ТЕХНИЧЕСКАЯ
АКУСТИКА
ТРАНСПОРТНЫХ
МАШИН
СПРАВОЧНИК
Под редакцией
д-ра техн, наук профессора Н, И. Иванова
At
Санкт-Петербург
„ПОЛИТЕХНИКА’
1992
ББК 39.12 :32.87я2
Т38
УДК 656.053.7:628.517.2(031)
Авторы: Л. Г. Балишанская, Л. Ф. Дроздова, Н. И. Иванов, Г. Д. Изак,
И. И. Клюкин, Б. А. Кришневский, Г. AV Курнев, М. М. Самойлов,
М. С. Седов, Р. Н. Старобинский, В. Е. Тольский
Т38 Техническая акустика транспортных машин: Справоч-
ник/Л. Г. Балишанская, Л. Ф. Дроздова, Н. И. Иванов и
др.; Под ред. Н. И. Иванова.— СПб.: Политехника, 1992.—
365 с.: ил.
ISBN 5-7325-0090-1
В справочнике изложены основные принципы борьбы с шумом и
вибрацией на автомобилях, тракторах, строительно-дорожных, подъ-
емно-транспортных машинах и передвижных компрессорных станциях.
Указаны нормы шума, рассмотрены его источники и средства шумо-
защиты. Приведены методы расчета ожидаемой шумности, звукоизоля-
ции, вибропоглощения. Предложены способы и примеры оптимизации
и выбора шумовиброзащитных комплексов. Даны примеры создания
малошумных транспортных машин.
Справочник предназначен для инженерно-технических работников,
занимающихся разработкой, изготовлением и эксплуатацией транспорт-
ных машин.
т 3203010000-011 п 92	ББК 39.12 :32.87я2
045(01 )-92
ISBN 5-7325-0090-1
© Л. Г. Балишанская, Л. Ф. Дроздова,
Н. И. Иванов и др., 1992
ОТ РЕДАКТОРА
Защита от шума в последние десятилетия является одной из
актуальных научно-технических проблем.
Интенсивное развитие транспортного машиностроения, со-
здание новых типов транспортных машин (автомобилей, трак-
торов, экскаваторов, автогрейдеров, тягачей и пр.) потребовали
решения новых задач, в том числе и задач уменьшения шума'
как на рабочих местах обслуживающего персонала (водителей,
машинистов, операторов), так и в окружающей среде.
Рост энерговооруженности транспортных машин, увеличение
рабочих скоростей приводят к заметному возрастанию шума,
Ъ результате которого ухудшается здоровье человека, снижается
производительность труда, происходит акустическое загрязне-
ние среды обитания. Таким образом, проблема защиты от шума
является частью двух больших проблем — охраны окружающей
среды и охраны труда. Соответствие акустических характерис-
тик транспортных машин нормативным требованиям — один из
важных эргономических критериев, по которым определяется
техническое состояние машины. Соблюдение международных
стандартов на акустические характеристики транспортных ма-
шин -повышает конкурентоспособность продукции на междуна-
родных рынках.
В нашей стране и за рубежом появилось много публикаций,
посвященных акустике транспортных машин, проводятся семи-
нары и конференции по этой тематике. Назрела необходимость
суммировать опыт, накопленный за последние десятилетия, что
и попытались сделать авторы данного справочника. Помимо об-
щих основ технической акустики в него вошли ‘сведения о ме-
тодах расчета ожидаемой шумности, измерениях щума транс-
портных машин, источниках шума, методах расчета и проекти-
рования шумозащитных средств. Приведены акустические ха-
рактеристики и даны примеры применения комплексов шумоза-
щиты на автомобилях, строительных, и подъемно-транспортных
машинах, тракторах. Представлено большое число эксперимен-
тальных данных и наиболее важных результатов' необходимых
для решения прикладных задач. Справочник дает представле-
ние о современном состоянии проблемы акустики транспортных
машин.
Можно надеяться, что справочник окажется полезным для
инженеров, научных работников, аспирантов и студентов при
решении многих задач прикладной акустики.
Редактор приносит благодарность Л. Ф. Дроздовой,
С. В. Морозовой и В. В. Потехину за большую помощь в под-
готовке рукописи.
Д-р техн, наук И. И. Иванов
3
ПРИНЯТЫЕ СОКРАЩЕНИЯ
АТП— автотранспортные потоки
АТС— автотранспортные средства
АЭ— акустический экран
ВД— вибродемпфирование
ВДП— вибродемпфирующие покрытия
ВИ— виброизолятор (виброизоляция)
ВП— вибропоглощение
ВПП— вибропоглощающее покрытие
ДВС— двигатель внутреннего сгорания
ЗИК— звукоизолирующий капот
ПКС— передвижные компрессорные станции
ПС— предельный спектр
РТ— расчетная точка
С ДМ— строитель но-дорожные машины
ТМ— транспортные машины
ТС— транспортные средства
УЗ— уровень (уровни) звука
УЗД— уровень (уровни) звукового давления
ШВЗК— шумовиброзащитный комплекс
Часть I. ОБЩИЕ ПРОБЛЕМЫ БОРЬБЫ
С ШУМОМ ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
Глава 1. ОСНОВЫ ФИЗИЧЕСКОЙ
И ФИЗИОЛОГИЧЕСКОЙ АКУСТИКИ
1.1.	ОСНОВНЫЕ понятия
Звук — упругие волны, распространяющиеся в упругой
среде, колебания в среде, вызванные каким-либо источником.
Звуковое поле — область среды, в которой распростра-
няются звуковые волны. В звуковом поле возникают деформа-
ции разрежения и сжатия, что приводит к изменению давления
в любой точке среды по сравнению с атмосферным, разность
между этими давлениями звукового поля называют звуко-
вым давлением (Р).
В зависимости от среды, в которой распространяются упру-
гие волны на транспортных машинах (ТМ), звук подразделя-
ется на воздушный и структурный.
Воздушный звук —• составляющая звукового поля, обу-
словленная передачей звука от источника к точке наблюдения
по воздуху или через ограждающие конструкции.
Структурный звук — составляющая звукового поля,
обусловленная излучением шума вибрирующими ограждающими
конструкциями.
В местах нахождения обслуживающего персонала ТМ (ка-
бины, дизельные отсеки, пульты управления и/пр.), т. е. в точ-
ках, находящихся в замкнутых объемах, образуется как воз-
душный, так и структурный звук.
Звук характеризуется скоростью (скорость звука), звуко-
вым давлением, направлением распространения звуковых волн,
интенсивностью переноса звуковой энергии.
Скорость распространения звука зависит от ха-
рактеристик среды, в которой распространяется звук. Скорость
звука — функция плотности и упругости среды, а для газооб-
разной среды — температуры.
Скорость звука в воздухе, м/с,
с = 20,047273 +Тс, '	(1.Г)
где Тс —температура окружающей среды, °C. . .
При температуре Тс=21 °C скорость звука в воздухе —
344 м/с. Скорость звука в воде—1433 м/с, в стали — 5029 м/с.
Для источника гармонических (синусоидальных) колебаний
с частотой f, Гц, скорость звука
c = kf,'	(1.2)
где X — длина звуковой волны, м.
5
В практике борьбы с шумом часто используется выраже-
ние, устанавливающее связь между частотой, длиной волны и
скоростью звука:
X = c/f.	(1.3)
Например, при частоте 1000 Гц длина волны в воздухе при
комнатной температуре — 0,3 м, при 250 Гц—около 1,2 м, при
4000 Гц — 0,07 м, т. е. чем больше частота звука, тем меньше
длина звуковой волны, и наоборот.
В движущейся звуковой волне попеременно возникают раз-
режения и сжатия. Распространение звуковой волны в упругой
среде связано также и с такими совершенно различными явле-
ниями, как движение частиц среды в волне и перемещение
волны в среде. Обычно колебательные скорости частиц среды
в несколько тысяч раз меньше скорости звука.
Характеристиками звуковых волн, связанными с их распро-
странением, являются звуковой луч и фронт волны [1.1].
Звуковым лучом называют направление распростране-
ния звуковых волн, а фронтом звуковой волны — по-
верхность, соединяющую смежные точки поля с одинаковой фа-
зой (например, разрежения) колебания. По форме фронта раз-
личают три типа звуковых волн: плоские (в виде плоскости,
нормальной к направлению распространения волн), шаровые
(со сферическим фронтом) и цилиндрические (с фронтом
в виде боковой* поверхности цилиндра).
Поскольку характер звуковой волны влияет на ее затуха-
ние в пространстве, на практике важно определить его хотя
бы приближенно. Если источник звука имеет большие размеры,
то вблизи него возникают плоские волны, и в этой области
звуковое давление постоянно. По мере отдаления от источника
плоская звуковая волна переходит в сферическую, распростра-
няющуюся во всех направлениях. Фронт волны может опреде-
ляться не только размерами источника звука, но и частотой
(длиной звуковой волны). При низких частотах и большой
длине звуковая волна, как правило, имеет сферический фронт,
при высоких частотах и малой длине— плоский.
Характер распространения звуковых волн зависит также от
некоторых особенностей окружающего пространства. На откры-
том пространстве в отсутствие препятствий распространяется
бегущая звуковая волна, при наличии препятствия возни-
кают от р а же я н ы e звуковые волны.
В простой бегущей волке звуковое давление в среде (Р)
прямо пропорционально скорости колебаний частичек среды
(и). Коэффициент пропорциональности называется удель-
ным акустическим сопротивлением среды (рс),
Pfv = pc,	(1.4)
где р — плотность среды, кг/м3.
в
В поле сферической звуковой волны звуковое давление из-
меняется обратно пропорционально расстоянию (г) в резуль-
тате расширения площади фронта волны (S, м2):
S = 2r2,	(1.5)
где й— пространственный угол излучения звука (й = 4л, если
он излучается в пространство; й = 2л при излучении в полупро-
странство и т. д.).
Распространение звука связано с переносом энергии. Сред-
ний поток звуковой энергии, проходящий в единицу времени
через единицу поверхности, называется интенсивностью
звука (Вт/м2):
/=Р7(Рс).	(1.6)
Интенсивность звука — вектор, поэтому в некоторых практи-
ческих случаях используется скалярная величина — плот-
ность звуковой энергии (Дж/м3):
Е = //с.	(1.7)
Общее количество звуковой энергии, излучаемой источни-
ком в единицу времени, называется звуковой мощностью
(Вт):
W = IS.	(1.8)
Если звук излучается несколькими (п) источниками с про-
извольным распределением фаз, то суммарная звуковая мощ-
ность определяется как
Wz=^Wi,	(1.9)
1-1
где Wi — мощность /-го источника.
1.2.	ЭЛЕМЕНТЫ ФИЗИОЛОГИЧЕСКОЙ АКУСТИКИ.
ПОНЯТИЕ ШУМА
1.2.1.	ШУМ И ЕГО ВЛИЯНИЕ НА ЧЕЛОВЕКА
Шум — случайное сочетание звуков различной интенсивно-
сти и частоты» мешающий» нежелательный чзвук. Наряду с виб-
рацией он наносит наибольший вред здоровью персонала, об-
служивающего ТМ. Повышенный шум действует как на ор-
ганы слуха (специфические изменения), так и на весь организм
(неспецифические изменения).
У работающих в условиях повышенного шума на ТМ через
5 лет ухудшается слух, а яерез 10 лет могут наблюдаться та-
кие профессиональные заболевания, как неврит слуховых нер-
т
bob. При очень сильных акустических воздействиях (более
140 дБ) возможна травма органов слуха.
Неспецифическое воздействие шума проявляется, в первую
очередь, в нарушениях нервной и сердечно-сосудистой деятель-
ности. При очень длительном воздействии шума возникают раз-
дражительность, апатия, подавленность, возможно ослабление
Таблица 1.1. Влияние шума на производительность труда
машиниста экскаватора
Показатель	Экскаватор		
	обычный		пониженной шумности
	при работе без наушни- ков	при работе с наушни- ками	
Эквивалентный уровень звука, дБА Выработка, м3/ч	96,0 33,3	76,0 35,6	86,0 37,4
памяти, повышение артериального давления и т. д. Замедля-
ется скорость психических реакций, снижается темп работы,
ухудшается качество переработки информации.
Шум влияет на производительность труда, снижая ее на
5—20 %. Считается, что увеличение шума на каждый 1 дБ
сверх нормы приводит к снижению производительности труда
на 1 %.
В Германии изучалось влияние шума на производительность
труда машинистов строительных машин [1, 2]. Установлено,
в частности, что при снижении уровня звука с 96 до 86 дБА за
счет шумозащиты производительность труда экскаваторщиков
возросла на 12 % (табл. 1.1).
4 -	1.2.2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ШУМА
Воздействие шума на человека зависит от уровня звукового
давления (УЗД) или уровня звука (УЗ), частотного состава
(спектра) и продолжительности действия шума.
Уровень звукового давления (дБ) определяется
по формуле
L = 2Olg(P/Po),	(1.Ю)
где Р — среднеквадратичное звуковое давление, Па, в данной
полосе частот; Ро = 2- 10“5 Па — пороговое значение, приблизи-
тельно соответствующее порогу чувствительности уже на ча-
стоте 1000 Гц.
8
Уровень звука (дБА)
£А = 201g (РА/Р0),	(1.11)
где РА — среднеквадратичное звуковое давление с учетом кор-
рекции А-шумометра, Па.
Человек воспринимает звук в пределах от 0 дБ (так назы-
ваемый нулевой порог) до 140 дБ (болевой порог).
Кроме УЗД для расчетов используются уровни интен-
сивности и мощности звука (дБ), определяемые по
формулам
L, = 101g (//£>); Lw = 101g (W/Wo), (1.12); (1.13)
где /0= Ю-12 Вт/м2; Го= 10~12 Вт.
При вычислениях в децибелах и оценке УЗД и УЗ следует
руководствоваться следующими правилами:
1)	при сложении УЗД (УЗ) двух источников, разность ко-
торых составляет свыше 10 дБ (дБА), меньший можно не учи-
тывать;
2)	разность источников с одинаковыми уровнями равна 0;
3)	изменение УЗД на 5 дБ соответствует изменению интен-
сивности звука в 3 раза;
4)	изменение УЗД на 10 дБ означает изменение (по субъек-
тивному ощущению) громкости примерно в 2 раза, 15 дБ —
в 3 раза и т. д.
Суммарный уровень нескольких источников с одинаковыми
УЗД определяется как
Lz = Li + 101gn,	(1.14)
где Li — уровень звукового давления i-ro источника; п — число
источников.
Если же источники характеризуются разными УЗД, то
Lz= 101g(10°,1L’ + 10°’,L2 + ... + 100>1S.	(115)
Спектр — зависимость уровней звукового давления от ча-
стоты. Человеческое ухо слышит звуки в диапазоне от 20 до
20000 Гц. Звук с частотой ниже 20 Гц называется инфразву-
ком, выше 20000 Гц — ультразвуком. Принято вести из-
менения и расчеты в октавных полосах частот со среднегеомет-
рическими частотами 31,5, 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000
и 8000 Гц.
Шумы по положению максимума в спектре условно делят
на низко- (до 300 Гц), средне- (300—800 Гц) и высокочастотные
(выше 800 Гц) (рис. 1.1).
По характеру спектра различают широкополосный
(сплошной) шум с непрерывным спектром шириной более од-
ной октавы, тональный (дискретный), в спектре которого
имеются выраженные дискретные тона (устанавливается при
0
спектральном анализе в треть октавах), и смешанный,
когда на сплошные участки накладываются дискретные со-
ставляющие (рис. 1.2).
Шум ТМ характеризуется изменениями во времени (рис. 1.3)
при 'изменении режимов; условий работы и пр. По временным
характеристикам шум может быть постоянным (УЗ за
Рис 1.1. Спектры шума:
1 — высокочастотный (корпус ДВС); 2 —
низкочастотный (выпуск ДВС с глуши*
телем); 3 — среднечастотный (гидропере-
х	дача)
Рис 1.2. Характерные спектры шума:
1 — тональный (незаглушенный шум вы-
пуска ДВС); 2 — смешанный (редуктор);
3 — сплошной (искусственный источник
шума)
8-часовой рабочий день изменяется не более чем на 5 дБА) и
непостоянным (в противном случае).
Характеристикой постоянного шума являются УЗД в октав-
ных полосах со среднегеометрическими частотами, перечислен-
ными выше.
В свою очередь, непостоянные шумы подразделяются на
колеблющиеся во времени (УЗ непрерывно меняется во
времени), прерывистые (УЗ ступенчато меняется, причем
продолжительность интервалов составляет 1 с и более) и им-
пульсные, состоящие из звуковых сигналов длительностью
менее 1 с (при этом разность в измерениях на характеристиках
шумомера «Импульс» и «Медленно» составляет не менее
7 дБ А).
Характеристикой непостоянного шума является эквивалент-
ный (по энергии) УЗ (дБА), определяемый по формуле
т
LA9KB=101g^j(jAW_)d/,	(1.16)
10
где Ра(О—текущее значение среднеквадратичного звукового
давления, Па; Т — время действия шума.
Численно £дэкв соответствует уровню такого постоянного
шума, энергия которого равна энергии непостоянного шума
за промежуток времени Т.
Следует помнить, что
уменьшение в два раза
времени воздействия шу-
ма приводит к снижению
^А экв на 3 дБА, а на-
пример, в 10 раз — на
10 дБА. При увеличении
вдвое числа одинаковых
работающих источников
^аэкв возрастает , на
3 дБА.
1.2.3. НОРМЫ ШУМА
ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
Нормы шума, приня-
тые в настоящее время,
основываются на спек-
тральной и интегральной
оценке. В 1963 г. Между-
народная организация по
стандартизации (ИСО)
разработала рекоменда-
ции по нормированию
шума на основе предель-
ных УЗД в октавных по-
лосах частот (предельных
спектров — ПС). Число-
вой индекс ПС (напри-
мер, ПС-80) соответствует
УЗД в октавной полосе
Рис. 1.3. Временные характеристики шума:
а —постоянный шум; б — прерывистый; в —им-
пульсный
1000 Гц.
Нормы ИСО представляют собой семейство эквидистантных
кривых с шагом 5 дБ (ПС0 — ПС-120) (рис. 1.4). Для работ,
различающихся по характеру, устанавливаются различные ПС.
Например, ПС-85 предлагается в качестве критерия сохранения
слуха, и шумы этого спектра рассматриваются как допустимые.
Интегральный показатель — УЗ (дБА)—используется для
ориентировочной оценки, причем он связан с ПС зависимостью
£1°рм = ПС4-5.	(1.1 7
Нормы шума ТМ, установленные стандартами СССР, при-
ведены в табл. 1.2 и 1.3.
11
Отметим, что для тонального и импульсного шума значение
предельных УЗД (УЗ) уменьшается на 5 дБ (дБА) по сравне-
нию со значениями, указанными в табл. 1.2.
