .....
----60-- = Ю 000 гц; на нижнеи дискретной частоте
12 000
60
дискретной частоте
= 200 гц.
Акустическая мощность тонального и вихревого шумов про-
порциональны шестой степени скорости потока на входе в рабочее
колесо. Акустическая мощность вихревого шума при постоянной
скорости и безотрывном обтекании мало зависит от режима ра-
боты ступени центробежного компрессора.
Подавление аэродинамического шума может быть достигнуто
установкой активных, реактивных, экранных глушителей или
комбинацией из них.
Если интенсивными излучателями шума являются воздухо-
сборники, масловлагоотделители, межступенчатые холодильники
и др., необходимо включать в коммуникационные линии резино-
вые вставки, а трубы в стенах крепить посредством упругих про-
кладок.
Были измерены уровни шума, производимого компрессорами
с незаглушенными и заглушенными воздухозаборниками. В по-
следнем случае был применен комплексный глушитель, пред-
ложенный С. П. Алексеевым (табл. 34).
Расчетные данные
Таблица 34
Частота в гц Коэффициент звукопогло- щения реак- тивного глу- шителя Снижение уровня шума реактивным глушителем в дб Затухание шума на длину актив- ного глуши- теля в дб Снижение шума за счет поворотов и расширения в дб Общее снижение уровня шума в дб
125 0,61 28 7 10 45
250 0,60 28 15 10 53
500 0,38 26 25 15 66
1000 0,20 23 30 15 68
2000 0,18 22 25 15 62
4000 0,12 21 15 15 51
196
Глушитель состоит из трех звеньев: 1) расширительной ка-
меры, сглаживающей пульсации компрессора; 2) низкочастотного
звукопоглощающего звена; 3) высокочастотного звукопоглощаю-
щего звена.
Источниками механического шума были три компрессора типа
ВП-30/8, производительностью 10 мЧмин каждый (при 720 об!мин).
Одновременно на станции работали два компрессора.
Измерения производили у источника наиболее интенсивного
шума (воздухозаборная труба) и близ жилых домов, расположен-
ных рядом с территорией завода.
Исследованиями установлено, что комбинированный глушитель
шума обеспечил большую величину снижения уровня акустиче-
ской мощности в области низких частот, чем предполагалось рас-
четом (табл. 34). Действительные коэффициенты звукопоглощения
облицовки реактивного звена глушителя значительно выше по-
лученных в реверберационной камере и указанных в табл. 35.
Таблица 35
Результаты измерений уровней акустической мощности
Часто- та в гц Уровень интенсив- ности звука на вса- сывании в дб Снижение шума после установки глушите- ля в дб Часто- та в гц Уровень интенсив- ности звука на всасывании в дб Снижение шума после установки глушите- ля в дб
до уста- новки глушите- лей после установки глушите- лей до уста- новки глушите- лей после установки глушите- лей
31,5 104 41 63 1000 82 49 33
63 111 50 61 2000 72 40 32
125 113 53 77 4000 63 33 30
250 100 48 52 8000 53 25 28
500 90 46 44
Это можно объяснить тем, что в камере малого объема (3,1 .н3)
в области низких частот не может установиться диффузное
звуковое поле, что влечет к изменению характера распределения
звуковой энергии в объеме и, следовательно, изменению значений
коэффициентов звукопоглощения в малой камере.
Принципиальная схема низкочастотного кассетного звукопо-
глотителя системы С. П. Алексеева изображены на рис. 79. Зву-
копоглощающей поверхностью является металлический лист,
приходящий в соколебание с частотой периодического сигнала.
Колебания листа демпфируются валиком из ваты, уложенной
по перименту кассеты; из-за больших размеров она является
активным поглотителем звуковой энергии на низких частотах.
Кроме линейных размеров большое значение имеет толщина листа,
его удельная масса, степень упругости воздушной подушки за
листом, т. е. толщина кассеты и плотность ватного жгута, уложен-
ного по периметру.