Запрещается даже кратко-
временное пребывание в зонах,
где УЗД выше 135 дБ в любой
октавной полосе.
Согласно санитарным нор-
мам СН 3223—85 максималь-
ный уровень колеблющегося
во времени и прерывистого
звука не должен превышать
110 дБ А, а импульсного —
125 дБА (/).
Предельно допустимые уро-
вни инфразвука для октавных
полос 2, 4, 8, 16 Гц—105 дБ,
для полосы 32 Гц— 102 дБ.
Наряду с санитарными при-
меняются технические нормы,
которые устанавливаются в за-
висимости от технического со-
Рис. 1.4. Предельные спектры шума стояния и характеристик ма-
шины.
За рубежом широко используется интегральная оценка
шума. В США, странах ЕЭС для рабочих мест ТМ предель-
ными считаются значения УЗ от 80 до 90 дБА. Нормы внеш-
него шума ТМ зависят от типа машины, ее мощности, массы
и составляют от 75 до 90 дБА (см. гл. 11—13).
Таблица 1.2. Нормы шума на рабочих местах водителей
и обслуживающего персонала ТМ (ГОСТ 12.1.003—83*)
Вид ТМ *	УЗД, дБ, в октавных полосах со среднегеометрическими частотами.							Гц		УЗ и эквива- лентные УЗ, ДВА
	31,5	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000	
Грузовые авто- мобили	100	87	79	72	68	65	63	61	59	70
Легковые авто- мобили	93	79	70	63	58	55	52	50	49	60
Тракторы, само- ходные шасси, прицепные и на- весные сельско* хозяйственные^ строительно-до- рожные и ана- логичные машины	107	95	87	82	78	75	73	71	69	80
12
Таблица 1.3. Нормы внешнего шума ТМ
(на расстоянии 7,5 м)
Вид ТМ	УЗ или эквива- лентные УЗ, дБА	Нормативный документ
Тракторы	85	ГОСТ 12.2.019—86
Грузовые автомобили с пол- ной массой, кг:		ГОСТ 27436—87
до 3500	81	
св. 3500	86	
св. 12 000 с двигателем мощ- ностью 147 кВт и выше	88	
Строительно-дорожные ма- шины	85	СН 1102—73
1.3. ЗВУКОВЫЕ ПРОЦЕССЫ
1.3.1. ИЗЛУЧЕНИЕ ЗВУКА
Явления излучения звука источниками, а также элемен-
тами шумозащитных конструкций имеют сложный характер.
Но все они могут быть сведены к упрощенным моделям.*
Так, все источники можно свести к трем простейшим
(рис. 1.5):
Рис. 1.5. Виды источников звука:
а — протяженная пластина; б — точечный источник; в — пульсирующая сфера конечного
размера
протяженная пластина, совершающая синфазные, т. е. имею-
щие одинаковую фазу по всей поверхности, колебания;
точечный источник;
пульсирующая сфера конечного размера.
Аппроксимация реального источника упрощенным зависит
от характера излучения, расстояния от источника до точки на-
блюдения, частоты излучаемого звука и пр.
13
Жесткой протяженной пластине можно уподо-
бить источники, размеры которых в несколько раз превосходят
длину звуковой волны в воздухе Л (например, толстые стенки,
излучающие колебания высокой частоты, стенки капота или
акустический экран, расположенные вблизи точки приема).
В этом случае звуковое давление в среде прямо пропорцио-
нально колебательной скорости независимо от частоты. Волна
имеет плоский фронт, амплитуда звукового давления
Pa = pcufl,	(1-18)
где va — виброскорость поверхности излучения, м/с.
Звуковая мощность, излучаемая пластиной,
W = pcSv2j,	(1.19)
где S — площадь пластины, м2; / — коэффициент излучения
пластины, который для толстостенных корпусов двигателей,
компрессоров, приводов, насосов со средними размерами Z, м,
при f 1701 равен 1, при более низких f j <. 1 [1.3]. Для плос-
ких излучателей в большинстве практических случаев можно
принять / =1 при f 400/1 [1.4].
Точечной и с т о ч н и к — синфазно пульсирующая сфера,
радиус которой меньше длины излучаемой звуковой волны.
Для ТМ это — отверстия выхлопных и всасывающих труб при
измерениях на расстояниях R 2d (d — диаметр). Давление
в звуковой волне обратно пропорционально квадрату расстоя-
ния, т. е. закон измененйя давления соответствует расходящейся
сферической звуковой волне. Такой источник называется мо-
нополем.
При распространении звука от протяженного источ-
ника конечных размеров образуется волновой фронт,
каждая точка кбторого (согласно принципу Гюйгенса) дейст-
вует как вторичный источник звука и излучает энергию во всех
направлениях, что приводит к расхождению звуковой волны.
На больших расстояниях от источника все звуковые волны пре-
вращаются в сферические. Звуковая волна от излучателя, нахо-
дящаяся в. промежуточном положении между плоской и сфери-
ческой, называется цилиндрической.
Плоские цолны не меняют формы и амплитуды, сферические
не меняют формы (амплитуда уменьшается на 1/2), цилиндри-
ческие меняют фор^у и амплитуду.
Таким образом, для реальных излучателей конечных разме-
ров существует несколько зон излучений.
Ближнее (или квазистационарно е) звуковое
поле — область, примыкающая к излучателю — характеризу-
ется^ неравномерным распределением давлений и значительно
отличается от плоского поля неравномерностью распределения
звукового давления. По данным работы [1.5], можно пренебречь
14
ближним звуковым полем на расстоянии свыше 0,3 м от пла-
стины.
За ближним звуковым полем следуют области ф ре не ле-
вой дифракции (плоская звуковая волна), переход-
ная (цилиндрическая волна) и фрунгоферовой ди-
фракции — дальнее звуковое поле (сферическая звуковая
волна) [1.6]
Рис. 1.6. Зависимость звукового давления от расстояния до источника:
а — точечного; б — линейного; в — плоского
Если обозначить максимальный размер источника звука как
а, а минимальный как &, то на расстоянии 6/л от источника
звуковая волна плоская, от 6/л до а/л — цилиндрическая, а при
расстоянии менее а/л— сферическая. Если источник характе-
ризуется линейным размером с, то на расстояниях до с/л зву-
ковая волна цилиндрическая.
Снижение УЗД по мере удаления от источников различной
формы показано на рис. 1.6 [1.7]. При каждом удвоении рас-
стояния от точечного источника УЗД снижается на 6 дБ, а от
линейного — на 3 дБ.
При измерениях шума ТМ приходится определять интенсив-
ность звука (уровень интенсивности) от источника конечных
размеров в точке, не очень далеко от него расположенной (т. е.
когда источник не может считаться точечным). Теоретическое
решение этой задачи дано в работе [1.8]. Ее автор — 3. Мае-
кава — предложил заменить реальный источник идеальным из-
лучателем (линейным, прямоугольным), по всей длине или
плоскости которого расположены точечные некогерентные ис-
точники звука.
Интенсивность звука на расстоянии R от плоского излуча-
теля произвольной формы (рис. 1.7)
пл
dx dy
R2 + x2 + y2
(1.20)
где S — площадь излучателя, м2.
15
Интенсивность звука на расстоянии R от линейного излуча-
теля длиной 4
Рис. 1.7. Источники звука:
. а — линейный; б — плоский произвольной формы
Для плоского прямоугольного излучателя с линейными раз-
мерами а и b в точке, расположенной на оси ненаправленного
источника на расстоянии R,
/пл = arctg----------. ab	—.	(1.22)
nab е 2/? VW + аг + Ь2
Интенсивность звука на расстоянии R от линейного источ-
ника длиной I после некоторых преобразований можно пред-
ставить в виде
I* = 2nlR arct£ 2R ’	(1 - 23)
В заключение отметим, что если два или несколько источ-
ников звука находятся вблизи один от другого, то они могут
влиять друг. на друга. Взаимодействие между двумя источни-
ками ограничивается очень небольшим расстоянием (/?): при
R ^А/6 источники звука некогерентны [1.5].
1.3.2.'РАСПРОСТРАНЕНИЕ ЗВУКА В ЗАМКНУТОМ
И ОТКРЫТОМ ПРОСТРАНСТВЕ
Волновая, геометрическая и статистическая акустика. Суще-
ствующие методы расчета звуковых полей базируются на по-
16
ложениях волновой, геометрической и статистической акустики
или на комбинациях этих теорий (например, статистическо-гео-
метрической).
Волновая акустика рассматривает звуковые процессы
с позиций волновой природы звука как строгую физическую
задачу. Сложность математического аппарата не позволяет по-
лучить инженерных методик расчета.
Волновая акустика изучает идеальные процессы (например,
идеальные границы—абсолютно мягкую или абсолютно жест-
кую), что также затрудняет ее использование в реальных усло-
виях, например для ТМ. На ее основе могут быть оценены влия-
ния поверхностей на виды волн, процессы затухания колеба-
ний, а также определены границы применения других теорий.
Так, применение статистической акустики ограничивается стро-
гим условием Майера
/диф= 1000/^Р,	(1.24)
где — частота, при которой поле считается диффузным;
V — объем замкнутого пространства, м3.
В работах [1.2, 1.9] предложено менее строгое условие:
/диф = 500/^Р.	(1.25)
На основе волновой акустики получено важное для практи-
ческих целей выражение для определения резонансных частот
помещения
где с — скорость звука, м/с; ni— пз— целые числа; к—1з —
линейные размеры помещения, м.
Применительно к ТМ методы волновой акустики используют
для определения звуковых полей низкой частоты в малых объ-
емах правильной формы.
Геометрическая акустика вытекает из волновой и яв-
ляется более простой и наглядной. Она оперирует понятием
звукового луча. Звуковое поле представляется в виде лучей, по-
строенных по законам оптики. Методы геометрической акустики
применимы, если длина звукового луча / больше (равна) длине
звуковой волны, т. е. / Л. Они достаточно сложны, не уни-
версальны и применяются в основном для средних и высоких
частот. Ими описываются звуковые поля в протяженных замк-
нутых объемах, решаются задачи отражения звука от огра-
ждающих поверхностей или поверхностей, на которых распола-
гается ТМ. Значение отраженной звуковой энергии определя-
ется как
^отр==^пад(1 Опов)>	G-27)
2 Заказ № 50
17
где ЕПад — падающая звуковая энергия; аПОв— коэффициент
звукопоглощения отражающей поверхности.
Основы статистической акустики заложены У. Сэби-
ном, который связал физические характеристики замкнутого
объема с инженерными методами расчетов. Статистическая
теория оперирует понятием диффузного звукового поля. Им
обозначают поле, в котором средние значения потока звуковой
Рис. 1.8. Спад УЗД с увеличением
расстояния (г) от источника в поме-
щении:
7 — ближнее звуковое поле; II — дальнее
звуковое поле; III — область прямого
звука; IV — область отраженного звука
энергии по различным направлениям, а также средняя плот-
ность звуковой энергии в любой точке объема одинаковы.
В каждой -точке диффузного звукового поля в замкнутом
объеме происходит большое число отражений; амплитуда и
фаза каждого отражения не учитываются, т. е. интерференцией
пренебрегают. Это позволяет применять при расчетах метод
энергетического суммирования (в любой точке объема сумми-
ровать УЗД).
Методы статистической акустики применяются в архитектуре
для сооружений больших объемов. В работе [1.2] предложено
использовать эти методы для расчетов шума в замкнутых объ-
емах ТМ, представив звуковое поле в последних квазидиф-
фузным.
Основные расчеты шума ТМ базируются на методах стати-
стической акустики, в . частности — на методе энергетического
суммирования.
Звуковое поле в замкнутом объеме. Звуковое поле в замк-
нутом объеме (помещении) при наличии единичного источника
мощностью W характеризуется наличием двух составляющих
(рис. 1.8): прямой и отраженной, которые определяются соот-
ветственно как
/пр = Х1ГФ/(Йг2),	(1.28)
где х — коэффициент, учитывающий влияние ближнего звуко-
вого поля и принимаемый в зависимости от отношения расстоя-
ния г (м) от источника до расчетной точки к его максималь-
ному габаритному размеру; Ф — фактор направленности источ-
ника звука ‘ (определяется экспериментально, для источника
18
с равномерным излучением Ф=1); й — пространственный угол
излучения (й=4л при излучении в пространство, й = 2л— в по-
лупространство и т. д.);
/отр — 4WW/B
ПОМ*	(1-29)
Здесь ф— коэффициент, учитывающий нарушение диффузности
звукового поля в помещении; Вц01й— постоянная помеще-
ния, м2,
Вдом
— ®пом^огр/( 1
— ®пом)>
(1.30)
где ссцом — средний коэффициент звукопоглощения в помеще-
нии; Sorp — суммарная площадь поверхностей, ограждающих по-
мещение.
Звуковое поле в помещении
Л1ОМ-Л1р “Ь Л>Тр- (1.31)
Подставив (1.28) и (1.29)
в (1.31) и преобразовав (1.31)
к виду, удобному для расчетов,
получим что УЗД в поме-
щении
L_Lr + 1o,6(^+^-).
(1.32)
где Lw — уровень акустической
мощности источника, дБ.
Распространение звука в от-
крытом пространстве. Звуковое
Таблица 1.4
Затухание звука в атмосфере
Октавные полосы частот, Гц	Ра, дБ/км
63	0
125	0,75
250	1,50
500	3
1000	6
2000	12
4000	24
8000	48
давление в открытом пространстве от сферического источника
обратно пропорционально расстоянию от источника до расчет-
ной точки.
Из (1.28) при х= 1 и й = 4л
L = Lw-2O\g-^- +ПН -11,
(1.33)
где го—расстояние, на котором производятся измерения
(в большинстве случаев го=1); ПН — показатель направлен-
ности источника звука, дБ.
При распространении звука от ТМ в пространство на боль-
шие расстояния он затухает за счет поглощения в атмосфере,
что учитывается выражением
РаГ/ЮОО,	(1.34)
где ра — затухание звука в атмосфере, дБ/км (табл. 1.4).
2*
19
(1.39)
(1.40)
1.3.3. ПОГЛОЩЕНИЕ, ОТРАЖЕНИЕ, ПРОХОЖДЕНИЕ,
ИНТЕРФЕРЕНЦИЯ И ДИФРАКЦИЯ ЗВУКА
Поглощение, отражение, прохождение звука. Звуковая энер-
гия/ попадающая на ограждающую поверхность, частично по-
глощается, частично отражается, частично проходит через по-
верхность:
^пад === Люгл 4“ 70тр 4“ 7пр.	(1.35)
Количественно поглощенная, отраженная и прошедшая энер-
гии определяются коэффициентами поглощения (а), отраже-
ния (Р) и звукопроводности (т):
= 7Погл/^пад» Р = 7Отр/7пад^ ^ = 7Пр//пад* (1.36)—(1.38)
Звукоизоляция, основанная на отражении звука,
ЗИ == 101g (1/т).
Звуковая мощность, проходящая через ограждения
э	^пР === 7ПаДаОГрТОГр5огр,
где а0Гр, tOrp — соответственно коэффициенты поглощения и
звукопроводности ограждающей конструкции площадью Sorp, м2
[1.10].	;
Интерференция и дифракция звука. Если для квазидиффуз-
ных звуковых полей явления дифракции и интерференции не
учитываются, то при рассмотрении прохождения звука за края
акустического экрана, а также через отверстия, проемы,- щели
и т. д. ими нельзя пренебрегать.
Явление : ^интерференции — наложения двух или не-
скольких колебаний одно на другое — наблюдается'в замкну-
тых объемах при измерении звуковых полей, их неравномер-
ность— результат сложения прямого и отраженного звука. При
сложении двух колебаний с одинаковыми амплитудами в фазе
наблюдается их удвоение, в противофазе амплитуда близка к 0.
Дифракция (огибание звуковой волной преград) имеет
место при установке акустических экранов, ею обусловливается
проникновение звука в зону акустической тени за экраном. Ди-
фракция объясняется тем, что каждая из колеблющихся частиц
среды — элементарный источник звука. Степень проникновения
в первом приближении зависит от соотношения между разме-
рами экрана /экр и длиной звуковой волны X. Чем больше Л,
тем меньше эффект экрана.
Звук, проникающий через проемы, щели, отверстия, тем ин-
тенсивнее, чем их суммарная площадь больше X. Звукоизоля-
ция ограждения с отверстиями выше, чем, например, огражде-
ния с проемом равной площади. Препятствие, внесенное в зву-
ковое поле, искажает характер последнего за счет явлений ди-
фракции, что также необходимо учитывать при измерениях
шума ТМ.
20
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.1.	Ковригин С. Д., Крышов С. И. Архитектурно-строительная аку-
стика.—2-е изд., перераб. и доп.— М.: Высш, шк., 1986.— 256 с.
1.2.	Иванов Н. И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строи-
тельных машинах.— 2-е изд., перераб. и доп.— М.: Транспорт, 1987.— 223 с.
1.3.	Заборов В. И., Клячко Л. Н., Росин Г. С. Защита от шума и вибра-
ции в черной металлургии.—М : Металлургия, 1988.— 213 с.
1.4.	Справочник по технической акустике/Под ред. М. Хекла и
X. А. Мюллер а.— Л.: Судостроение, 1980.— 437 с.
1.5.	Скучик Е. Простые и сложные колебательные системы.— М.: Мир,
1971.—557 с.
1.6.	Лепендин Л. Ф. Акустика.— М.: Высш, шк., 1978.— 448 с.
1.7.	Контроль шума в промышленности/Под ред. Дж. Д. Вебба.— Л.:
Судостроение, 1981.— 312 с.
1.8.	Maekawa Z. Noise Reduction by Distance from Sources of Various
Shapes//Applied Acoustics.— 1970.— N 3.— P. 225—238.
1.9.	Изак Г. Д., Гомзиков Э. А. Шум на судах и методы его уменьше-
ния.— М.: Транспорт, 1987.— 303 с.
1	10. Клюкин И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах.—
2-е ич.и /перераб. и доп.— Л.: Судостроение, 1971.— 416 с.
Глава 2. ШУМООБРАЗОВАНИЕ
И РАСЧЕТ ОЖИДАЕМОЙ ШУМНОСТИ ТМ
2.1.	МОДЕЛИ ПРОЦЕССОВ ШУМООБРАЗОВАНИЯ
И ГРАНИЦЫ РАСЧЕТОВ
Для расчета шума ТМ представляют системой, состоящей
из отдельных подсистем: источников звука и вибрации, кана-
лов распространения воздушного и структурного звука, вторич-
ных излучателей звука.
Рассматривают последовательно характер акустических про-
цессов в системе. В первую очередь необходимо решить вопрос
о входе в рассматриваемую систему, т. е. вопрос об акустиче-
ской мощности (HZ) источника шума. ТМ, как правило, рабо-
тают на различных режимах, поэтому шум, излучаемый источ-
никами, имеет стохастический характер. Излучаемая акустиче-
ская мощность является функцией времени (/) и частоты (/),
т. е. W=F(f, /). При работе машины в стационарном режиме
шум источников может быть в первом приближении принят де-
терминированным и описан функцией частоты, т. е. W = F(f).
Детерминированность излучения шума источниками является
определенной аппроксимацией стохастического процесса, вполне
допустимой при расчетах.
Реальные источники звука на ТМ — колебательные системы
сложной формы. Расчет звуковых полей этих излучателей за-
труднен. Поэтому все источники уподобляются идеализирован-
ным излучателям звука простой формы. В зависимости от типа
излучателя возникают плоские, цилиндрические или сфериче-
21
ские звуковые волны; характер звукового поля излучателя опи-
сывается с использованием гипотезы 3. Маекавы [2.1, 2.2].
Основные допущения. Определенная идеализация акустиче-
ских процессов, обусловленная в первую очередь неучетом вол-
новой природы звука, требует введения соответствующих огра-
ничений и допущений при использовании статистической теории
для разработ-ки метода расчета ожидаемой шумности ТМ:
источники звука некогерентны, акустический сигнал широко-
полосный; ч
звуковое поле в замкнутых объемах (кабины, капоты, ди-
зельные отсеки) квазидиффузное;
импедансы ограждающих поверхностей приблизительно оди-
наковы;
резонансные явления в замкнутых объемах, как правило, не
учитываются;
источники звука излучают сферические, цилиндрические или
плоские волны;
источники звука, расположенные в замкнутых объемах, явля-
ются'ненаправленными излучателями;
звуковая-' мощность в расчетной точке определяется по прин-
ципу энергетического суммирования;
звуковая волна, проходящая вблизи отражающей поверхно-
сти, рассматривается в расчетной точке как результат действия
зеркального мнимого источника;
замкнутый объем характеризуется средним коэффициентом
звукопоглощения (а);
звуковая мощность источника звука не зависит от характе-
ристик замкнутого объема;
в значения УЗД, рассчитанные для частот, равных или мень-
ших /дИф, вводятся экспериментальные поправки;
ближнее, звуковое поле учитывается коэффициентом %;
нарушение диффузности звукового поля оценивается коэф-
фициентом ф;
распространение вибрации по рамным конструкциям ма-
шины принято без учета диссипативных потерь;
отношение* наибольшего размера замкнутого объема к наи-
меньшему не превышает 4—5;
все элементы шумозащитных конструкций (стены кабин и
капотов, отверстия, щели, проемы, ребра кабин и акустических
экранов и пр.) представляют в виде элементарных излучате-
лей, по всей площади (или длине) которых располагаются то-
чечные сферические источники звука;
любая конструкция шумозащиты рассматривается как на-
бор элементарных некогерентных излучателей звука.
Некогерентность источников звука. На ТМ источники звука
расположены друг от друга на сравнительно небольших рас-
стояниях— до 0,3—0,5 м.,Принято считать [2.3], что если источ-
22
ники звука расположены друг от друга на расстоянии /?	Х/6,
то они некогерентны. Таким образом, в диапазоне частот, на-
чинающемся с 110 4-200 Гц, источники звука ТМ некоге-
рентны. Некогерентность предполагает, что при наложении не-
скольких (0 звуковых волн с эффективным звуковым давле-
нием суммарное эффективное звуковое давление определяется
равенством
(2.1)
и тогда суммарный УЗД
®	0 1L
1см “10 lg S 10* '•	(2.2)
1 = 1
Звуковое поле. Предположение о диффузности звукового
поля в замкнутых объемах ТМ во всем диапазоне частот явля-
ется идеализированным, в силу того что звуковое поле не обла-
дает в полной мере свойствами изотропности и однородности.
В первом приближении звуковое поле в замкнутом объеме мо-
жет рассматриваться как диффузное, если в нем содержится
достаточно большое число, как правило более 10, мод его коле-
баний [2.2].
Согласно определению Шредера звуковое поле в случае спа-
дов отраженной энергии имеет квазидиффузный характер, обу-
словленный наличием в каждой точке объема результирующего
потока энергии при сохранении формального признака диффуз-
ности по изотропности угловой направленности элементарных
потоков. Поэтому весь частотный диапазон для замкнутых объ-
емов ТМ подразделяется на три основные области: квазидиф-
фузного звукового поля — начиная с частоты f	отра-
женной звуковой энергии — при f н f < /диф; вынужденных ко-
лебаний — при fв < f < (рис. 2.1).
Граница квазидиффузного поля может быть определена из
формулы
/диФ = 500Ж,	(2.3)
где V — объем замкнутого пространства, м3.
Учитывая, что минимальные объемы кабин и отсеков ТМ со-
ставляют 3—5 м3, значения частот, начиная с которых звуковое
поле в них может считаться квазидиффузным, составляют
230—320 Гц. Таким образом, методы статистической акустики
могут применяться для расчетов ожидаемой шумности ТМ при
среднегеометрическом значении частоты, не меньшем 250 Гц.
Для частот f /даф соблюдается условие сравнимости раз-
меров замкнутых объемов с длиной звуковой волны. Анализ
показывает, что в замкнутых объемах ТМ импедансы огра-
23
ждающих конструкций незначительно отличаются друг от друга,
а источники4звука, расположенные в них, являются ненаправ-
ленными.
Начиная с частоты f>fu резонансные явления в замкнутых
объемах не учитываются, fH=200/^V.
Рис. 2.1. Области звукового поля в замкнутом объеме:
I — вынужденных колебаний; II — единичных отражений звука; III — квази диффузного
t	звукового ПОЛЯ
Для частот*’f /н характер звукового поля определяется
вынужденными колебаниями. В этом диапазоне в расчетные ре-
зультаты вводится экспериментальная поправка.
Излучение звука. Как уже говорилось, все излучатели
звука, имеющиеся на ТМ, сведены к простейшим типам, что
значительно упрощает расчеты [2.3].
Основная часть источников звука ТМ (системы выпуска и
впуска, вентилятор системы охлаждения, гидронасосы и т. п.)
рассматриваются как точечные, при условии что их размеры
малы по сравнению с расстоянием (/?) до расчетной точки,
а она находится в дальнем звуковом поле источника, т. е.
> X; Zniaxi R > ^max/^>	(2*4)
где /?' — расстояние, отсчитываемое от ближайшей точки до
поверхности излучателя, м; /Шах — максимальный размер излу-
чателя, м [2.4].
При увеличении расстояния от этих источников в два раза
УЗД уменьшается на 6 дБ.
Редукторы, а также вторичные излучатели — линейные эле-
менты ограждающих конструкций замкнутых объемов ТМ — яв-
ляются линейными источниками при условии, что выполняется
неравенство /? /max- Они излучают цилиндрические волны.
Снижение уровня звукового давления при удвоении расстояния
составляет 3 дБ.
Уровни звукового давления плоских источников (корпуса
ДВС, акустических экранов и т. д.) вблизи от них уменьшаются
весьма незначительно и зависят от площади источника звука S.
24
Поэтому, если расстояние от источника /?> 0,4 VS [1.4], умень-
шение звукового давления необходимо учитывать при расчетах.
Таким образом, источники звука рассматриваются как излу-
чатели сферических, цилиндрических и плоских волн.
Звуковая мощность источников. Основной акустической ха-
рактеристикой, используемой при расчетах, является звуковая
Рис. 2.2. График для определе-
ния коэффициента х в зависимо-
сти от отношения расстояния
к максимальному линейному раз-
меру источника /щах
Рис. 2.3. Зависимость
коэффициента ф от от-
ношения постоянной по-
мещения Впом к его пло-
щади <$пом
мощность источника W. Она не зависит от параметров замкну-
того объема, где установлен источник, и характеризует только
его (ГОСТ 12.1.003—83* и [2.4]). Поэтому все акустические
расчеты ТМ выполняются при условии, что W=const. Звуко-
вую мощность от нескольких источников в расчетной точке по-
лучают энергетическим суммированием составляющих:
W = £ Wi.	(2.5)
/=1
Коэффициенты, учитывающие ближнее звуковое поле и на-
рушение диффузности. При расположении расчетной точки
в ближнем звуковом поле его влияние и нарушение диффузно-
сти, которые снижают точность расчета, учитываются введе-
нием эмпирических коэффициентов %, ф (ГОСТ 12.1.003—83*
и [2.4]).
Коэффициент %, учитывающий влияние ближнего звукового
поля, принимается в зависимости от отношения расстояния R
между акустическим центром источника и расчетной точкой
к максимальным габаритным размерам Zmax источника
(рис. 2.2). К сожалению, вх не учтена зависимость от частоты
и вида источника. Поэтому его использование в акустических
расчетах ТМ требует осторожности.
25
Коэффициент ф, учитывающий нарушение диффузности зву-
кового поля замкнутом объеме, в котором находится источ-
ник, определяют по графику, показанному на рис. 2.3.
Соразмерность замкнутых объемов. Установлено, что ме-
тоды статистической акустики применимы только для соразмер-
ных объемов, у которых отношение наибольшего размера к наи-
меньшему не превышает 5. Анализ замкнутых объемов (кабин,
подкапотного .пространства, дизельных отсеков и т. п.) ТМ по-
казывает, что отношение наибольшего размера к наименьшему
не превышает 3—4. Таким образом, анализ граничных условий и
допущений позволяет использовать положения статистической
акустики для* разработки инженерного метода расчета ожидае-
мой шумности ТМ.
2.2.	РАСЧЕТ ОЖИДАЕМОЙ ШУМНОСТИ
ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
2.2.1.	КЛАССИФИКАЦИЯ РАСЧЕТНЫХ СХЕМ
На ТМ сосредоточено значительное число источников шума,
обладающих различной акустической мощностью, которые фор-
мируют суммарное звуковое поле на рабочем месте оператора.
К ним относят силовую установку, в основном двигатели внут-
реннего сгорания (ДВС), системы выпуска отработавших газов
и впуска воздуха, системы гидравлики, трансмиссии, цепные и
зубчатые передачи, рабочие органы, а также ходовые части
машин. Большинство исследователей, занимающихся вопросами
шумообразования на ТМ, отмечают, что основным источником
акустического излучения является корпус ДВС в совокупности
с системой выпуска отработавших газов.
Анализ койструктивного исполнения ТМ позволили авторам
работ [2Д 2.6] установить, что в. зависимости от характера
размещения основного источника шума машины могут быть ка-
потного и беркапотного типов, а также с дизельным отсеком.
В зависимости от расположения рабочего места по отношению
к основному источнику шума и степени оснащения его шумоза-
щитными конструкциями различают машины со встроенной и
автономной кабинами, различно расположенными по отношению
к капоту, а также без кабин. Это подразделение легло в основу
классификации основных акустических расчетных схем ТМ,
приведенной в табл. 2.1.
В том случае, если разрабатываемая машина не соответст-
вует ни одной из типовых расчетных схем, приведенных
в табл. 2.1, -необходимо разработать новую расчетную схему,
придерживаясь следующих условий:
если дополнительный источник шума (например, гидрона-
сос, редуктор, коробка передач) расположен снаружи кабины
и примыкает к какому-то ее элементу, считать, что звуковая
26
энергия этого источника проникает через соответствующий эле-
мент ограждения кабины;
если на машине располагается рабочий орган активного дей-
ствия, излучающий шум при работе, то долю шума от этого
источника рассчитывать так же, как для двигателя без капота.
2.2.2.	АНАЛИТИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ
ПРОЦЕССОВ РАСПРОСТРАНЕНИЯ ШУМА
Приводимые ниже аналитические выражения позволяют
определить долю шума, проникающего на рабочее место от ос-
новных источников определенными каналами, и оценить их
вклад в суммарное звуковое поле.
Шум выпуска, непосредственно проникающий на рабочее
место,
Ьвып = ^И^вып —	*4“	— Рвып —	(2«6)
Здесь £vrBbin — спектр звуковой мощности выпуска отрабо-
тавших газов (его выбирают по техническому паспорту обору-
дования; для ряда ТМ значения £тгвып приведены в работе
[2.9]);
01 = 20 lg^Bbin/гвып, где /?вып — расстояние от среза выпуск-
ной трубы до рабочего места, м; гВып=0,25 м;
ПН— показатель направленности выпуска (если выпускная
труба направлена вверх, ПН = $, если в сторону рабочего ме-
ста, ПН = ± дБ, если в противоположную сторону, ПН =
----4 дБ);
Рвып — добавка, учитывающая расположение выпускной
трубы на ТМ (с учетом исследований, выполненных в работе
[2.6], при выводе трубы наверх на капот рВЫп равно 0, при вы-
воде вбок — 5 дБ, при выводе за капот — 8 дБ);
х — числовая добавка, которая при £2=л равна 5 дБ, при
й=2л — 8 дБ, при £2 = 4л—И дБ (Q — пространственный угол
излучения источников, при излучении в открытое простанство
он составляет 4л, в полупространство — 2л, в двухгранный
угол — л).
Шум выпуска, проникающий на рабочее место через соот-
ветствующие панели ограждений кабины, с учетом дифракцион-
ных явлений
£вып = £гвып - at - Жаб + At (®) + ПН - ₽вып - х + 6.	(2.7)
Здесь Lw и ai — см. (2.6):
ЗИ^ — приведенная звукоизоляция кабины,
Жаб = 101g ( S S^l ZSw  Ю-0’1	г + 'кабО\
\j = l I	J
27
®	Таблица 2.1. Основные расчетные схемы для определения воздушной составляющей шума ТМ
Тип ТМ	/	Расчетная схема		Обозначения	/ Основные каналы проникновения на рабочие места шума	
* «	Номер	"	- '	—7— J~ Эскиа •		V	t	корпуса ДВС	в	выпуска ч	* *
Бескапот- ные	1	Ж	WWW	1 — выпуск; 2 — корпус двигателя; 3 — рабочее ме- сто. (открытое)	Непосредственно от источника	
	2	2 1 ж	Ki	4 — кабина опе- ратора	Все панели ограждения	Все панели ограждения, за исключением пола
						
Капотные	3	2 / 	 7AW//	.\ 5 \\ V s'?) ж	5 — капот двига- теля; 6 — откры- тый проем в ка- поте	Ограждения и нижний открытый проем капота	Непосредственно от ис- точника
4
7 —пол кабины
5
8 — перегородка
между двигателем
и кабиной
6
9 — дизельный
отсек
С дизель-
ным отсе-
ком
У
7
$

1. Панели ограждения кабины, кроме пола (доля шума, проходя- щая через поверхности капота) 2, Пол (доля шума, проходящая через ниж- ний открытый проем в капоте)	Все панели ограждения, 1 за исключением пола
1.	Перегородка 2.	Ограждения капота и далее панели кабины, кроме перегородки и пола 3.	Нижннй открытый проем капота и далее пол	Все панели ограждения, за исключением пола и перегородок
Перегородка между ка- биной и дизельным отсе- ком	Панели ограждения, кроме пола и перего- родки
Все панели ограждения, кроме пола	
где SKa6i — площадь i-ro ограждения (стекло, потолок, дверь,
стена и т. п.)2 через которые шум выпуска проникает в ка-
бину, м2; л—’число элементов ограждения кабины; ЗЯкаб» —
звукоизоляция i-ro элемента кабины, дБ (данные по звукоизо-
ляции можно найти в работе [2.8] или рассчитать по формулам,
изложенным в гл. 4); /Каб<— добавка к звукоизоляции i-ro огра-
ждения кабины в зависимости от расположения ее панелей по
отношению к рыпуску, дБ, iKa6/ = 5— для потолка и боковых
панелей, /Каб<=8— для задней панели;
п
где Лкаб — звукопоглощение кабины, м2, Лкаб = «каб^каб
[а«аб — средний коэффициент звукопоглощения в кабине
Таблица 2.2. Средние коэффициенты звукопоглощения d
шумозащитных конструкций ТМ
Конструкция	Октавная полоса со среднегеометрической частотой, Гц							
	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Кабина: без звукопоглощаю-	0,05	0,08	0,15	0,20	0,20	0,15	0,20	0,40
щих элементов со зву коп огл ощени ем	0,30	0,50	0,30	0,30	0,30	0,30	0,30	0,60
Дизельный отсек	0,11	0,12	0,13	0,14	0,16	0,20	0,20	0,22
Капот	0,19	0,22	0,25	0,27	0,30	0,31	0,33	0,35
(табл. 2.2); 5Каб — общая площадь панелей ограждения ка-
бины, м2];
ПН, Рвып» ---СМ. (2.б)г.
Шум двигателя, непосредственно проникающий на рабочее
место,
L№ = LW№-a2-x.	(2.8)
Здесь Lw^B —спектр звуковой мощности двигателя, дБ (вы-
бирается по техническому паспорту, для ряда ТМ его значения
приведены в работе [2.13]);
«2 = 611£#дв/гдв, где ki — коэффициент, принимаемый в за-
висимости от расстояния между корпусом двигателя и рабочим
местом /?дв, м; £1=10 при /?дв 2,5 м, £1 = 20 при /?дв > 2,5 м;
ГдВ = 1 м;
х — см. (2.6).
30
Шум двигателя, проникающий на рабочее место через соот-
ветствующие панели ограждений кабины, с учетом дифракцион-
ных явлений
L№ =	— az — ЗИкаб 4“ Ai (©) — х -|- 6.	(2-9)
Значения /Каб приведены в табл. 2.3, все остальные —
см. (2.6).
Таблица 2.3. Усредненные значения дифракционных поправок t
к звукоизоляции панелей ограждения кабин ТМ, дБ
Расстояние от двигателя до кабины, м	Панели ограждения кабины	Октавная полоса со среднегеометрической частотой, Гц							
		63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
0,1—2,0	Боковые Потолок Задняя	9 5 11	9 9 14	9 9 14	9 12 14	9 12 41	9 12 14	13 15 17	17 18 20
Св. 2	Боковые Потолок Задняя	5 6 5	7 8 11	7 8 11	7 8 13	7 8 13	7 8 13	9 10 18	9 10 18
Шум двигателя, заключенного в капот, проникающий непо-
средственно на рабочее место,
Вдв. кап ==	~ "3^кап — Оз — X.	(2.10)
Здесь Lw№—см. (2.8).
Показатель Ci(©) рассчитывается по формуле
C,W=101g(^+*^),
где Хкап — коэффициент, учитывающий влияние ближнего звуко-
вого поля и определяемый по графику на рис. 2.2; Гдв — рас-
стояние от двигателя до панели капота, м; фкап—коэффициент,
учитывающий нарушение диффузности звукового поля под ка-
потом и определяемый по графику на рис. 2.3; ВКап— постоян-
ная капота, м2.
Постоянную капота определяют как ВКап=ЛКап/(1—«кап),
где Лкап — звукопоглощение капота, М2, Л кап = «напекал, т. е.
это произведение среднего коэффициента звукопоглощения под
капотом (см. табл. 2.2) вкап и общей площади панелей капота
<$кал> М2.