197
Ниже приведены данные звукопоглощения низкочастотного
поглотителя, полученные при испытании кассет в эксплуатируе-
мом глушителе. Проводимые коэффициенты более точно отражают
эффективность низкочастотного поглотителя в камерах малого
объема:
Частота в гц............. 50 100 200 500 1000 2000 4000
Экспериментальные значения а, 0,72 0,71 0,14 0,22 0,01 0,008 0,001
Заборная шахта с комплексным глушителем (рис. 80) пред-
ставляет собой пристройку к наружной стороне компрессорной
станции. Наружные стены выкладывают из кирпича (толщиной
в один кирпич), а крышу покры-
вают железобетонной плитой 3,
толщиной 200 мм, в которой
имеется отверстие для ввода воз-
духозаборной трубы 2.
Рис. 80. Схема заборной шахты
с комплексным глушителем:
1 — воздухозаборная шахта; 2 — возду-
ховод; 3 — железобетонная плита покры-
тия; 4 — расширительная камера; 5 —
сливной кран для спуска конденсата;
6 — низкочастотный камерный глуши-
тель; 7 — поглотитель; 8 — кирпичная
стенка; 9 — нижний воздуховоде коле-
ном; 10 — помещение для активного
глушителя; 11 — трубы
1W0
Рис. 79. Схема низкочастотного поглоти-
теля системы С. П. Алексеева:
1 — деревянная рама; 2 — ватный жгут;
3 — алюминиевый лист толщиной 0,5 мм
Воздухозаборная труба на входе через тройник соединена
с дефлектором 1. Глушитель на заборной шахте внутри разделен
перегородками из кирпича и железобетона на отдельные камеры.
В конце воздухозаборной трубы имеется расширительная камера 4,
внутренняя поверхность которой 8 м2. Пол железобетонный,
толщиной 80 мм, имеет наклон для слива возможного конденсата
через сливной кран 5, вмонтированный в наружную стену 8.
198
За расширительной камерой следует камера реактивного глу-
шителя 6. Внутренняя поверхность камеры облицована специаль-
ными низкочастотными звукопоглощающими кассетами 7. Кас-
сеты изготовляют размером, равным величине стен, потолка и
пола. Звукопоглощающая кассета представляет собой деревянную
рамку 1600 X 1200 мм толщиной 100 мм. На пруток диаметром
8 мм наматывают вату.’После наматывания ваты диаметр прутка
Рис. 81. Спектры шума компрессорной станции:
1 — до установки глушителя;
2 — после установки глушителя
становится 120 мм а после сжатия — 100 мм. Внутри рамки по
периметру прутка с ватой крепится на шурупах дюралюминие-
вый лист толщиной 0,5 мм.
Полная внутренняя поверхность камеры 10,6 м2. Камера реак-
тивного глушения соединена с расширительной камерой отвер-
стием диаметром, равным диаметру воздухозаборной трубы и
площадью поперечного сечения 0,012 м2. За камерой реактивного
глушения следует щелевой поворот, приводящий воздушный по-
ток к цилиндрическому активному глушителю 10.
Щель 9 находится ниже нулевой отметки на 490 мм под всей
заборной шахтой, основание которой заполнено утрамбованной
щебенкой и залито цементным раствором. Сверху щель закрыта
железобетонной плитой толщиной 200 мм. Диаметры отверстий
входа и выхода соответствуют диаметру воздухозаборной трубы.
Камера цилиндрического активного глушения отделена от
расширительной камеры и камеры реактивного глушения кир-
пичной стеной толщиной в один кирпич.
Цилиндрический активный глушитель представляет собой
цилиндр высотой 2800 мм, внутренним диаметром 280 мм и пло-
199
щадью сечения 0,063 м2. Каркас глушителя выполнен из стальных
фланцев размером 600 X 660 мм, толщиной 5 мм и 12 прутков
диаметром 10 мм. Изнутри, со стороны воздуховода, к каркасу
глушителя приваривается сетка с ячейками 4—5 мм и диаметром
проволоки 1 —1,5 мм. Затем наматывается в один слой марля и
поверх марли — слой ультратонкой стекловаты толщиной 200 мм.
Ватный слой обернут брезентом и снаружи промазан битумом.
Активный глушитель устанавливают в камере шахты и фланцами
заделывают в стены.
После цилиндрического активного глушителя воздух попа-
дает в камеру, с которой соединены две трубы 11, идущие к ком-
прессорам. На пути воздуха к трубам компрессоров установлен
экран, выполненный в полкирпича и перекрывающий по высоте
трубопроводы компрессоров.