31
Приведенная звукоизоляция капота, дБ,
п
° j .	У, Sxani
ЗЯкап = 101g —------------—-----------------
где SKaai — площадь i-й панели капота, м2; т — число панелей
капота; 3HK&ai — звукоизоляция i-й панели капота, дБ (см. [2.8]
или гл. 4); iKani — добавка к звукоизоляции панелей капота
в зависимости от их расположения по отношению к рабочему
месту, дБ (фавна 0, если поверхность расположена напротив
рабочего мцста, 5 дБ — на боковых или верхней панели капота,
8 дБ — на задней по отношению к рабочему месту панели
капота).
Для расчета а3 пользуются формулой Яз=йг 1g/?кап/гкап
где кг — коэффициент, принимаемый в зависимости от расстоя-
ния Икал до рабочего места (при /?кап ^Зм Аг=10, при /?Кап>
3 м Л2== 20); Гкал1 м.
Обозначение х — см. (2.6).
Шум двцгателя, заключенного в капот или расположенного
в дизельном отсеке, проникающий на рабочее место через пе-
регородку кабины
£давбпер = Lw№ + Cl (о) 4- bt + А2 (©) - ЗЯпер + 6.	(2.11)
Здесь Lw„. —см. (2.6); СДю) —см. (2.10);
дв
*	У, Snepi
где Snepi — площадь - i-й панели перегородки, м2; £кал — см.
(2,10);
.	п
У, Snepi
4s(G))=101g-£=^------,
' ’	6 Асаб
где А хаб — см. (2.7);
приведенная звукоизоляция перегородки, дБ,
ЗИпер — 10 1g
У Snepi
_______i = i____________
£ Snepi • 10-°*,3йп*Р<
где ЗИл«р1 — звукоизрляция i-й панели перегородки, дБ (см.
[2.8] или гл. 4);
32
При расположении двигателя в дизельном отсеке в формуле
(2.11) Сц(со) заменяется на Сг(со), bi — на Ьг,
c,w_I0le^+^.Y
д. о
Здесь Хд. о — коэффициент, учитывающий влияние ближнего зву-
кового поля и определяемый по графику на рис. 2.2; гд. 0— рас-
стояние от двигателя до панелей дизельного отсека, м; фд. 0—
коэффициент, учитывающий нарушение диффузности звукового
поля в дизельном отсеке и определяемый по графику на рис. 2.3;
Вд. о — постоянная дизельного отсека, м2,
Вд. о
где Лд. о — звукопоглощение
=а». оВд. о	(«д. о — средний
Ал- о
1   Од. о *
дизельного отсека, м2, Ад. 0 =
коэффициент звукопоглощения
в дизельном отсеке — см. табл. 2.2; Вд. 0 — общая площадь ди-
зельного отсека, м2);
Значение Ьз находят по формуле
У, Bnepi
62=101g-^--------.
Од. О
Шум двигателя, заключенного в капот или расположенного
в дизельном помещении, проникающий на рабочее место через
ограждения капота или дизельного отсека и далее через панели
кабины, за исключением перегородки и пола,
Вдв?кап = ВтГдв + С1 (со) + Ьз — ЗИКЛп — ЗИ каб + А1 (со) — х + 6,
(2.12)
где Lw —см. (2.8); Ci(co) —см. (2.10); i>3 = 101g£ Зкаш’/Зкап’,
дв
/=1
ЗЯкап — см. (2.10); ЗЯКаб — см. (2.7); А((о) и х — см. (2.7).
При расположении двигателя в дизельном отсеке в формуле
(2.12) Ci(co) заменяется на Сг((о) [см. (2.11)], Ьз — на
ЗЯкап — на ЗЯд. о,
Ь4 = 10 1g 2^ Зд о//3д. о»
i	= 1
где Вд. о— см. (2.11); Вд. 0< — площадь i-й панели дизельного
отсека, м2;
3 Заказ № 50
S3
Приведенная звукизоляция дизельного отсека, дБ,
ЗЯд.о=Ю1д
2__________$д. Ы
___________t = l	
ZSa.omIO-*1 (5"а.о + 'д.о)
i = 1
где ЗИд. Qi — звукоизоляция t-й панели дизельного отсека, дБ
(см. [2.8] или гл. 4); /д. 0 — добавка к звукоизоляции панелей
Таблица 2.4. Средний коэффициент звукопоглощения
*	отражающих поверхностей аэ
Отражающая поверхность	Октавная полоса со среднегеометрической частотой, Гц							
	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Асфальт, бетон Невысокая трава, песок	0,02 0,10	0,02 0,33	0,03 0,40	0,03 0,80	0,04 0,80	0,05 0,80	0,06 0,80	0,06 0,70
дизельного отсека в зависимости от их расположения по отно-
шению к рабочему месту, дБ (равна 0, если поверхность рас-
положена напротив рабочего места, 5 дБ — при расположении
на боковых или верхней панели дизельного отсека, 8 дБ — на
задней по отношению к рабочему месту панели дизельного
отсека).
Шум двигателя, заключенного в капот, проникающий на ра-
бочее место через нижний открытый проем в капоте и далее
через пол кабины, с учетом отражения от поверхности
4 Ьдавбпр = LWaB + С, (ф) -F &5 + 101g (1 — Оз) —
- - ЗЯП0Л + А3 (со) - 8,	(2.13)
Здесь — см. (2.8); Ci(co) — (2.10);
&s = Ю 1g Snp/SKan>
где Snp — площадь нижнего открытого проема в капоте, м2;
Зкап — см. (2.10);
' а3 — средний коэффициент звукопоглощения отражающей
поверхности, на которой расположена машина (табл. 2.4);
04 = 20 1g гПр, где гпр= V/*2 + (Ядв/2)2 м [йдв— высота уста-
новки двигателя над отражающей поверхностью, м; 7?дв—
см. (2.8)];,
ЗЯпол — звукоизоляция пола кабины (см. [2.9] или гл. 4);
34
4з((о) = 10 1g 5полМкаб, где 5пол — площадь пола кабины, м2;
•<4каб — СМ. (2.7).
Шум двигателя, заключенного в капот или расположенного
в дизельном отсеке, проникающий на рабочее место через их
ограждения и воздушный промежуток и через ограждения ка-
бины, за исключением пола,
Сдв. кап. в =	4“ С 1 (®) 4” &3	3{т кап —
— а3 — ЗЙ^ + Al (<о) — х + 6,	(2.14)
где Lwab—см. (2.8); Ci(co)—см. (2.10); Ьз— см. (2.12);
ЗИкха — см. (2.10); аз — см. (2.10); ЗЯкаб— см. (2.7); ДДсо) —
см. (2.7); х — см. (2.6).
При расположении двигателя в дизельном отсеке в формуле
(2.14) Ci(co) заменяется на Сг(со) [см. (2.11)], Ьз — на й4 [см.
(2.12)], ЗЯкап —на ЗЯд.о [см. (2.12)].
Суммарное внешнее звуковое поле от основных источников
определяют на расстоянии 7,5 м от оси движения машины.
Шум выпуска, непосредственно проникающий во внешнее
поле, рассчитывают по формуле (2.6), в которой 7?Вып заменяют
на R'm— расстояние от среза выпускной трубы до расчетной
точки, м.
Шум двигателя, непосредственно проникающий во внешнее
поле,
1д’в3 = £гдв-х-13,5,	(2.15)
где Lw^ их —см. (2.8) и (2.6).
Шум двигателя, заключенного в капот или расположенного
в дизельном отсеке, проникающий во внешнее поле через их
панели ограждения,
1%. кап = ь^дв + С1 (со) - Жап 4- Ьз - 12,5 - X, (2.16)
где £игдв—см. (2.8); Ci(co)—см. (2.10); ЗИкт и Ьз — см.
(2.12); х — см. (2.6).
При расположении двигателя в дизельном отсеке в формуле
(2.16) заменяется на Сг(со) [см. (2.11)], Ьз — на bi [см.
(2.12)] и ЗЯкап— на ЗЯд. 0 [см. (2.12)].
Шум двигателя, заключенного в капот, проникающий во
внешнее поле через нижний открытый проем в капоте, с учетом
отражения от поверхности
Ьдв.п₽ = £гдВ + Ci (со) + йв + Ю 1g(1 - 5з) - а5 - 14, (2.17)
3*
35
где Lw- —см. (2.8); Ci(co) —см. (2.10); и Оз —см. (2.13);
дв
05 = 20 1g/?пр (/?цр =	14).
2.3. РАСЧЕТ ВОЗДУШНОГО ШУМА
Схема 1 (см. табл. 2.1). Это самая простая для расчета
схема. Рабочее место не защищено кабиной, а двигатель не
имеет капота, поэтому шумы выпуска и двигателя непосредст-
венно попадают на рабочее место. Воздушный шум на рабочем
месте ТМ такой акустической схемы рассчитывают по формуле
/ О м 0 м\
L₽M=lOlgUo’ дв +10’ вып),	(2.18)
где составляющая от двигателя
^вМ = Ьгдв-а2-х,	(2.19)
а составляющая от выпуска
£врып = LirBbIn -	+ ПН + ₽вып - х.	(2.20)
Схема 2. В машинах, на которых двигатель установлен без
капота, а рабочее место защищено кабиной, доли шума от дви-
гателя (L**6) и выпуска	проникают в кабину через все
ее поверхности ограждения. Составляющая воздушного шума
в кабине для машин данной схемы определяется по формулам
L2a6= 101g(.10 ' дв +10* вып),	(2.21)
где	LT = Ь«гдв - а2 - ЗЙ^ + Л (со) - х + 6;	(2.22)
'Ьвып = LrBbin - а. -Зйт6 + А, (со) + пн- рвып - х + 6. (2.23)
Схема 3. Если двйгатель закрыт капотом, а рабочее место
не защищено кабиной, шум на рабочем месте от выпуска
•^выд) проникает прямым путем и определяется по формуле
(2.20), а шум двигателя проходит через различные элементы
ограждения капота (^дВмкап)и через его нижний открытый
проем (£₽вмпр):
/ Л 1 дР- м	Л .др. М	л ,дР. М \
£§" = 10 lg\10 ’ вып + 10 ’ дв кап + 10 ’ дв пр),	(2.24)
где	Ьдв.мкап = LwM + С! (со) — ЗТ/кап — а3 — х;	(2.25)
£^вмпр = Lwдв + G (со) + b5 + 101g (1 - а3) - а4 - 14. (2.26)
36
Схема 4. В машинах капотного типа с автономной кабиной,
отделенной от капота воздушным промежутком, шум выпуска
(^вьпЗ и Д°ля шума двигателя, проходящая наружу через
стенки капота (£”a6l(an) проникают в кабину через все поверх-
ности ограждения, кроме пола. Доля шума выпуска определя-
ется по формуле (2.23). Доля шума двигателя, проникающего
наружу через открытый нижний проем капота (Ьдвбпр), попа-
дает в кабину, отразившись от земли, через пол. Таким обра-
зом, доля воздушного шума в кабине
L4a6= 101g\10 ’ вып+ ю ’ дв-ка"+10’ двпр), (2.27)
Где Ддв. кап = Lwдв “Ь Ci (<й) -J- &з — 3//Кап —
— а3 — 3//Каб 4” (со) — Ч- 6;	(2.28)
Ьдв. пр =	4~ Ci (со) 4- ^5 4- Ю 1 — °з) —
- а4 - ЗЯпол + Аз (со) - 8.	(2.29)
Схема 5. Для машин, у которых двигатель заключен в ка-
пот, примыкающий к кабине, шум выпуска (££*£) проникает
через поверхности кабины, за исключением пола и перегородки
между капотом и кабиной, он определяется по формуле (2.23).
Доли шума двигателя проникают в кабину через перегородку
(£каб — непосредственно от двигателя), через ограждения ка-
пота и далее через панели кабины, за исключением пола и
перегородки (£кав6кап)> и через нижний открытый проем в ка-
поте, а затем через пол кабины (^дВбпр )—см. (2.29). Доля
воздушного шума в кабине
/ ол,гкаб	Q «гкаб	0 ,»каб \
£^аб= 101^(10’ вып4- ю ’ дв пер + 10’ дв*кап + Ю ’ дв-прА
(2.30)
где Ьдвбпер = £угдв 4“ Ct (со) 4" b\ 4- А2 (со) — ЗИ пер 4" 6,	(2.31)
^двб кап =	+ С\ (со) 4“^3 — ЗИкап — ЗИкаб 4“ Al (<о) — X 4" 6.
(2.32)
Схема 6. В машинах, у которых двигатель размещен в ди-
зельном отсеке, примыкающем к кабине, шум выпуска (£™бд)
проникает в кабину через все ее поверхности ограждения, за
исключением пола и перегородки, он определяется по формуле
(2.23). Шум двигателя проникает в кабину через перегородку
между ней и дизельным отсеком (1Лабд о пер ) и через огражде-
37
ния дизельного отсека, а затем через панели кабины, за исклю-
чением перегородки и пола (7-дабд 0 ) • При этом
LeKa6 = io 1g (10 вып + 10 дв' А- °-пер + 10 ' дв-д- °), (2.33)
где £Дв. д» о. пер =	-|“ С2 (со) -|- &2 ~h Аг (со) — ЗИпер 4- 6; (2.34)
Ьдвбд/р —	+ С2 (со) + &4 — ЗЛ/д. о — ЗИ^б + А1 (со) — X + 6.
(2.35)
Схема 7. В машинах, у которых кабина отделена от дизель-
ного помещения воздушным промежутком, шум выпуска
—см- (2.23)] и двигателя (£д£бд 0 ) проникает в кабину
через все поверхности ограждения, за исключением пола, следо-
вательно,
/ л 1/каб	а।.кэб х
.	L“6= 101g(10 ’ вып+ 10’ АВ Д О В} (2.36)
ГДе	Дцв. д. о. в ^'Ч^дв 4”	(®) “Ь ЗР1 д. о
;	_ а3 - 377юб + А (<о) - х + 6.	(2.37)
Суммарный УЗД внешнего поля для машин, имеющих рас-
четные схемы 1 и 2, у которых шум выпуска L’^n и двигателя
L7^ непосредственно проникает в РТ,
(	0 1/7.5	q 1д7,5\
L{;52= Ю lg(10 ‘	+ 10 ‘ ДВЛ .	(2.38)
ГДе	£>вып ^Ч^вып ~ НЧ Рвып	•£>	(2.39)
Ьдв = L(fab —— 13,5.	(2.40)
Суммарное внешнее звуковое поле машин, соответствующих
расчетным схемам 3—5, у которых шум выпуска (Ь^1П) непо-
средственно проникает в РТ [см. (2.44)], а доли шума двига-
теля— через панели ограждения капота кап ) и нижний
открытый проем в капоте (1Л* пр ),
1^5 = 101g (10 вып+10 двка"_|_10 двпр;, (2.41)
где I™ кап = LWjiB + С| (со) - ЗТТмп + &з - 12,5 - х; (2.42)
L7A п»= LVaB + С> (©) + b5 + 10 1g (1 - a3) - a5 - 14. (2.43)
У машин с дизельным отсеком, соответствующих схемам 6
и 7, шум выпуска (L1^) непосредственно проникает во внешнее
поле [см. (2.39)] а шум двигателя — через панели ограждения
38'
дизельного отсека (£Л5в д 0). При этом суммарное внешнее зву-
ковое поле
(О 1/7»5	о 1/7 Л	\
10' вып+ 10’ АВ-А 0Х	(2.44)
где	Ц’®_ д. о = LWm + С2 (<о) -~ЗЙЛ. о + &4 - 12,5 - х. (2.45)
Таким образом, для каждой расчетной схемы имеется сово-
купность аналитических выражений, позволяющих определить
ожидаемую шумность на рабочем месте оператора ТМ или
в расчетной точке внешнего поля, что позволяет разработать
требования к шумозащите на стадии проектирования (см.
гл. 3).
2.4. СВЯЗЬ ШУМА НА РАБОЧЕМ МЕСТЕ ОПЕРАТОРА
С КОМПОНОВОЧНОЙ СХЕМОЙ МАШИНЫ
При проектировании шумозащиты на ТМ приходится сталки-
ваться с одной из двух основных задач. Первая — известна
компоновочная схема машины и следует определить ожидаемую
шумность. Вторая — необходимо выбрать компоновочную схему
машины, обеспечивающую минимальные УЗД на рабочем ме-
сте оператора. Решению второй задачи посвящен данный раз-
дел. Расчетные спектры на рабочих местах ТМ, полученные по
выражениям (2.18) — (2.37), приведены на рис. 2.4.
При выполнении сравнительного анализа вклада основных
источников в звуковое поле на рабочем месте оператора зна-
чения уровней мощности основных источников, значения коэф-
фициентов, а также ряда конструктивных параметров приняты
постоянными. Необходимые для расчетов величины были полу-
чены на специальном виброакустическом стенде, значения от-
дельных коэффициентов приняты по данным литературы.
Сравнительный анализ спектров (рис. 2.4) позволяет судить
об акустической активности на рабочем месте оператора ТМ
в зависимости от расчетной схемы. Наиболее шумной является
машина, у которой двигатель установлен без капота, а рабочее
место не защищено кабиной: УЗ составил 98 дБА. Установка
на двигатель капота (рабочее место не защищено кабиной)
снижает УЗД в диапазоне частот 250—8000 Гц на 3—8 дБ,
УЗ — до 90,5 дБА. Установка кабины на рабочее место (капот
на двигателе отсутствует) дополнительно снижает УЗД во всем
диапазоне частот, а УЗ — на 5,5 дБА.
Еще ниже (на 3—9 дБ) УЗД в диапазоне частот 63—8000 Гц
в кабине ТМ с 5-й расчетной схемой. В ней УЗ составляет
79,8 дБА. При расположении двигателя в дизельном отсеке
(6-я расчетная схема) спектр шума в кабине близок к харак-
терному для ТМ с 5-й схемой, а УЗ ниже на 2,1 дБА. Из всех
39
рассмотренных схем машин капотного типа наименее акустиче-
ски активной является та, в которой кабина отделена от капота
воздушным промежутком (4-я схема): УЗ составляет всего
75 дБА, т. е. на 23 дБА ниже, чем для 1-й схемы. УЗ в кабине
машин с дизельным отсеком, отделенным от кабины воздушным
промежутком, еще ниже — 73 дБА.
Рис 2.4. Расчетные спектры на
рабочем месте оператора:
/ — двигатель без капота, рабо-
чее место без кабины (схема № 1);
2 — на двигателе капот, рабо-
чее место без кабины (схема
3); 3 —двигатель без капота,
на рабочем месте установлена ка-
бина (схема № 2); 4 — на двига-
теле капот, на рабочем месте ка-
бина вплотную к капоту (схема
№ 5); 5 — двигатель в дизельном
помещении, кабина вплотную
к нему (схема № 6); 6 — на дви-
гателе капот, кабина отделена от
него воздушным промежутком
(схема № 4); 7 — двигатель в ди-
зельном помещении, кабина отде-
лена от него воздушным проме-
жутком (схема № 7)
Рассмотрение зависимости шума ТМ от компоновочных схем
позволило расположить машины по акустической активности
в такой последовательности:
шумозащитные конструкции отсутствуют;
на двигатель установлен капот;
рабочее место защищено кабиной;
на двигатель установлен капот, рабочее место защищено
кабиной, расположенной вплотную к капоту;
двигателе расположен в дизельном отсеке, рабочее место за-
щищено кабиной, расположенной вплотную к нему;
машины капотного типа с дизельным отсеком, отделенным
от кабины воздушным промежутком.
4	2.5. ПРИМЕР РАСЧЕТА ОЖИДАЕМОЙ ШУМНОСТИ
Рассчитаем, пользуясь приведенными выше формулами, воздушный шум
в кабине автогрейдера, соответствующего 5-й акустической схеме (см.
табл. 2.1). Суммарный УЗД на рабочем месте оператора определим по выра-
жению (2 30), а доли шума, проникающего от основных источников различ-
ными каналами,— по выражениям (2.23), (2.29), (2.31) и (2.32). Последова-
тельность расчета ожидаемой шумности легко уяснить из табл. 2.5.
40
Анализ результатов расчета (табл. 2.5) показывает, что суммарное аку-
стическое поле в кабине автогрейдера в диапазоне частот 500—8000 Гц
формируется звуковой энергией, проникающей от двигателя через перего-
родку. Вклад остальных каналов в этом диапазоне частот составляет от 0,8
до 1,9 дБ. Влияние шума выпуска отмечено на частотах 63 и 125 Гц, при
общем УЗД в кабине на этих частотах 84,6 и 86,4 дБ вклад шума выхлопа
составляет 81,5 и 84,7 дБ. Доля шума, проникающего от двигателя через
нижний открытый проем, дает основной вклад на частоте 250 Гц. При общем
УЗД на этой частоте 83,8 дБ через нижний проем проникает 81,0 дБ. Звуко-
вая энергия, проникающая от двигателя через ограждение капота и кабины,
практически не участвует в формировании суммарного звукового поля.
Выполненный расчет позволяет дать количественные рекомендации по
снижению шума, проникающего от выпуска и двигателя через перегородку
и нижний проем капота, на соответствующих частотах и выполнить конструк-
тивные проработки.
Сопоставление расчетных и экспериментальных значений показывает, что
в диапазоне частот 125—8000 Гц максимальное расхождение, за исключением
частоты 250 Гц, между ними не превышает 3,2 дБ. В то же время расхожде-
ние на частоте 63 Гц составляет 9,4 дБ, это объясняется тем, что на этой
частоте звуковое поле в кабине автогрейдера формируется структурным
звуком.
Таким образом, точность расчета составляет порядка ±3 дБ, что
вполне приемлемо для акустических расчетов начиная с частоты 125 Гц при
условии достаточной виброизоляции силовой установки и кабины.
2.6. РАСЧЕТ СТРУКТУРНОГО ШУМА
Звуковая вибрация играет немаловажную роль в процессах
шумообразования на ТМ. Опыт показывает, что ее вклад обяза-
тельно должен учитываться в диапазоне частот 31,5—1000 Гц.
Он определяется виброактивностью источников (ДВС, компрес-
соры, коробки передач, виброактивные рабочие органы), импе-
дансными свойствами передающих конструкций (рамы ТМ) и
элементов ограждающих конструкций (кабин, капотов), нали-
чием и эффективностью шумовиброзащиты.
Упрощенно процесс передачи и образования воздушного и
структурного звука, например в кабине, можно представить
в виде модели, изображенной на рис. 2.5.
Вибрация работающего ДВС передается через опорные
связи на раму, затухая при переходе через соединения и пере-
ходя в присоединенные конструкции. Затем она передается че-
рез пол на ограждающие конструкции кабины, затухая при пе-
реходе через соединения, и излучается в замкнутый объем
кабины.
Доля структурного звука в кабине, дБ,
л . .
L“?6=101g £ 10 • ст,‘,	(2.46)
i = I
где Lctz — звук, излучаемый f-й ограждающей поверхностью
кабины, дБ; п — число ограждающих поверхностей кабины (по-
толок, стены, пол).
41
S	Таблица 2.5. Пример расчета ожидаемой шумности в кабине автогрейдера (воздушный шум)
Аналитические выражения г'	’	*	'	t Октавная полоса со среднегеометрической частотой, Гц							
	63	125	250 '	Soo	1000	2006’	4000	8000
К ^вып = ^1ГВЫП =	— ЗЯкаб +	(о) + пн —₽вып — х + 6	81,5	84,7	71,4	62,3	67,9	64,7	64,	56,5
(эксперимент) 'Gi = 20 1g 7?вып/гвып = 15 /?вып1 »4 м, гвь1п = 0,25 м	119	121	113	105	108	113	113	НО
•	22 «$каб Z								
= 10 la	Lzz_!	_	25,0	23,2	28,2	29,1	31,9	30,8	33,8	38,4
У $каб < • 10 0,1 (ЗИкаб 1 + <каб 1 = 1								
п 22 *$каб 1 — конструктивный размер 1 = 1					•			
ЗЯкаб 1 ~ эксперимент *каб£~ СМ. (2.7)								
22 ^каб 1								
	7,5	6,9	6,6	6,4	5,9	5,7	5,5	4,9
^«o)-lO]g л^б								
22 $каб i = 9,6 М2 i=l								
Асаб — Окаб^каб	1,69	1,95	2,08	2,21	2,47	2,60	2,73	3,12
где $хаб в 13,0 № «каб (см. табл. 2.2) ПН=Ъ [см. (2,6)] ₽вып = 0 [см. (2.6)] х = 11 [см. (2.6)]	0,13	0,15	0,16	0,17	0,19	0,20	0,21	0,24
^бпр =	(а>) + ьъ + 10 1g (1 - а3) - а4 - ЗЯПОЛ +	78,5	78,2	81,0	75,7	73,9	67,6	65,2	61,3
Лз (<о) — 8	97			103				
Lw^ ““ эксперимент		98	101		105	104	100	94
с, (<B)=10lg/J^+^\ \ 4лгдв ^кап /	3,7	3,3	2,8	2,6	2,3	2,2	2,0	1,9
'ХКап = 3,5 (см. рис. 2.2) г дв ~= 0,5 м	0,89							
“Фкап (см. рис. 2.3)		0,80	0,75	0,74	0,70	0,69	0,67	0,65
^кап ~ ЛКап/( 1 — акап),	2,63	3,15	3,75	4,13	4,80	5,02	5,50	6,03
где Лкап = °кап5кап	2,13	2,46	2,80	3,02	3,36	3,47	3,69	3,92
(SKan—И,2 м2) акап (см. табл. 2.2)	0,19	0,22	0,25	0,27	0,30	0,31	0,33	0,35
<Snp h- = 10 1 сг	=	6 7								
Vg	IV 1g q	vtf ^кап								
Зпр = 2,4 м2								
а3 (см. табл. 2.4) 201g гПр == 2,3	0,10	0,33	0,40	0,80	0,80	0,80	0,80	0,80
г пр	1,3 м ЗИП0Л — эксперимент	5	4	3	5	8	13	11	10
Дз(®) = Ю1е-ф^ «^каб	—0,3	—0,4	—0,6	—0,9	—1,4	—1,6	—1,8	—2,4
«$пол = 1 >3 М2								
£	Продолжение табл. 2.5
t Аналитические выражения • •	/ Октавная полоса со			i 	.. —  среднегеометрической частотой, Гц				
	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
пер = Че № + С, (<о) + *. + А2 (®) - ЗЙпер + 6 S *$лер < *! = 101g-^	9,7 •^кап 5пер i == 1 ,2 М2 У. $пер 1 42(a)=10lg-^=-^a6— У *$пер i	78,6	77,5	.79,7	80,3	80,5	78,2	74,7	65,1
	— 1,4	—2,1	—2,4	—2,6	—3,1	—3,3	—3,6	—4,1
ЗЙ„ер = 101g —		 £Зпер<-1(Г0>,3"-Р‘ i = l ЗЯпер i — эксперимент	17	18	18	19	20	21	20	23
+ Ci (®) + b - ЗПмп - ЗИю6 + Л, (о>) + x + 6 ДВ	66,8	71,7	67,8	66,5	61,9	56,8	51,2	40,1
п У*и *$кап I ft» = 10 lg -^1	= —1,7 ^кап								
У3мп< = 7,6м2								
$кап i ой 	1 n ।a		9,7	6,6	7,7	9,7	12,7	17,6	15,8	15,6
*>«кап — *g n ^SKanJ- 10_°,1(ЗЯмп, + 'кап<) i = l								
ЛсатИ — см. (табл. 2.3)								
LJ*6 —см. (2.30)	84,6	86,4	83,8	81,8	81,5	78,9	75,5	67,0
г каб ъэкс	94,0	87,0	88,0	85,5	84,0	81,0	76,5	68,0
Если предположить, что пол кабины — самая вибронагру-
женная пЪверхность ее ограждения, звук, излучаемый i-й
ограждающей поверхностью,
£ст< = (Ьст.д - АО + 10 1g --------10 1g «наб - ЗЯ; + 10 1g /; + 6.
икаб
(2-47)
Рис. 2.5. Схема распростра-
нения воздушного и струк-
турного звука по конструк-
циям ТМ:
1 — рама машины; 2 — корпус
ДВС, 3 — капот; 4 — выпуск
ДВС; 5 — АЭ; 6 — кабина; 7 —
виброизоляторы кабины; 3 —
виброизоляторы ДВС; ~— рас*
пространеиие звуковой вибра-
ции, )	— распространение воз-
душного шума; РТ — расчетная
точка
Здесь Л, — поправка на затухание вибрации на элементах
кабины, дБ (табл. 2.6);
5каб/ — площадь i-й ограждающей поверхности кабины, м2;
ч Таблица 2.6. Ориентировочная экспериментальная
поправка А/, дБ, на затухание вибрации
на элементах ограждения кабины
ехкаб — приведенный коэффициент звукопоглощения кабины
(см. табл. 2.2);
3Hi — звукоизоляция i-й поверхности,
5Каб — площадь поверхности, прилегающей изнутри, напри-
мер звукопоглощающей облицовки, резиновото коврика и т. д.
(табл. 2.7);
ji — коэффициент звукоизлучения i-й ограждающей поверх-
ности кабины, зависящей от материала и условий закрепления
ограждающих конструкций и рассчитываемый по приближенной
формуле [2.14]
46
&_ Яи(ф) + -ёт— ё2 (ф) при ф < 1;
>5/кр	* оГкр
1	При ф > 1,
(2-48)
Таблица 2.7. Звукоизоляция ЗИ^ дБ, элементов конструкций кабин
Элемент	Октавная полоса частот, Гц							
	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Звукопоглощающая об-	1	2	2	3	3	4	5	7
лицовка Резиновый коврик	5	7	10	10	12	15	17	22
где Р, S — соответственно размер, м, и площадь, м2, ограждаю-
щей поверхности; с — скорость звука в воздухе (340 м/с)
gi(cp), £2(<р)—функции, приведенные на рис. 2.6 [2.14];
7кр — критическая частота
излучения звука огражда- W ft Г I I I 1IIII II ГI I 111
ющей поверхностью (для
стали, например, /Кр =
« 12000/6, где б — толщина,
мм).
Определить фактор излу-
чения 101g/ можно по номо-
грамме (рис. 2.7) [2.14].
Рис. 2.6. График функций Я1(ф) и
£г(ф)
Вибрация, передаваемая
от источника до пола ка-
бины,
Рст. п — Ристи Л^исто Д/^зато Л^кабо»
(2.49)
где Lj/lctv — уровни виброскорости на опорных поверхностях ис-
точника вибрации, дБ, относительно стандартного уровня вибро-
Рис. 2.7. Зависимости коэффициента
излучения пластины (/) от ф при
различных условиях закрепления:
1 — жесткая заделка; 2 — свободная (шар-
нирная) опора; 3 — свободная кромка
скорости г>о = 5- 10-8 м/с (по справочным данным или данным
экспериментов); А Лист», ДЛкаб» — перепад вибрации на вибро-
изоляторах соответственно источника вибрации и кабины, дБ
47
Таблица 2.8. Ориентировочные значения перепада вибрации
на виброизоляторах
Виброизолятор	Октавная полоса со среднегеометрической частотой, Гц					
	31,5	63	150	125	500	1000
ДВС	2	4	2	3	8	7
Кабины э	3	6	5	7	8	12
(табл. 2.8); Д£аат»— затухание вибрации в рамных конструк-
циях, дБ.
Рис. 2.8. Затухание структурного звука по конструкциям ТМ. с увеличением
расстояния (Яист) в зависимости от аИст
Затухание вибрации в рамных конструкциях ТМ определя-
ется в предположении, что источник вибрации расположен срав-
нительно близко и поэтому диссипативные потери могут не учи-
тываться:
Д£затО=101е^2- + Л.
“ист
(2.50)
где /?Ист — расстояние от источника вибрации до кабины, м;
Лист — наибольшее расстояние между точками крепления источ-
ника вибрации к раме машины, м; Л—добавка, Д = 1 4-2 дБ.
Значения Д£3ати для различных параметров приведены на
рис. 2.8.
48
Спектр шума в кабине £каб определяется энергетическим
суммированием вклада воздушного шума £“аб и структурного
шума LKcaT6:
£каб = Ю 1g (1О0,11"6 + 10°’1£®аб).	(2.51)
Теоретические исследования зависимости вклада звуковой
вибрации от конструктивных параметров дали основания утвер-
ждать, что: -
при увеличении коэффициента потерь элементов ограждаю-
щих конструкций в 10 раз звукоизлучение, т. е. вклад звуковой
вибрации, уменьшается на 10 дБ;
при увеличении толщины ограждающих конструкций в 5 раз
вклад звуковой вибрации может возрасти до 10 дБ;
увеличение приведенного коэффициента звукопоглощения
в 5 раз уменьшает звукоизлучение на 5 дБ;
с увеличением площади ограждающих конструкций в 2 раза
звукоизлучение уменьшается на 3 дБ.
Для снижения вклада звуковой вибрации в процессы шумо-
образования необходимо увеличивать потери на ограждающих
поверхностях и эффективность виброизоляторов источника виб-
рации и кабины.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
2.1.	Maekawa Z. Noise Reduction by Distance from Sources of Various
Shapes//Applied Acoustics.— 1970.— N 3.— P. 225—238.
2.2.	Иванов H. И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строи-
тельных машинах.— 2-е изд., перераб. и доп.— М.: Транспорт, 1987.— 223 с.
2	3. Скучик Е. Простые и сложные колебательные системы — М.: Мир,
1971.—557 с.
2	4. Никифоров А. С. Вибропоглощение на судах.— Л.: Судостроение,
1979.— 184 с.
2.5	Клюкин И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах.—
2-е изд., перераб. и доп.—Л.: Судостроение, 1971.—416 с.
2.6.	Иванов Н. И., Курцев Г М. К расчету ожидаемой шумности на
строительных машинах//Тр. ЛИИЖТ.— 1977.— Вып. 408.— С. 38—57.
2.7.	Снижение шума в зданиях и жилых районах/Г. Л. Осипов,
Е. Я. Юдин, Г. Хюбнер и др.; под ред. Г. Л. Осипова, Е. Я-, Юдин а.—
М.: Сгройиздат, 1987.— 558 с.
2.8,	Справочник по технической акустике/Под ред. М. Хекла и
X. А. Мюллера: Пер. с нем.— Л.: Судостроение, 1980.— 440 с.
2.9.	Осипов Г. Л. Защита зданий от шума.— М.: Строийиздат, 1972.—
216 с.
2.10.	Иванов Н. И. Теоретические основы проектирования малошумных
путевых и строительных машин//Борьба с шумом и звуковой вибрацией:
Мат. семинара.— М.: Знание, 1980.— С. 45—48.
2.11.	Тартаковский Б. Д. Об акустике смежных помещений//Борьба
с шумом и звуковой вибрацией: Мат. семинара.— М: Знание, 1979 —
С. 97—110.
2.12.	Ivanov N., Kurzev G. The Theory and Practice of Construction and
Transport Machine Noise Reduction//Unikeller Conference.— Zurich, 1989.—
4 p.
4 Заказ № 50
49
2.13.	Строительные и дорожные машины. Рекомендации по проектирова-
нию средств шумозащиты и методы их расчета. РД 22—4—78.— М.: ЦНИЙТЭ-
строймаш, 1978.— 221 с.
2.14.	Бородицкий А. С.к Спиридонов В. М. Снижение структурного шума
в судовых помещениях.—Л.: Судостроение, 1974.—221 с.
• Глава 3. СНИЖЕНИЕ ШУМА
ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
3.1.	ПУТИ И ПОРЯДОК ПРОЕКТИРОВАНИЯ ШУМОЗАЩИТЫ
Снизить шум ТМ можно одним из трех способов: 1) довод-
кой опытного образца или модернизацией созданной машины;
2) проектированием по аналогии с уже созданными малошум-
Таблица 3.1 Способы снижения шума ТМ
Способ снижения шума ТМ	Практически реализуемая эффективность, ДБА	Стоимость, % от стоимости ТМ
Доводка опытного образца или мо- дернизация созданной машины	10—15 Св. 15—30	6—10 20—40
Проектирование по аналогии с из- вестными шумозащищенными ТМ	10—20	—
Проектирование на основе расчета и оптимизации шумовиброзащитного комплекса	10—15 Св. 15—35	2—3 5—10
ными машинами; 3) расчетом шума и использованием шумоза-
щитных средств, оптимизацией и выбором шумозащитного ком-
плекса при проектировании машины (табл. 3.1).
Первый способ нашел наиболее широкое применение при
конструировании малошумных ТМ. Методы шумозащиты вы-
бирают экспериментальным путем. И этот выбор носит в неко-
торой мере -случайный характер, поэтому стоимость шумоза-
щитного комплекса велика: она может достигать от 6 до 10 %
стоимости машины при эффективности шумоглушения 10—
15 дБ А и 20—40 % при эффективности свыше 15 и до 25—
30 дБА [3.1].
Второй способ хотя и наиболее прост, но не всегда целесо-
образен и эффективен, так как между новой машиной и ее ана-
логами нет полного тождества (изменяются источники шума,
компоновочные схемы и т. д.).
Третий способ — создание шумозащиты в процессе проекти-
рования машины — наиболее эффективен. Он требует расчета
50
и оптимизации шумозащитного комплекса. Стоимость шумоза-
щиты не превышает 2—3 % от стоимости машины при ее эф-
фективности 10—15 дБА [1.2, 3.1]. Решение проблемы шумоза-
щиты на стадии проектирования наиболее целесообразно, труд-
ность заключается в выполнении правильных акустических
расчетов.