На рис. 81 показаны спектры шума, измеренные до и после
установки глушителя. Заштрихованная часть — шум, создавае-
мый непрерывным уличным шумом, доходящим до места измере-
ния. Вследствие этого измерения в области высоких частот по-
лучили значительное расхождение с расчетными. Неточность, вы-
званная наложением помех на полезный сигнал, не могла быть
количественно определена.
ПРОИЗВОДСТВЕННЫЕ УЧАСТКИ, СВЯЗАННЫЕ С КЛЕПКОЙ
И ШТАМПОВКОЙ
Наиболее радикальным способом уменьшения шума на произ-
водственном участке является усовершенствование технологиче-
ского процесса. Это может быть осуществлено:
а) заменой машин и инструмента, работающих по принципу
удара, такими, которые полностью исключили бы удар, например,
клепку пневматическими молотками, создающими интенсивный
высокочастотный" шум, следует заменить бесшумной гидравличе-
ской клепкой или сваркой;
б) заменой штамповки прессованием;
в) заменой ударной правки листов вальцовкой;
г) внесением в существующие технологические процессы и
конструкцию шумного оборудования специальных амортизирую-
щих устройств и глушителей шума;
д) заменой деталей из металла деталями из пластмасс или
из материалов с высокими внутренними потерями.
Правка металлических листов обычно производится на дере-
вянном столе, покрытом металлической плитой. Из-за неплотного
прилегания к столу плита при ударе начинает звучать. Чтобы из-
бежать этого, под плиту помещают материал с большим внутрен-
ним трением, демпфирирующий вибрирующую поверхность. Демп-
фирирующим слоем может быть битумизированный войлок, пес-
чаная ванна, слой асбоваты и т. п. Эти материалы интенсивно
200
подавляют колебания высоких частот, которые особенно неприятны
для слуха.
Одним из методов подавления шума при правке является на-
клейка на плиту слоя резины толщиной не менее двойной толщины
плиты. В качестве связующего может быть употреблен клей БФ
или № 88.
На рис. 82 показана конструкция стола для правки метал-
лических листов с вибрирующим элементом.
В случае выполнения работ, связанных с загибкой металличе-
ских листов, обработкой стыков, и т. п., наковальню, на которой
Рис. 82. Правка металлических
листов:
1 — обрабатываемая деталь; 2 — мас-
сивная металлическая пластина; 3 —
битумизированный войлок; 4 — стол
Рис. 83. Оправка для рихтовки:
/ — рельс; 2 — деревянные накладки;
3 — войлок; 4 — войпочиые шайбы;
5 — основание
производятся эти работы, обеспечивают приспособлениями для
глушения, создаваемого ею шума. На рис. 83 показано такое
устройство, состоящее из слоев битумизированного войлока или
резины, прижатых к рельсу деревянными планками. Рельс также
устанавливают на вязкоупругую прокладку. Под крепежные болты
приспособления следует подкладывать резиновые или войлочные
шайбы. При обработке больших поверхностей целесообразно
укладывать резину на свободную от ударов поверхность листа.
Обрабатываемые металлические детали должны быть плотно
закреплены на столе пневматическими или электромагнитными
зажимами. Шум создается не только вибрирующими деталями
пневматического инструмента, но также и вытекающей воздуш-
ной струей.
Наиболее эффективным способом подавления воздушного шума
является применение специальных глушителей. Так, благодаря
применению глушителей на гайковерте типа ГПМ-14 общие
уровни шума были снижены с 102 до 83 дб. Снижение спектраль-
ных составляющих шума произошло главным образом в области
высоких частот.
201
МЕТАЛЛОРЕЖУЩИЕ СТАНКИ
Спектры шума большинства металлорежущих станков имеют
средне- и высокочастотный характер. Общие уровни звукового
давления находятся в пределах от 85 до 100 дб и выше, что в боль-
шинстве случаев превышает предельный спектр шума. Наиболее
высокие уровни шума зарегистрированы у крупногабаритных
токарных, револьверных, фрезерных и шлифовальных станков.
Ниже приведены характеристики высокочастотных шумов некото-
рых станков.