Рассчитать ожидаемую
шумность на рабочем
месте и снаружи машины
Спроектировать
машину
Нет
Выполнить эксперимен-
тальные исследования t
эффективности шу-
мозащитных конструкций
Причины
выявлены
.7 LT ——
Сравнить расчетный
спектре нормами
для рабочих мест и для
внешнего шума
Нет
Шума норме
Произвести контроль -
ные измерения шумовых
характеристик машины
Шим в норме
Разработать
рекомендации по улуч-
шению шумозащиты
Проверить соблюдение
заданных проектных <
значений
До
Причины
выявлены
Проверить рабочие
параметры машины,
связь с шуноглушени-
ем, тепловой баланс
ДО
'пашинб^-^т
шботоспособТ^
^^наТ^
Выполнить экспери-
ментальные исследо-
вания процессов шу-
мообразобания, опре-
делить вклад шума
источников
Принять меры кон-
структивного харак-
тера (переработать '
или доработать кон-
струкцию машины^
1
\Начать промышленный
I выпуск машины
Рис. 3.1. Алгоритм выбора ШВЗК при проектировании ТМ
При проектировании малошумных машин перед конструкто-
рами стоит задача разработать или выбрать комплекс средств,
обеспечивающих требуемую степень уменьшения шума и виб-
рации при сравнительно невысоких затратах, а также техноло-
гичный и надежный в эксплуатации.
Порядок разработки и выбора шумовиброзащитного ком-
плекса (ШВЗК) представлен на рис. 3.1. Опыт показывает, что
в него могут быть внесены отдельные изменения, но лишь не-
4*
51
значительные. Наиболее сложным на практике оказывается вы-
бор номенклатуры ШВЗК, к рассмотрению которой мы и пе-
реходим.
3.2.	МЕТОДЫ И СРЕДСТВА ЗАЩИТЫ ОТ ШУМА
3.2.1.	КЛАССИФИКАЦИЯ
Методы и средства защиты от шума и звуковой вибрации
разнообразны. Известна их классификация (ГОСТ 12.1.029—80
и [1.2]) в зависимости от характера применения, использова-
ния дополнительного источника энергии, места установки, ха-
рактера среды, способы реализации и т. п.
По характеру применения средства защиты от шума делятся
на предназначенные для индивидуальной и коллективной за-
щиты. Среди последних по признаку отношения к источнику
шума выделяют снижающие шум или вибрацию в источнике
возбуждения и снижающие перепады шума и вибрации в окру-
жающую источник среду.
В-зависимости от использования дополнительного источника
энергии средства защиты от шума делятся на пассивные, в ко-
торых не используется дополнительный источник энергии, и
активные, в которых он используется. На ТМ в подавляющем
большинстве применяются пассивные средства, но в последнее
время появились публикации, посвященные описанию отдель-
ных средств акитвной шумовиброзащиты на ТМ. В будущем
такие системы найдут практическое применение.
Снизить шум в источнике можно двумя способами: сниже-
нием силового воздействия и уменьшением звукоизлучающей
способности элементов источника.
Снижение4 силового воздействия в источнике достигается
уравновешиванием вращающихся частей, увеличением времени
соударения деталей, уменьшением частоты вращения, уменьше-
нием зазоров в сочленениях и соединениях, линеаризацией аэро-
динамических* и гидравлических потоков.
Для уменьшения звукоизлучающей способности элементов
источника прибегают к нарушению синфазности колебаний из-
лучающей поверхности, ее демпфированию, уменьшению пло-
щади излучения или сопротивления излучающей поверхности,
увеличению коэффициента потерь материалов, из которых изго-
тавливаются детали источника.
Средства, снижающие шум на пути его распространения,
делятся на препятствующие передаче воздушного шума и струк-
турного шума- (звуковой вибрации). Они могут располагаться
в непосредственной близости к источнику (средства ближней
звуковиброизоляции — глушители шума, звукоизолирующие ка-
поты, виброизоляторы в опорных связях источников шума и
вибрации, акустические экраны вблизи источника шума), на
52
пути распространения шума (звукоизолирующие перегородки,
акустические экраны) и на рабочем месте (звукоизолирующие
кабины, виброизоляторы кабин).
В зависимости от способа реализации средства и методы
защиты от шума делятся на акустические, компоновочные, ор-
ганизационно-технические.
В зависимости от принципа действия в первой категории вы-
деляют методы и средства: звукоизоляции, звукопоглощения,
виброизоляции, демпфирования. К ней также относятся глуши-
тели шума (реактивные, абсорбционные и комбинированные).
На ТМ применяются звукоизолирующие перегородки, капоты,
кабины и акустические экраны. Средства виброизоляции по
конструктивному исполнению бывают: металлическими, рези-
новыми, резинометаллическими, пневматическими и комбини-
рованными.
К компоновочным решениям, способствующим снижению
шума на ТМ, относятся:
увеличение расстояние от источника до рабочего места;
изменение направленности излучения источника шума; вве-
дение тамбуров между источником шума и рабочим местом;
установка конструкционных экранов;
вынос источника шума за пределы кабины.
К организационно-техническим мерам причисляют:
выбор и установку на машинах малошумных конструктив-
ных элементов с пониженными уровнями вибрации;
дистанционное управление машиной;
правильную эксплуатацию и своевременный ремонт.
3.2.2.	ЭФФЕКТИВНОСТЬ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ
Состав ШВЗК, используемых на ТМ, разнообразен; в них
входят конструкции, работающие на разнообразных принципах
(табл. 3.2).
Обычно ШВЗК включает: глушители, виброизоляторы, зву-
копоглощающие облицовки, демпфирующие покрытия, звукоизо-
лирующие капоты, акустические экраны, звукоизолирующие
кабины, звукоизолирующие перегородки и т. п. (табл. 3.2). Со-
став ШВЗК определяется числом, характером и интенсивностью
источников шума, взаимным расположением источников шума
и рабочего места, требованиями норм и т. д.
На всех ТМ двигатели внутреннего сгорания (ДВС) осна-
щаются глушителями реактивного и комбинированного типов.
ДВС обычно устанавливаются на виброизоляторы. Постоянное
рабочее место чаще всего оснащается кабиной, нередко выпол-
няемой с учетом требований шумозащиты. На источники шума,
в частности корпус ДВС, устанавливаются звукоизолирующие
капоты. Капоты и кабины для повышения их эффективности
облицовываются звукопоглощающими конструкциями. Для
сл	Таблица 3.2. Классификация шумовиброзащитных конструкций ТМ
Принцип шумоглу- шения	Шумовиброзащитная конструкция	/ Схема	Обозначения на схеме	/ Частотные характеристики шумоглушения		Ориенти- ровочная эффек- ' тивность, дБа	Область применения на ТМ
Отра- жение звука (вибра- ции)	Глушитель реак- тивный	*. /г з / п т ,г	1,4 — первая и вторая расшири- тельные камеры; 2 — перегородки; 3 — соединитель- ная труба	Л1,дБ‘	f/ц	8—15	</ - J Глушение шума выпуска ДВС
	Звукоизолирую- щая преграда (одинарная)			ЗИ,дБЛ		12—20	Элемент звуко- изолирующих ог- раждающих кон- струкций
				г,гц			
	Виброизолятор		1 — источник ви- брации, 2— ви- броизоляторы; 3 — основание			3—13	Виброизоляция ДВС, кабин ТМ, рабочих органов
Погло- щение звука	Звукопоглощаю- щая облицовка	488888^-z	1 — поверхность ограждения; 2 — звукопоглощаю- щий материал; 3 — перфориро- ванный лист				2—5	Облицовка по- толка, стен в ка- бинах ТМ, обли- цовка внутренних поверхностей ка- пота
	Глушитель аб- сорбционный		1	— перфориро- ванная труба; 2	— звукопогло- щающая набивка ,	4ЛЖ		4—8	Глушение шума всасывания ДВС и компрессоров
							
	Демпфирующее покрытие					1 — металличе- ский лист; 2 — демпфирующее покрытие			3—8	Покрытие элемен- тов ограждения звукоизолирую- щих конструкций капота, кабин, перегородок
			/Я	г						
								fjf		
Отра- жение и погло- щение звука	Звукоизолирую- щий капот					1 — звукопогло- щающая обли- цовка; 2 — источ- ник шума; 3 — акустические экраны	AL.db		8—18	Снижение шума корпуса ДВС, компрессоров, ре- дукторов, вспо- могательных уста- новок и др.
								fjt-		
	Акустический экран	1			.Л •РТ 3	1 — источник шума; 2 — экран; 3 — ограждающая поверхность; РТ — расчетная точка	Л,ВБ		5—12	Снижение шума от источников, защита открытых мест, элемент капота
								f/Ц		
		777/7777777777/777777								
	Звукоизолирую- щая перегородка			J 4		1 — металличе- ский лист; 2 — воздушный про- межуток; 3 — звукопоглощаю- щий материал; 4 — дополнитель- ная звукоизоля- ция	ЗИ.ЗБ		20—40	Снижение шума, проникающего из дизельного от- сека в кабину
								f,rT		
	Звукоизолирую- щая кабина		зг^-2			1	— металличе- ские и комбини- рованные элемен- ты ограждения; 2	— остекление	к ЗЦдЬ		10—20	Защита откры- тых рабочих мест
										
♦снижения звукоизлучения металлических элементов звукоизоли-
рующих конструкций они покрываются демпфирующими мате-
риалами. Акустические экраны применяются для частичного
снижения шума на открытых рабочих местах, уменьшения шума
от источников, а также как элементы в других шумозащитных
конструкциях, например звукоизолирующих капотах. Ориенти-
ровочные значения эффективности шумовиброзащитных кон-
струкций приведены в табл. 3.2.
3.3.	ТРЕБОВАНИЯ К ШУМОВИБРОЗАЩИТНЫМ КОНСТРУКЦИЯМ
3.3:1. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Шумовиброзащитные конструкции должны быть технологич-
ными, экономически выгодными, обладать сравнительно невы-
сокой массой, а также не влиять на работоспособность ТМ.
Комплекс шумовиброзащитных конструкций должен снижать
шум в кабинах управления (наблюдения), на постоянных и не-
постоянных рабочих местах, а также внешний шум ТМ.
На всех* стадиях проектирования ТМ должны разрабаты-
ваться мероприятия по борьбе с шумом.
На стадии технического задания и эскизного проектирова-
ния меры шумозащитЫ учитываются при компоновке машины.
В ходе технического проектирования выполняются основные
акустические расчеты, обосновывается выбор ШВЗК и его эле-
ментов, делаются конструктивные проработки шумовиброзащит-
ных конструкций.
В процессе рабочего проектирования создаются рабочие чер-
тежи шумовиброзащитных конструкций, выполняются провероч-
ные расчеты.	,
3.3.2 ТРЕБОВАНИЯ К СРЕДСТВАМ ЗВУКОИЗОЛЯЦИИ
Звукоизолирующие перегородки. При их проектировании
должны соблюдаться следующие требования:
звукоизоляция перегородки должна быть одинаковой по
всей ее площади;
в перегородке не должно быть открытых проемов, щелей,
отверстий;
трубопроводы и провода должны пропускаться через рези-
новые уплотнения;
по возможности перегородку следует зиброизолировать по
периметру резиновыми прокладками.
Требуемая звукоизоляция перегородки между помещением,
в котором расположен источник шума (например, ДВС), и ка-
биной
56
ЗИтр ^цст — [Lhopm — 10 1g (“TZ2 h В оМ ) ~
L	\ w дв пом /
с	1
-101£л2--6]»	(3.1).
где Lw ист — акустическая мощность источника шума, дБ;.
£норм — норма шума ТМ, дБ (см. гл. 1); х, ф— коэффициенты,,
учитывающие влияние ближнего звукового поля и нарушение
диффузности поля (см. гл. 2); й — пространственный угол излу-
чения; ГдВ — расстояние от источника шума (двигателя) до пе-
регородки, м; Впом — постоянная замкнутого объема, в котором
расположен источник шума, м2; Snep— площадь перегородки, м2;
Акаб— эквивалентная площадь звукопоглощения кабины, дБ.
Звукоизолирующие капоты. При проектировании капотов ос-
новным условием является обеспечение нормального теплооб-
мена в подкапотном пространстве. К конструкции звукоизоли-
рующих капотов предъявляются следующие требования:
при изготовлении стенок капотов из стали (обычно толщиной
1—2 мм) на них должно наноситься демпфирующее покрытие
(толщиной 2—5 мм);
стенки капота необходимо облицовывать изнутри слоем
звукопоглощающего материала (толщиной 20—40 мм), реко-
мендуемая площадь облицовки 70—75 %;
капот не должен жестко соединяться с источником вибра-
ции, рекомендуется устанавливать капот на виброизоляторы,
или резиновые прокладки (по периметру);
число отверстий, щелей, проемов в капоте должно быть ми-
нимальным, их суммарная площадь не должна превышать
10%;
пропускаемые через капот трубопроводы следует виброизо-
лировать в месте прохода резиновыми или асбестовыми про-
кладками.
Требуемое снижение шума звукоизолирующим капотом, ус-
танавливаемым, например, на ДВС,
L?pn > ^ист—[Ьнорм - 101g ( о7^~
— 10 1g йкап — Ю 1g SKan^|,	(3.2)^
где ВКал — постоянная подкапотная пространства, м2; йКап—
пространственный угол расположения капота по отношению
к защищаемому объекту (при расположении на одной поверх-
ности и отсутствии вблизи капота протяженных отражающих
конструкций йКап = 2л); Зкап — площадь капота, м2; остальные
обозначения — см. (3.1).
57
Звукоизолирующие кабины. Требования к этим конструк-
циям должны быть согласованы с прочими эргономическими
условиями проектирования. Перечислим основные из них:
кабина должна быть акустически герметизирована;
кабина* выполняется вместе с полом и устанавливается на
виброизоляторы;
в конструкциях органов управления, располагаемых в виб-
роизолированной кабине, жёсткие связи по возможности устра-
няются;
стекла и двери кабины уплотняются резиновыми проклад-
ками;
- должна быть предусмотрена усиленная звукоизоляция ис-
точников повышенного шума (многослойные и двухстенные
конструкции, экраны);'
в кабине должны располагаться звукопоглощающие кон-
струкции толщиной не менее 20 мм, закрываемые перфориро-
ванным листом или мягким материалом с коэффициентом пер-
форации не менее 0,25—0,3.
Требуемое снижение шума в кабине
1тарб > £^ист - (Гнорм + 20 1g /?каб ~ Ю 1g - Ю 1g йкаб - б) ,
(3.3)
где 7?каб — расстояние от источника шума до кабины, м; 5Каб —
площадь4 кабины, м2; Лкаб — эквивалентная площадь звукопо-
глощения в кабине, м2; ЙКаб — пространственный угол располо-
жения кабины (в частном случае йКаб = 2л).
Акустические экраны. Для экранов, изготавливаемых из
твердых материалов, не допускается жесткое крепление к кон-
струкциям ТМ. Их рекомендуется облицовывать звукопогло-
щающим материалом со стороны источника шума.
Требуемое снижение шума акустическим экраном
£тР > £гист-(Ьнорм + 201g - 101g QHCT - 10 1g т},	(3.4)
где 7?ист — расстояние от источника до экрана, м; гИст — рас-
стояние, на котором производились измерения акустических ха-
рактеристик источника, м; £2Ист — пространственный угол рас-
положения источника шума в пространстве (при расположении
источника и экрана на одной плоскости £2ИСт==2л;); т — число
источников шума, вклад которых в процессы шумообразования
превышает нормы.
3 3.3. ТРЕБОВАНИЯ К ГЛУШИТЕЛЯМ ШУМА
Основное требование к глушителям шума выпуска ДВС сво-
дится к тому, что гидравлическое сопротивление не должно пре-
58
вышать допустимых значений, устанавливаемых, как правило,
изготовителями двигателей. Для большинства типов ДВС, ис-
пользуемых на ТМ, оно составляет от 6 до 13 кПа (от 45 до
100 мм рт. ст.).
Конструктивное исполнение глушителей (должно отвечать
следующим условиям:
объем глушителя (Угл) должен превышать рабочий объем
цилиндра (1/ц) — Кл > (5 4 10)/Уц, где i— число цилиндров
ДВС;
площадь поперечных сечений трубопроводов, подводящих
газовый поток к глушителю SB* и отводящих газовый поток от
глушителя Sotb, а также соединительных патрубков в глуши-
теле 5гл, должна быть одинакова;
глушители должны изготавливаться из материалов, стой-
ких к коррозии и воздействию тепловых нагрузок (около 450—
500 °C);
корпус глушителя, внутренние перегородки и концевые
крышки следует изготавливать из стали толщиной не менее
1,5 мм.
Требуемое снижение шума выпуска глушителем
LrTnp > 1%п - LKOpM + 101g п,	(3.5)
где — доля шума выпуска в расчетной точке (РТ) — см.
гл. 2; п — число каналов проникновения шума в РТ, вклад ко-
торых превышает норму.
3.3.4. ТРЕБОВАНИЯ К ВИБРОИЗОЛЯТОРАМ
Виброизоляторы ДВС, рабочих органов, кабин ТМ должны
обладать:
надежностью при действии кратковременных динамических
нагрузок;
стабильностью характеристик в течение срока службы;
стойкостью к агрессивным средам и перепадам температуры;
незначительным отличием статической жесткости от дина-
мической.
Например, для кабины требуемое снижение составляющей
‘структурного звука
L™6 > 101g (10°^ - 10°’*Ч - £ноР„ + 3,	(3.6)
где L™6 — суммарный УЗД в кабине, дБ; £в— воздушный шум,
дБ.
59
3.4. ВЛИЯНИЕ СОСТАВА ШУМОВИБРОЗАЩИТНОГО КОМПЛЕКСА
НА ПРОЦЕССЫ ШУМООБРАЗОВАНИЯ
3.4.1. ВНЕШНИЙ шум
Рассмотрим влияние состава шумовиброзащитного ком-
плекса (глушитель шума выпуска ДВС, устройство для отведе-
ния выпуска, звукоизолирующая кабина, акустический экран,
звукоизолирующий капот и пр.) на процессы шумообразования
на примере одного двигателя. Значения эффективности отдель-
ных шумозащитных средств взяты усредненными по данным
экспериментов.
Рис. 3.2. Внешний шум (на расстоянии 7,5 м) ТМ в обычном,исполнении (а)
и при использовании средств шумозащиты (б—г):
1 — незаглушенный выпуск; 2 — корпус ДВС; 3 — отведенный выпуск; 4 — звукоизоли-
рующий капот без звукопоглощающей облицовки; 5 — то же с облицовкой; 6 — глуши-
тель шума выпуска ДВС
*
На внешний шум машины наибольшее влияние оказывает
выпуск, поэтому при отведенном выпуске шум снижается на
6—7 дБА, (рис. 3.2), а при установленном на выпуске глуши-
теле— на 4—6 дБА (в зависимости от эффективности послед-
него).
При установке на корпус ДВС необлицованного капота шум
в точках, расположенных у открытого проема, возрастает на
4 дБА. При установке звукоизолирующего капота с открытым
проемом иэсо звукопоглощающей облицовкой внешний шум
снижается на 6—7 дБАг
Спектры внешнего шума, полученные в результате усредне-
ния данных, измерений по основным точкам наблюдения, пока-
заны на риС. 3.3 и 3.4. При установке глушителя и отведенном
выпуске УЗД снижается соответственно на 3—6 и 5—12 дБ во
всем нормируемом диапазоне частот (рис. 3.3). При установке
на корпус ДВС звукоизолирующего капота характер спектра
60
резко изменяется (рис. 3.4): в средне- и высокочастотном диа-
пазонах УЗД снижается на 4—8 дБ, а на низких частотах по-
Рис. 3.3 Спектры внешнего шума на
расстоянии 7,5 м от ТМ с разным
положением выпуска:
1 — выпуск отведен; 2 — выпуск с глуши-
телем; 3 — выпуск без глушителя
Рис. 3.4. Спектры внешнего шума на
расстоянии 7,5 м от ТМ с отведен-
ным выпуском:
1 — капот снят; 2 — на корпус ДВС уста-
новлен капот без облицовки; 3 — установ-
лен капот со звукопоглощающей обли-
цовкой
вышается до 10—15 дБ (при отсутствии виброизоляции ДВС
и капота).
Характер снижения шума снаружи в точках, расположен-
ных на расстоянии 1 м, аналогичен вышеописанному (рис. 3.5).
th
*)
№!•
Рис. 3.5. Внешний шум (на
расстоянии 1 м) ТМ в
обычном исполнении (а) и
при использовании средств
шумозащиты (б—е):
/ — незаглушенный выпуск
ДВС; 2 — корпус ДВС, 3 — от-
веденный выпуск ДВС; 4 —
глушитель шума выпуска ДВС;
5 — акустические экраны^ 6 —
звукоизолирующий неооЬицо-
ванный капот; 7 — то же с об-
лицовкой; 8 — акустический эк-
ран в проеме
6)
• 97, О
J I----------
> •96	»96
951—--------
61
Отметим, что при установке на открытый проем звукоизоли-
рующего капота акустического экрана эффективность капота
становится существенно выше.
3.4.2. ШУМ В КАБИНЕ
И НА ОТКРЫТЫХ РАБОЧИХ МЕСТАХ
Характер изменения шума в ТМ при последовательной уста-
новке акустического экрана, звукоизолирующего капота и зву-
1 2
• 106
• 96
Рис. 3.6. Шум на открытом рабочем месте:
/ — корпус ДВС; 2 — незаглушенный выпуск; 3 — глушитель на выпуске ДВС; 4 — не-
облицованный акустический экран; 5 —- то же облицованный; 6 — звукоизолирующий
*	капот
д)
□ i
Рис 3.7. Шум в кабине:
/ — звуковиброизолированная кабина с акустически обрабо-
танным отверстием необлицованная; 2 — звукоизолирующая
перегородка; 3 — капот необлицованный; 4 —капот, облицо-
ванный звукопоглощающим материалом; 5 — воздушный про-
межуток; 6 — звукопоглощающая облицовка
коизолирующей кабины как по отдельности, так и в комплексе,
показан на ^)ис. 3.6 и 3.7. Применением необлицованного аку-
стического экрана шум снижают на 6 дБА, звукоизолирующего
капота (при* его рациональном расположении)—на 10 дБА.
При установке кабины шум снижается на 12 дБА, а кабины
62
и капота — на 16 дБА, если они соединены, и на 20 дБА,
если они разделены воздушным промежутком.
Рис. 3.9. Спектры шума в TH
при установке шумозащитных
средств:
/ — кабина и капот сняты; 2 — ка-
пот установлен; 3 — кабина уста-
новлена; 4 — установлены капот и
кабина
Рис. 3.8. Спектры шума на рабо-
чем месте:
1 — без экрана; 2 — с экраном без
звукопоглощающей облицовки; 3 — с
экраном и звукопоглощающей обли-
цовкой
Более подробная информация о значениях и характере сни-
жения УЗД приведена на рис. 3.8 и 3.9. При установке акусти-
ческого экрана со звукопоглощением УЗД снижаются от 10 до
Рис. 3.11. Влияние расстояния до
источника шума на УЗД в ка-
бине:
/ — расстояние 0,1 м; 2—1,3 м; 3 —
2,6 м
Рис. 3.10. Спектры шума в кабине
при различном положении выпуска:
1 — выпуск отведен за капот (дверь ка-
бины закрыта); 2 — то же (дверь от-
крыта); 3—выпуск над капотом (дверь
открыта)
15 дБ во всем нормируемом диапазоне частот (рис. 3.8), при
установке комплекса шумозащиты (кабина, капот, глуши-
тель)— на 15—25 дБ в диапазоне частот 125—8000 Гц и может
увеличиваться на 25 дБ на низких частотах.
63
Снижение шума ТМ существенно зависит не только от но-
менклатуры шумовиброзащитных средств, но и от их располо-
жения, т.ч е. компоновки (рис. 3.10—3.12). Так, в зависимости
от расположения выпуска по отношению к кабине УЗД в по-
следней могут изменяться на 3—9 дБ в нормируемом диапазоне
Рис. 3.12. Спектры шума в ТМ при
установке различных шумозащитных
конструкций:
/ — сняты капот и кабина; 2 — установлен
капот; 3 — установлена кабина вплотную
к капоту; 4 — кабина отделена от капота
воздушным промежутком
частот (рис. 3.10). При изме-
нении расстояния от источника
шума до кабины от 0,1 до 2,5 м
УЗД в последней снижается на
5—10 дБ в нормируемом диа-
пазоне частот (рис. 3.11). При
рациональном расположении
основного источника шума —
корпуса ДВС — по отношению
к кабине (корпус ДВС под
капотом и отделен от кабины
воздушным промежутком) до-
полнительное снижение УЗД
составляет 5—13 дБ в средне-
и высокочастотном диапазонах
(рис. 3.12).
Ориентируясь на изложен-
ные результаты, можно целе-
направленно подбирать шумо-
виброзащитные средства для
ТМ.
3.5. ОПТИМИЗАЦИЯ ШУМОВИБРОЗАЩИТНОГО КОМПЛЕКСА
Практика применения шумовиброзащитного комплекса на
ТМ показывает, что он может варьироваться в достаточно ши-
роких пределах,, Например, решая задачу снижения шума на
рабочем месте машины, на которой число источников шума
сравнительно невелико (3—4), конструктор располагает набо-
ром^таких средств, как -звукоизолированная кабина, капот, АЭ,
глушитель и др. Каждое средство в отдельности или в совокуп-
ности с другим может обеспечить снижение шума до нормы,
поэтому перед конструктором всегда стоит задача выбора оп-
тимального варианта. При этом в качестве ведущего критерия
оптимизации* принимают экономический, т. е. из всех возмож-
ных вариантов ШВЗК выбирается тот, который требует наи-
меньших затрат [3.2, 3.3].
Таким образом, при оптимизации ШВЗК решается задача
выбора по стоимостным критериям средств защиты и характе-
ристик шумоглушения по заданной норме в расчетной точке.
Рассмотрим последовательность, ее решения.
Пусть звуковое поле в РТ формируется вкладом N источни-
ков, при этом интенсивность i-го источника шума Lt (/=1,
64
2, ..Af). Для снижения шума в РТ можно применить (в са-
мом простом случае) N одинаковых или различных средств за-
щиты от шума, каждое из которых снижает значение Li на
величину х< Установка каждого средства требует затрат
Ci = F (Xj) при Lmjn Xi ^max>	(3*7)
где Lmin, Lmax — соответственно минимально и максимально
возможная эффективность средств шумозащиты.
Ориентировочные значения С были получены путем обсчета
данных заводов-изготовителей ТМ, а также литературных
данных.
Функции с = Fi(Xi)9 аппроксимированные квадратичными па-
раболами a2.x2+btx+d, приведены в табл. 3.3.
Таблица 3.3. Ориентировочная стоимость средств защиты от шума ТМ
Шумозащитное средство	Стоимость Cj = F •	руб.
Акустический экран Глушитель шума выпуска ДВС Звукоизолирующий капот Звукоизолирующая кабина Звукоизолирующая перегородка	С=1,2х — 1 С = 0,23х2 — 3,43х + 60,89 С = 0,88х2 — 14,35x4-255,7 С = 0,37х2 — 4,99х 4- 412,4 С = 0,11х2 —2,25х — 119,3
Задача решается в два этапа. Вначале по заданному ком-
плексу шумозащиты оптимизируется характеристика шумоглу-
шения, а затем выбирается лучший из нескольких заданных
комплексов. Рассмотрим первый этап. Минимизируя затраты
N	к
C = min	^Fi(Xi)	(3.8)
t=i	i=i
для заданного комплекса средств защиты от шума, требуется
обеспечить выбором х, допустимый уровень шума, дБ, в рас-
четной точке
Ьдоп = 101g Г 2 10°’’ (Д/ Li = l Отыскание оптимальных значений- программирования: Г	10ОД£"	П X№101g 		 = 10°’1£доп— У 10°*' i = 1	(3.9) - задача нелинейного = f(x„ х2, .... XN-t). (3.10)
5 Заказ Ns 50
65
Для случая, когда кроме средств, снижающих шум вблизи
источника (капоты, экраны и т. д.), применяется средство,
снижающее дпум непосредственно в расчетной точке, например
кабина, звукоизоляция которой
[N . ..
Z ю0, ( 
1 = 1
3// каб
ХЛ, =J01g
'__________ю0,|£у_________________
Ц)0,1 (^доп + 3^каб) _ у IQ0,1	~ xi)
i = i
(3.11)
(3.12)
Преобразуем целевую функцию (3.9):
М2(Х1- Х2> •••> ^-|)+М(«|. хг.......-^-ОЧ-
АГ-!
+ Сд,+ S (а,х? + biXi + СО при Q > 0;	. (3.13)
i = 1
М	при Q < 0;
N — 1
Q= Ю0,1£доп— S 10°'1(£‘"Жг),	(3.14)
'	i = 1
где М — достаточно большое число; £доп — норма шума, дБ.
Таким образом, задачу отыскания оптимальных значений
удалось свести к задаче’ безусловной минимизации функции С.
В качестве примера рассмотрим конкретную задачу оптимизации ШВЗК.
Звуковое поле на рабочем месте оператора ТМ формируется выпуском
(110 дБ А), корпусом ДВС (100 дБА) и рабочим органом (95 дБ А). Для
снижения УЗ до нормы — 85дБА— можно использовать комплекс средств:
звукоизолирующий капот, звукоизолирующую кабину и перегородку, акусти-
ческие экраны и* глушитель шума выпуска ДВС. Практически для защиты
от шума можно использовать 7 вариантов (табл. 3.4).
Анализ данных табл. 3.4 показывает, Vro наименее дорогой вариант —
5-й, а наиболее дорогой — 2-й (он дороже 5-го в 2,5 раза) Таким образом,
Та блица 3.4. Варианты комплексов шумозашиты
Но- мер ва- рианта	Снижение УЗ, дБА							Условная стоимость варианта, руб.
	зик на кор- пус Две	зик на ра- бочий орган	каби- ной	АЭ на кор- пус ДВС	АЭ на ра- бочий орган	пере- город- кой	глу- шите- лем	
I	10			12-			5			14	675
2	•. 10	10	—				21	710
3			17'	8	—	—	13	496
4	—	—	13		5		14	488
5	—				14	24	28	287
6	—	—	12		5	12	14	574
7	10	—	—	14	19	—	28	386
66
оптимальный вариант ШВЗК включает: акустический экран на рабочий ор-
ган (14 дБА), звукоизолирующую перегородку между рабочим местом и
корпусом ДВС (24 дБА), глушитель шума на выпуске (28 дБА).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
3.1.	Методы и средства снижения шума мелиоративных машин: Обзор-
ная информация.— М.: ЦНИИТЭстроймаш, 1984.— 38 с.
3.2.	Гарбарук В. В., Иванов Н. И. Оптимизация и выбор средств за-
щиты от шума путевых и строительных машин//Борьба с шумом: III Все-
союзн. конф, по борьбе с шумом и вибрацией.— Челябинск, 1980.— С. 23—26.
3.3.	Козлов В. И. Модели и алгоритмы решения задач безопасности труда.—
Рига: Зинатне, 1978.— 130 с.
5*
Часть IL МЕТОДЫ БОРЬБЫ С ШУМОМ
Глава 4. ЗВУКОИЗОЛЯЦИЯ
4.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Эффективным методом борьбы с шумом на ТМ является
звукоизоляция рабочих мест. Листовые ограждающие конструк-
ции, составляющие звукоизолирующие перегородки, капоты,
кабины, снижают уровень шума за счет отражения и рассея-
ния звуковой энергии.
Под звукоизоляцией (дБ) понимают свойство огра-
ждающей конструкции задерживать часть энергии падающих
на нее звуковых волн, определяемое как отношение мощностей
волн, падаклцих на ограждение, Wi и волн, прошедших через
него, 1^2:
ЗИ = 10 1g	(4.1)
Характеристикой звукоизоляции является коэффициент про-
хождения (проницаемости) звука т, связанный с величиной
ЗИ соотношением
3/7=101g-J-.	(4.2)
Механизм прохождения звука через ограждение заключа-
ется в том, что под воздействием падающих звуковых волн
ограждение приводится в колебательное движение и само излу-
чает звук. Важными этапами в понимании сути этого процесса
были доказательство лордом Рэлеем [4.1] предположения
о поршнеобразном характере колебаний тонкой неограничен-
ных размеров пластины при нормальном падении звука и ука-
зание Л. Кремера [4.2]- в созданной им теории собственной зву-
коизоляции4 такой пластины на необходимость учитывать яв-
ление волнового совпадения. Последнее позволило объяснить
наблюдаемое в эксперименте существенное снижение звукоизо-
ляции на высоких частотах.
Рассмотрим процессы прохождения звука на основе понятия
самосогласования (согласования) звуковых полей перед и за
пластиной конечных размеров и волнового поля самой пла-
стины. Падающие со стороны источника шума звуковые волны
образуют в плоскости пластины определенной формы поле зву-
кового давления. Возникшие в пластине волны, в свою очередь,
формируют за' счет наличия границ волновое поле смещений
пластины и излучают энергию по другую сторону пластины.
68
Определение степени самосогласования (согласования) волно-
вых полей давления и смещения позволяет найти зависимости
звукоизоляции и звукоизлучения ограждающих конструкций.
Кроме того, при рассмотрении звукоизоляции статистически-
энергетическим методом [4.3] нельзя не учитывать резонансное
(частота звука совпадает с частотой собственных колебаний
пластины) и нерезонансное (они не совпадают) прохождение
звука, а также инерционное [4.4].
4.2. САМОСОГЛАСОВАННЕ ВОЛНОВЫХ ПОЛЕЙ
Форма звукового давления в плоскости пластины. Исходную группу
падающих под всевозможными углами плоских звуковых волн можно пред-
ставить двумя волнами, бегущими вдоль пластины под углами к ее большей
стороне ±ао, и двумя волнами, бегущими в противоположных направлениях:
i 4- feol (х sin ao + iz cos a0) 4-Ф1]
Pi=Poe
i	(x sin ao + y cos a)4-ipj
о = г'ов	;
n n 1 [“* + *01 (x sin Go-у cos ao) + i|>sl
F3 = Foe	;
P  p	(x sin ай — у cos ato) + ^d	(4 3)
Здесь Po—амплитуда давления; <o— угловая частота; t — время; £oi=£osin0,
Ао==2л/Х=<о/со, где с0 — скорость звука; Хо— длина волны; 0 — угол падения
звуковых волн; ф— начальная фаза движения. Начало прямоугольной си-
стемы координат размещено в левом нижнем углу пластины, а оси х, у на-
правлены вдоль ее сторон.
Суммарное давление в каждой точке поверхности пластины с ф|=М>2=я
и фз=ф4=0, если опустить множитель exp (icoO.
Р = 4P0sln (x£os!nOi slna0) sin (fco^slnGj cosa0).	(4.4)
Если начальные фазовые углы ф1=ф2=фз='ф4=0, то
Р' = 4Р0 cos (fcoXslnOj sin do) cos (fay sln0i cos a0).	(4.5)
Для пластины размером в плане а X b (х=0, а\ у=0, Ь), отсюда имеем
соотношения
sin 01 sin do = тол;	(4.6)
feo^slnGi cos do = Лоя	(4.7)
характеристик звукового поля в плоскости ограждения. Здесь т0, п0 имеют
непрерывные численные значения, если не приняты граничные условия. Если
/п0=1, 2, ...» п0=1, 2, ..., то в распределении звукового давления, описы-
ваемого выражением (4.4), на краях пластины — опертого на заплечики
в проеме акустически непрозрачного экрана — будут узлы (случай падения
звуковых волн из пространства на экраны, кабины, капоты и т. п.), а в рас-
пределении, отвечающем выражению (4.5),— пучности (источник звука внутри
объема кабины, капота).
69
Условия (46), (4.7) позволяют записать важные для последующих
расчетов зависимости между то и п0:
(4.8)
где f — частота.
Выражения формы распределения звукового давления (4.4), (4.5) удобно
переписать в виде
^ШйПо	sin
= ^ОтоЛо C0S
толх . Прпу .
а b ’
толх	прлу
а	b
(4.9)
(4.10)
Здесь ^oWono — 4Ро—^о пад 4“отр пр, где Ропад, Роотр, Ропр— ампли-
туда давления соответственно в падающих, отраженных и прошедших зву-
ковых волнах.
Образование форм колебаний собственными упругими волнами. Под
действием падающей звуковой волны в тонкой шарнирно опертой прямо-
угольной пластине или мембране возникает свободная упругая волна
^01—[®‘* + *(*81па + рсО8а) + 0 + ф].	(4.11)
Здесь а — угол падения свободных волн на край пластины; р, ф— состав-
ляющие начального фазового угла; k=&lc. Для пластины	Dim' —
скорость свободных изгибных волн [D=ЕЛ3/ (12(1 — о2)) — изгибна я жест-
кость пластины, где Е— модуль упругости; Л— толщина пластины; а — ко-
эффициент Пуассона; т' — поверхностная плотность, кг/м2]. Для мембраны
с=^Т1т' — скорость свободных упругих волн, где Т — натяжение мем-
браны.
Эта волна, в свою очередь, является причиной возникновения отражен-
ной волны
$02 = &002е‘ [й>*+ k (Х Sln а “У COS a)1 •	(4.12)
Суммарное смещение в волнах (4.11), (4.12) и волнах, распространяющихся
в противоположных направлениях, равно
5 = ^00! [е* (*XSlna™-*/2)+ е-‘
х[е< (Лусозатл-л/2) + e-i ( Л г/соз д — л/2 ) J
или
£ = go Sin (Лх slnamn) Sin (ky cos amn),	(4.13)
где go=4gooi-
При этом формы собственных колебаний имеют характеристики, опре-
деляемые уравнениями
£asinamn = тл, m=l, 2, ...;
Л6 cos amn = ял, m=l, 2, ...»	(4.14)
70
Образованный свободными волнами угол атп определится из соот-
ношения
tgamn=-y-J-	(4.15)
или
tgamn = Cj,/Cx,	(4.15а)
где сх — скорости распространения следов теперь уже собственных упру-
гих волн вдоль осей (/, х.