Суммарный уровень
звукового давления в дб
Токарно-винторезный ........... 82—92
Универсально-фрезерный......... 80—84
Токарный....................... 89—100
Наждачные точила .............. 88—97
В токарных станках основными источниками шума являются
приводы (зубчатые и ременные передачи), электродвигатели и
резец в процессе резания.
Снижение шума зубчатых передач эксплуатируемых станков
может быть обеспечено заключением коробок скоростей, редукто-
ров и т. д. в звукоизолирующие кожухи, а также помещением
зубчатых колес в масляные ванны. Уменьшению шума в значи-
тельной мере способствуют:
а) замена прямозубых зубчатых колес косозубыми;
б) повышение точности сборки и балансировки;
в) применение амортизирующих прокладок из свинца и т. п.
материалов;
г) замена в зубчатых парах стального колеса пластмассовым,
например из капрона (достигается снижение уровня шума
до 20 дб).
Шум электродвигателей является следствием пульсации пере-
менных магнитных полей и воздушных потоков внутри корпуса
машины, а также работы подшипников качения и контактов.
Уменьшение шума электродвигателей режущих станков может
быть достигнуто:
а) хорошей динамической балансировкой ротора двигателя;
б) повышение жесткости корпуса двигателя, вала ротора, под-
шипниковых щитов и др.;
в) заключением электродвигателя в звукоизолирующий ко-
жух, выгородкой и т. п.
Высокие уровни шума возникают на токарно-револьверных
станках при ударах пруткового материала о направляющую трубу.
Этот шум (обычно, высокочастотный) достигает уровня 100—
106 дб, уменьшить его можно заменой металлической трубы пласт-
массовой или облицовкой металлической трубы упругой мастикой
с техническим войлоком или резиной.
202
Интенсивность шума станков в значительной мере определяется
заточкой резца, качеством стали, размером стружки и т. п. Уста-
новлено, что применение сверхбыстрорежущей стали для резца,
а также специальных жидкостей для охлаждения, заметно сни-
жает шум.
РУЧНОЙ МЕХАНИЗИРОВАННЫЙ ИНСТРУМЕНТ
Характер шума большинства ручного пневматического ин-
струмента — высокочастотный, с общим уровнем, достигающим
118 дб. Ниже приведены характеристики шума некоторых пневма-
тических инструментов.
Вид инструмента Общий уровень звукового давления в дб
Пневматические гайковерты .... 103—118
Ручная сверлильная машинка РС 92—99
Шлифовальная машинка ШР-2 . . 92—110
Шлифовальная машинка ШР-06-2 88—93
Пневматический молоток типа КМ-25 115
Пневматическое зубило типа ЕК-19 115
Вследствие широкого распространения в промышленности
ручных механизированных инструментов и невозможности их
полной замены более современными машинами для борьбы с вибра-
цией необходимо:
а) усовершенствовать конструкцию инструментов;
б) использовать виброзащитные приспособления;
в) выполнять организационно-технические и лечебно-профи-
лактические мероприятия, рассмотренные в предыдущих главах.
В качестве амортизаторов применяют прокладки из демпфи-
рующих материалов. Из буферных приспособлений известны пру-
жинные и пневматические устройства, отделяющие рукоятку от
корпуса пневматического молотка.
За последние годы разработаны новые типы клепальных и
других молотков, в которых с помощью винтовой цилиндрической
пружины скользящей корпус рукоятки изолирован от вибрирую-
щего ствола. Примером такой виброзащиты является виброгася-
щая рукоятка конструкции института горного дела им. Скочин-
ского (рис. 84). Из-за уменьшения сил трения между поверхностью
корпуса инструмента и рукояткой, осуществленного с помощью
шарикоподшипников, достигнуто уменьшение амплитуды смеще-
ния при наличии вибрации в 8—10 раз.
Эффект снижения вибрации может быть достигнут путем об-
лицовки рукояток инструмента вибропоглощающими материа-
лами: паралоном, резиной и др. Это приводит к уменьшению ам-
плитуд колебаний особенно в области высоких частот, что важно
для профилактики вибрационной болезни.
Для снижения силового воздействия пневматического удар-
ного инструмента рабочего необходимо обоснованно выбирать пара-
203
метры молотков с минимально возможной индикаторной отдачей,
обеспечивающей выполнение технологического процесса. Под
индикаторной отдачей понимается перемещение ствола молотка
под действием переменных сил в рабочих камерах цилиндра.
При создании новых образцов ударных пневматических ин-
струментов необходимо стремиться максимально уменьшить ам-
плитуду вибрации путем выбора оптимальных конструктивных
решений каждого элемента этого агрегата (сечение каналов и их
Рис. 84. Виброга-
сящая рукоятка
/ — рукоятка; 2 —
пружина; 3 — под-
шипник; 4 — корпус
расположение, величину кольцевых зазоров,
расположение выхлопного окна в цилиндре
и т. п.)
Эффект виброподавления инструментов вра-
щательного действия можно получить при тща-
тельной балансировке вращающихся частей.
Большое значение для уменьшения амплитуды
вибрации имеет правильный уход за инстру-
ментом, технический контроль, своевременный
ремонт и соблюдение правил эксплуатации.
В настоящее время созданы новые пневма-
тические молотки с облегченными полимерными
и комбинированными ударниками, которые
отличаются лучшими весовыми и вибрацион-
ными параметрами. Так, разработанные отече-
ственные конструкции пневматических рубиль-
ных молотков типа МА и М соединили в себе
три способа снижения вибрации инструментов
этого типа:
1) использован специальный рабочий цикл Б. В. Суднишни-
кова;
2) рационально выбраны параметры ударного механизма;
3) использованы средства виброзащиты.
Первые два способа позволяют уменьшить действующие в ци-
линдре . молотка внутренние силы, вызывающие отдачу. Третий
способ приводит к снижению вибрации с помощью дополнительных
вязко-упругих элементов, вводимых между молотком и руками
работающего.
Рубильные молотки типа МК передают на руки работающего
вибрацию в 17—20 раз меньшую, чем вибрация серийных молот-
ков, что укладывается в пределы санитарных норм. В то же время,
сила нажатия, необходимая для поддержания нормального ре-
жима молотка, снижается в 1,5 раза.
Одна из причин возникновения вибрации пневмо-шлифоваль-
ных машинок заключается в неоднородности абразивных кругов,
вследствие чего во время работы они децентрируются. Для умень-
шения влияния этого фактора необходима тщательная предва-
рительная проверка круга и периодическая его заправка на спе-
циальных приспособлениях.
204
Виброгасящие устройства для пневматического инструмента
основаны на применении пружин как элементов, снижающих
воздействие вибрации низкой частоты на руки рабочего. Для гаше-
ния вибраций высокой частоты рукоятки молотков покрывают
слоем мягкой (пористой) резины.
Подавление вибрации инструмента с помощью пружин эффек-
тивно, если частота собственных колебаний виброзащищенных
элементов максимально снижена по сравнению с частотой ударов
молотка. Это достигается использованием пружины с большим
числом витков, которые имеют относительно небольшую жест-
кость. При этом масса виброзащищенного элемента должна быть
по возможности большой. Большинство указанных мер по умень-
шению вибрации способствует также уменьшению и производи-
мого машинами шума.
Важным фактором, способствующим борьбе с шумами и виб-
рациями механизированного инструмента является системати-
ческий контроль его состояния и своевременный ремонт. Необ-
ходимо в паспортах инструмента указывать его вибрационные па-
раметры и периодически их проверять.
♦♦♦
♦♦♦
ЛИТЕРАТУРА
1. Алексеев С. П. и Ш нейдер Ю. И. Борьба с городскими
и заводскими шумами. М., Госстройиздат, 1939.
2. А л е к с е е в С. П. Шум., М.—Л., изд-во АН СССР, 1949.
3. А л е к с е е в С. П. Борьба с шумом в жилых и производственных
зданиях. М., Профтехиздат, 1963.
4. Алексеев С. П. иСегаль Н. Н. Борьба с шумом вентиля-
ционных устройств. Дом научно-технической пропаганды, Киев, 1963.
5. Алексеев С. П., Воробьев С. И. и Жаринов В. О.
Звукоизоляция в строительстве. М., Стройиздат, 1949.
6. Андреева-Галанина Е. Ц. Шум вреден. М., Медгиз, 1961.
7. А н ц ы ф е р о в М. С. Некоторые применения виброметрии в строи-
тельной акустике. Известия АН СССР. Серия физическая. Т. 13, № 6, 1949.
8. Айзенберг Н. Б. и др. Справочник по звукопоглощающим ма-
териалам и конструкциям. М., издание Комитета по радиовещанию и телевиде-
нию, 1967.
9. Б а й д и н В. С. Противошумные наушники. «Машиностроитель»,
1966, № 4.
10. Б е л о в А. И. Затухание звука в трубах с поглощающими стенками.
Журнал технической физики, т. VIII, вып. 8, 1968.
11. Б о б и н Е. В. Борьба с производственным шумом на железнодорож-
ном транспорте. М., «Транспорт», 1964.
12. Б о б и н Е. В. и И в а н о в В. М. Глушитель шума для гайковерта.
«Машиностроитель», 1967, № 4.
13. Борьба с шумом. Под ред. Е. Я- Юдина. М., Стройиздат, 1963.
14. Борьба с шумом на транспорте. Переводы рефератов статей из иностран-
ных журналов. Под ред. С. П. Алексеева и А. В. Кузнецова. М., ГОСИНТИ, 1960.
15. Б о р щ е в с к и й И. Я. и др. Общая вибрация и ее влияние на орга-
низм человека. М., Медгиз, 1963.
16. Б у т к о в с к а я 3. М. Борьба с вибрацией механизированных ручных
инструментов. «Машиностроитель», 1967, № 7.
17. Г л а д к и х П. А. Борьба с вибрацией и шумом в машиностроении.
М., «Машиностроение», 1966.
18. Д о н - Г а р т о г. Механические колебания. Пер. с аигл. Изд-во
иностр, лит., 1960.
19. Д е н и с о в Э. И. Измерение шума на производствах. М., Профиз-
дат, 1964.
20. Доброборский С. И. Виброгасящие устройства пневматиче-
ских молотков. «Машиностроитель», 1967, № 7.
21. Ильящук Ю. М. Измерение и нормирование производственного
шума. М., Профиздат, 1964.
22. Казаков А. М. и Кол отил ов И. Н. Система СИ и связь ее
с другими системами, принятыми в СССР для измерения механических и акусти-
ческих величин. «Ультразвуковая техника». Вып. 6, 1964.
23. Клюкин И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах.
М„ Судпромгиз, 1961.
24. К л ю к и н И. И. и К о л е с н и к о в А. Е. Акустические измерения
в судостроении. Л., «Судостроение», 1966.
206
25. Клушин Н. А. Новые пневматические рубильные молотки. «Машино-
строитель», 1967, № 7.
26. К л я ч к о Л. Н. О расчете звукоизоляции однослойных стальных
и деревянных ограждений. В сб. «Борьба с шумами и вибрациями», М., Строй-
издат, 1966.
27. Ковригин С. Д. и Михеева А. П. Технико-экономическое
значение борьбы с производственным шумом на предприятиях связи. В сб. «Борьба
с шумами и вибрациями». М., Стройиздат, 1966.
28. Ковригин С. Д.'и А р и е в и ч Э. М. Устранение шумов в жилых
домах. М., Изд-во министерства коммунального хозяйства РСФСР, 1963.
29. Л е й з е р Н. Г. Борьба с шумом в вентиляционных системах. В сб.
«Звукоизоляция в жилых домах», М., Изд-во Академии архитектуры СССР, 1952.
30. М а л и н с к а я И. И. Влияние вибрации ручного механизированного
инструмента на организм работающих и пути профилактики. М., Профиздат,
1964.
31. Мих ай лов В. Л. Предупреждать вибрационную болезнь на про-
изводстве. «Машиностроитель», 1967, № 7.
32. Никольский В. Н. иЗаборов В. И. Звукоизоляция круп-
нопанельных зданий. М., Стройиздат, 1964.
33. Н о г и д Л. М. Теория подобия и размерностей. М., Изд-во технико-
теоретической литературы, 1961.
34. О с и п о в Г. Л. Шумы и звукоизоляция. М., Стройиздат, 1967.
' 35. С а в и ч Б. П. Ослабление шума машино-счетных станций. Научно-
техническая информация №32 (116). Всесоюзный научно-исследовательский
институт охраны труда, 1965.
36. С е д о в М. С. Аналитический способ определения звукоизолирующей
способности ограждающих конструкций от воздушного шума. Труды Горьков-
ского инженерно-строительного института им. В. П. Чкалова. Вып. 38. Горь-
кий, 1961.
37. Р а з у м о в И. К. Способы и организация борьбы с шумом и вибра-
циями на производствах. М., Профиздат, 1964.
38. Р а с с а д и н а И. Д. Акустический расчет вентиляционных систем.
Борьба с шумом и вибрациями. М., Стройиздат, 1966.
39. Т р е п е л к о в а Л. И. и др. Влияние различных компонентов на
вибропоглощающие свойства полимерных материалов. «Пластические массы»,
№ 10, 1964.
40. Ш к а р и н о в Л. Н. Гигиеническая оценка производственного шума
и основные пути профилактики его неблагоприятного воздействия. М., Проф-
издат, 1964.
41. Юдин Е. Я. Глушение шума вентиляционных установок. М., Гос-
стройиздат, 1958.
42. Ю д и н Е. Я- и др. Звукопоглощающие и звукоизоляционные мате-
риалы. М., Стройиздат, 1966.
43. М i n t z F., Т у z z е г F. G. «Loundness chart for octaveband data on
complex sounds». J. of the AS of America, 1952, v. 24, № 1.
44. Robinson D. W., D a d s о n R. S. The ditermination of the equ-
al-londness relation for pure tanes. British Journal of Applied Physics, 1956,
45. Watters B. G. The Journal of the Acustical society of America v. 31,
№ 7.
46. В e r a n e k L. L. Nois Reduchtion. MC graw Hill Book Company
Inc. New Jork, Toronto, London, 1960.
47. H a r r i s С. M. Hand book of Noise Control. Me. Grow Hill Book
Company Inc., New York, Toronto, London, 1957.
♦♦♦
♦♦♦
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие ...................................................... 3
Глава I. Понятие о звуке, шуме и вибрациях........................ 5
Глава II. Воздействие шума и вибраций на организм человека .... 19
Глава III. Нормирование спектров шумов и вибраций................ 27
Глава IV. Методы исследования и приборы для измерения и анализа
шума и вибраций.................................................. 32
Измерение шума на рабочем месте....................... —
Определение акустической мощности машин............... 37
Измерение вибраций ................................... 45
Применение теории случайных явлений к ошибкам измере-
ния .................................................. 47
Глава V. Общие технические и организационные методы борьбы с шу-
мом и вибрациями на производстве....................... 51
Глава VI. Звукопоглощение.............................. 59
Глава VII. Звукоизоляция................................. 73
Общие сведения ........................................ —
Методы расчета однослойных звукоизолирующих преград 85
Многослойные звукоизолирующие преграды........ 95
Определение уровня шума, проникшего через ограждения 98
Глава VIII. Виброизоляция и вибропоглощение..................... 104
Виброизоляция ....................................... 106
Расчет амортизаторов................;................ 115
Вибропоглощение.........................\ ....... 126
Виброгашение ...................................... 134
Глава IX. Борьба с шумом на путях его распространения........... 137
Защита от шума машин в цехах........................... —
Звукоизолирующие кабины и отражающие экраны .... 140
Глава X. Методы борьбы с аэродинамическими шумами............... 149
Природа аэродинамических шумов......................... —
Типы глушителей аэродинамического шума и их расчет . . . 153
Глава XI. Индивидуальные средства защиты от шума и вибраций . . . 171
Защита от шума ........................................ —
Защита от вибраций. Профилактика вибрационной болезни 173
Противопоказания для работы в шумных производствах и
производствах с воздействием вибраций на работающих 174
Глава XII. Борьба с шумом и вибрацией на некоторых производствах
и установках.................................................... 176
Вентиляционные системы .......................1 . . . —
Насосы .............................................. 192
Компрессорные установки.............................. 194
Производственные участки, связанные с клепкой и штампов-
кой ................................................. 200
Металлорежущие станки................................ 202
Ручной механизированный инструмент.................. 203
Литература .................................................... 206