Функции смещений (4.13) теперь можно придать привычный вид:
, тлх , плу	1Л.
B = £osln—-— sin—(4.16)
Поле чисто вынужденных волн. Под чисто вынужденной вол-
ной понимают некоторую волну смещения пластины (мембраны), которую
можно считать инерционной, распространяющуюся со скоростью следа па-
дающей звуковой волны co/sinOi. Выражение для чисто вынужденной волны
__ е1 [*01 (* sin а0 + у COS ао) +	(4 в щ
является частным решением уравнения Гельмгольца относительно смещений
пластины. Отсутствие смещений краев пластины говорит о наличии в данной
задаче неоднородных краевых волн
».	„ М* - в) V1 + sin2 ах
t ___£	—М д/1 +sin2 ах
5пв-^Пав ’	(4Д8)
с .	+sln’
llb=£olbe	>
k„y +sin’ ay
£ць = £оибе
где ax, <Xy — углы скольжения звуковой бегущей волны вдоль осей х, у.
В отличие от известных свободных краевых волн, инерционные краевые
волны распространяются на низких частотах с большей скоростью — ско-
ростью следа падающих звуковых волн. Суммарное смещение в волнах (4.17),
(4.18)
|4 = иЛГи.	(4.19)
Здесь	________
X|| = cos(feoxsln01) —[1 + уае~**^^I + Sln “* X
. . —коХ л/1 + sin’ a_ , йо(х —°) vi+sln’ ах.
Хе w *+Yae v ,
Y „ = c°s (k^ sin 0,) — [ 1 + уье VI+8in аУ ] х
X e~M V1+Sln““y + V6efeo(!Z “ &) V‘+Sin“ ау (
где Yo= [e-V V> +•*"’ *х _ cos {ka asIn0i)]/[, _ V- ‘x];
Yft=[e-M	e-2M
71
Характеристики самосогласования волновых полей. В каждый момент
времени прохождения звука через ограждение создаются определенные ус-
ловия соотношения характеристик звуковых полей и волнового поля пла-
стины, образованного собственными волнами (4.11), (4.12). В случае пла-
стины прямоугольной формы соотношения (4.7) и (4.14) позволяют устано-
вить условия самосогласования
feaslna — М (ZjotzslnaoslnOi); kb cosa = /V (k^b cosaosin0i). (4.20)
В правой части записаны амплитудно-частотные, пространственно-временные
и фазовые характеристики звуковых полей, а в левой части — такие же
характеристики волнового поля пластины; М, N — коэффициенты самосогла-
сования (соотношения) длин проекций полуволн по сторонам а и bt
N=nJriQ..
Решая уравнения (4.20) совместно, получаем выражение резонансных ча-
стот с той или иной степенью самосогласования
Л	/---г-
.___________________fo________________ / т'
* 2nsin*0| (M2sin2a0 + №cos2a0) V В
или
_ «0 (Mo s'n 2 a + No cos2 a) Г~^~
2n|sln2ei	V D ’
где	Мо=по/п.
(4.21)
(4.22)
4.3.	ОДНОСЛОЙНЫЕ ограждения
Отклик ограждения на воздействие звука в условиях собственных коле-
баний. Характеристикой отражения и прохождения звуковой энергии может
служить амплитуда звуковых колебаний ограждения. Амплитуда выражает
отклик ограждения на воздействие звуковых волн. Если принять, что рас-
пределение давления по поверхности (мембраны) имеет вид (4.9), а форма
смещения пластины—(4.16), то амплитуда смещений
Ъ>тп = ..Р°™> .	(4.23)
.	т <Ор
Здесь Ai — некоторая характеристика самосогласования полей,
а ь
р с , тлх , плу	, mQnx	, полу . .
sin-----sin —sin —----------sin —dx dy
a b	a	b *
Я, =	--------b------------------------------------; (4.24)
$ $ sin2 —°— sin2 dx dy
0 0	a	°
tn'— поверхностная плотность пластины; (Op =[co^n(l + й])—ю2], где сошп =
= 2nfmn[fmn — частота собственных колебаний]; л — коэффициент потерь. При
этом предполагается, что взаимовлияние форм собственных колебаний через
воздушную среду отсутствует. Такое положение справедливо для наиболее
часто встречающихся в практике листовых звукоизолирующих преград вплоть
до самых низких частот.
Из соотношения (4.23) следует, что‘наибольший отклик пластины будет
в трех случаях самосогласования полей:
72
т = гщ, n — nQ]

п По!
п = л0;
m^niQt п=£п0.
(4.25)
(4.26а)
(4.266)
(4.27)
Первый случай — условие (4.25)—соответствует полному самосогласо-
ванию волновых характеристик полей.
Здесь, во-первых, условие (4.20) сразу переходит в известное условие
существования явления волнового совпадения [4.2]
£ = *о»	(4.28)
где &o=/?osin0i,
или
с = с0/sin 81,
что является правилом совпадения свободных волн, распространяющихся
в пластине со скоростью с, и звуковых волн, распространяющихся вдоль
поверхности пластины со скоростью c0/sin 0ь
а
Рис. 4.1. Формы звукового давления и смещения при полном пространствен-
ном резонансе: Wsin 0==%c=Xmn; au=a=amn; m=^ = 4; n = no = 3
Во-вторых, требование целочисленности	п=По указывает на то,
что одновременно с волновым совпадением здесь имеет место так называе-
мый пространственно-частотный резонанс (4.6].
Назовем случай, соответствующий условию (4.25), когда М=1, W=l,
<х=а0, полным пространственным резонансом — ППР.
На рис. 4.1 изображены линии равных фаз звуковых (штриховые линии)
и свободных изгибных (пунктирные) волн, а также узловые линии (сплош-
ные) форм распределения звукового давления (4.9) и смещений точек пла-
стины (4.16) с m=mo=4, п=По=3.
В условиях полных пространственных резонансов отклик пластины
[см. (4.23)]
Рот"Дтл(	(4.29)
т cDp
ГДе А пт == 1.
73
В диапазоне частот f > fmn условие (4.25) выполняется на каждой ча-
стоте, отвеФющей выражению (4.22), которое перепишем как
<4-30»
Граничный полный пространственный резонанс определится из формулы
(4.30) с наибольшим углом падения (01	л/2), когда впервые будут вы-
полняться условия (4.25).
Для условия (4.26а) выражение амплитуды колебаний (4.23) будет
иметь ви^
Р А
»	*	__ от«о тп9	ft oi\
.	'2	»	' ’ '
/л (Ор
где
А	2 П
А^- Я л2_л2 5,ПП»Л-
На тех частотах, для которых выполняются условия (4.266),
t п-----------------------^пАт>п	(4.32)
та2 ’
где
•	л 2m,
— -22 з1птоя‘
л т — №q
Из выражений (4.31), (4.32) видно, что отклик пластины будет наиболь-
шим, когда m=m0, Ло=1/2, 3/2, 5/2, ... или когда n-Ч т0=1/2, 3/2,
5/2, ..., т. е. условия (4.26) конкретизируются как
>	М=1; tf = 2n, 2л/3, 2п/5,
V=l; M = 2m, 2m/3, 2m/5, ....	(4.33)
Данный случай назовем неполным пространственным резо-
нансом — НПР, когда скорости следов свободной и звуковой волн по
одной стороне пластины равны между собой, а по другой стороне находятся
в таком соотношении, при котором отклик пластины наибольший.
На рис. 4.2 графически представлен НПР при Af=l,	Звуковые
волны (штриховые линии) образовали форму звукового давления в плоскости
пластины с Узловыми линиями х = 0, а/2, а, д, у = д/3, свободные волны
(пунктирные линии)—форму смещения пластины с узловыми линиями
х=0, а/2, а, £ — 0, Ь. При этом предполагается, что пластина свободно оперта
в проеме акустически непрозрачного бесконечного экрана.
Границей частотной области НПР является частота
f_____________;______fo_______________ / т'
2nSln^eimno(sln’am„0+№cos^mno) Л/ D
\
или
/г"”п = 2jtsfn2e,mo„ (ЛРмЬ1	+ cos'amo„) л/fD-’	(4'35)
74
В условиях (4.27) амплитуда колебаний
Рис. 4.2. Формы звукового давления и
смещения пластины при неполном про-
странственном резонансе: щ=^=2;
по = 3/2; c/sin amn = Со/sin dmnosin 0
Рис. 4.3. Формы звукового
давления и смещения пластины
при простом пространственном
резонансе: /п=Г, п=1; то=
= 1/2; По=1/2
и имеет наибольшее значение при Ио=1/2, 3/2, 5/2, ..По=1/2, 3/2, 5/2, ...
Это случай простого пространственного резонанса — ПРПР.
Здесь нет равенства скоростей следов волн по сторонам пластины звуковых
и свободных волн. Условия существования ПрПР (4.27) в области частот
f frmtfiQ теперь можно уточнить и переписать в виде
Л4=х2т, 2m/3, 2zn/5, У = 2, 2п/3, 2п/5, ...	(4.38)
Граничный ПрПР равен
f _____________________fo_______________ / rn'	3
гтопо	2nsln201/n0n0(A42sln2a0-|-^cos2a0) V
На рис. 4.3 показан случай ПрПР, когда векторы скорости звуковых волн
в плоскости пластины и упругих волн рассогласованы, но находятся в таком
соотношении между собой и с осями координат, что амплитуда смещения
(4.36) имеет наибольшее значение. Для листовых ограждающих конструкций
с размерами от 2,0 X 2,0 м2 до 0,5 X 0,5 м2 ПРПР имеет место в области
частот f > 40 Гц, НПР — f > 80 -4- 350 Гц, ППР — f > 1000 Гц. Из сравнения
выражений для амплитуд (4.29), (4.31), (4.36) следует, что отклик огражде-
ния тем больше, чем в большей мере самосогласованы параметры волновых
полей.
Отклик ограждения при инерционном прохождении звука. Форма рас-
пределения смещений пластины (мембраны) (4.19) образуется инерционными
75
Здесь
^тп =
+'т₽а (1 Ч
где	Ра =
волнами. Звуковое волновое поле в плоскости пластины формируется звуко-
выми волнами. Амплитуда смещений пластины
ч
)	, Ы =		(4.40)
'	т ®р
Величину Ри назовем функцией отклика,
tnti/Qmn-	(4.41)
Qm ~~---ГгТЧ t7”1 S’nтП + 'И®-'"”' +
-е-2т,я) 1---------пт- [">sIn пп +
) I я(« ~«l)
+ пе~п,л +	(1 + е-2я,я
е~т‘я — cos тя . „ „   е—Я|Я — cos пл
। е~2тт ’ в	। е—2Д|Л	•
__ kad	__ kQb	k^d /71 । . л
m =-----cosax; п =-----cosa«; mx =——Vl+sln2ax;
ЧЛ	л	л
Я| =' ~л^	1 sln2 a»: cos2 a* + cos2 a» + cos2 = 1;
Qmn = QmQn; Qm=i(l + -^L\. q„ = ^.(i+_s^L\
Z \ Z/Пл, /	Z \ 2ЛЛ /
На рис. 4.4 дано графическое представление функции отклика для слу-
чая падения звуковых волн на пластину в виде полосы шириной а. Из ана-
Рис. 4.4. График функции отклика пластины:
1 — 0J - 15е; 2 — 45е; 3 — 75е
лиза графика следует: отклик пластины снижается при нецелочисленных
и, что особенно существенно, в пределах 0 <	< 1 — это соответствует для
пластин с a=0,5	2 м частотам 100—300 Гц. По мере повышения частоты
(тъ^> 3) отклик стабилизируется и 1.
Мощность, излучаемая в режиме резонансных колебаний. Звуковую мощ-
ность волн» излучаемых звукоизолирующей пластиной» можно определить как
76
(4.42)
(а Ь	'
J J dx АУ
о о
где звуковое давление можно принять распределенным по ее площади
в форме (4.9):
*20 = ^ ЯП	ЯП eik^OS %	(4.43)
% —сопряженное число комплексного значения колебательной скорости
с Do с =: Do tnn/cOS 0).
Колебательная скорость в направлении, перпендикулярном (нормальном)
к плоскости пластины, с учетом выражения распределения смещений пла-
стины (4.16)
, т2пх * ’ п2лу	лл.
^тп = DomnSln-----— sin---т—»	(4.44)
Л	о
ГДе Do тп — tOJ^o тп-
Граничные условия на поверхности пластины выполняются, если ампли-
туда звукового давления для каждых т2> п2> /п02, лог
Р = О С V
отО2 ^о^отп COs 02с ’
(4.45)
где -рос© — характеристический импеданс;
J 1‘ sin sln sin JWL sln JMdx
H б a	b	a	b °
= —--------b--------------------------------------. (4.46)
$f sin2 ОТ°^ЛХ' sln2 -n^y- dx dy
В соответствии с зависимостью (4.42) получаем выражение излучаемой мощ-
ности на каждом резонансе
„2 д2
Ц72(. = _Р£°-------------7Г-аЬ.	(4.47)
2 COS 01 COS 02с
Квадрат амплитуды колебательной скорости, осредненный по полосе частот
Af [4.10],
Р2Л2
с,—-	(4 48)
8лт' Affq
Здесь Pq — ^р^о/поло»
®я
= 2 | cos 0icsin0ic d0ic
ёв
[Он, 0в соответствуют верхней и нижней частотам Af]; Af=fB— где
/в и — соответственно верхняя и нижняя частоты (для третьоктавной по-
лосы kf = 0,23); f — среднегеометрическая частота полосы пропускания.
Излучаемая мощность [см. (4.47)], следовательно, зависит от углов па-
дения и излучения, от степени самосогласования волновых полей и коэффи-
циента потерь.
77
Излучение инерционными волнами. Выражение для звукового давления
в излученной золне записываем как
Р2Я = Рои cos	cos П^У ez*“cos е*.
а	о
Здесь
Рои ~ Soco COS02H > где V0H = vom9nJcos J vomono=
a b
f f WIq2jTX ^>02^У 1ЛцЛХ	,
cos — ----cos - ~ v cos —2-------cos dx du
к X a	b	a	b y
л2н=------------—b-----------------------------------------.
|i cps2 ~g”~~cos2 dx dy
При этом поле смещений образовано бегущими излучающими волнами,
которое описывает выражение (4.10). Мощность, излучаемая инерционными
волнами, тогда равна
ч. 2	д2
'	uz2h = _Po£°_ _2^------ъ—ab.	(4.49)
8 COS 0! COS 02И
Но /7102 S ^И, «02 s «и- Тогда Д2И = 1, 01 = 02и
Квадрат колебательной скорости VQmono определится с помощью соотно-
шения (4.40):
Р2
2	_ г» 2 0/ИоЯо	f л гл\
(4-50)
Из выражения (4.49) следует, что излучение звука инерционными вол-
нами увеличивается или снижается в соответствии с изменением функции
отклика (4.41). Наименьшее излучение будет в области низких частот, когда
Влияние на звукоизлучение внутренних потерь энергии и
размеров дграждений. Из полученных выше зависимостей сле-
дует, что характер излучения звука существенно различен при
его прохождении в режиме резонансных колебаний пластины и
при инерционном. В режиме резонансных колебаний излучаемая
мощность больше или меньше в областях частот, где решающий
вклад в прохождение звука вносят полные, неполные или про-
стые пространственные резонансы.
Выражение общей мощности, излученной упругими и чисто
вынужденными волнами [см. (4.47) и (4.49)], имеет вид
"	(	2	г 2	д2 \
П/. _ Росо I ___________J___I	V0rnn_____2 I	t /д El \
2	,	8	\	COS01 COS02H	‘	COS 01	COS 02c /	V •	/
Отсюда следует, что, когда
2	а2	2
• v0mn л2	vOmonQ 1
COS 01 COS 02С	COS 01 COS 02c
78
(НПР, ППР), коэффициент потерь оказывает влияние на излу-
чаемую мощность. Чем больше т], тем меньше излучаемая мощ-
ность. Относительное изменение излучаемой мощности по срав-
нению с мощностью, излученной равновеликим по площади
поршнем, можно проследить с помощью коэффициента излуче-
ния [4.8]. Если колебательная скорость поршня равна колеба-
тельной скорости пластины, то
Гп =
/ „2
PqCq I иО/ПоЛо
""8 \ cos 9i
vQmn
COS 9i
|да&.
(4-52)
Тогда выражение коэффициента излучения будет иметь вид
2	1 I 2	^2
v0m^ со502и -|-"отп Cose2c
S-----------"2--—2-----------•
vOmo«o * voftin
В случае полных пространственных резонансов для тради-
ционных листовых ограждений vlmn'^vomn’ А2=1. Поэтому
здесь коэффициент потерь практически не оказывает влияния
на коэффициент излучения:
$ппр 1/соз02с.	(4.53а)
Для неполных и простых пространственных резонансов сла-
гаемые в числителе и знаменателе соизмеримы. Заменяя в вы-
ражении (4.53) квадраты колебательных скоростей их значе-
ниями (4.50), (4.48), получаем для НПР:
F2____1	о,4344|
sHnP=  С°3е-ги—-У826- •	(4-536)
На рис. 4.5 показана обобщенная кривая частотной харак-
теристики коэффициента излучения пластины конечных разме-
*
Рис 4.5. Частотная харак-
теристика коэффициента
звукоизлучения при прохо- О
ждении звука:
------------- резонансном и инер-	_к
ционном;------------------------— инерционным *
волнами
ров при диффузном падении звука, построенная с использова-
нием соотношений (4.53), (4.53а), (4.536). Величиной 5НПР
(f < frmn) можно управлять в определенной мере, изменяя
коэффициент потерь. Например, увеличение коэффициента по-
79
терь в 15 раз, достигаемое за счет распределенного вибродемп-
фирования ^металлического листа, повышает коэффициент излу-
чения 101gsjmp почти на 6 дБ. Из соотношения (4.536) сле-
дует также, что $ппр зависит от размеров ограждения. Чем
меньше площадь ограждения, тем больше А2 и, следовательно,
$нпр. В этом случае на одной и той же частоте наблюдается
большая согласованность волновых полей. По этой же причине
для пластины большей толщины коэффициент $ыпр имеет бо-
лее высокое значение.
Резонансное прохождение звука. В случае резонансного
прохождения звука коэффициент прохождения т определяется
значениями коэффициентов отражения и рассеяния звуковой
энергии. Его численное значение можно определить ис-
ходя из выражения для звукоизоляции [см. (4.2)] как т =
=	где IF2 — мощность излученных волн [см. (4.47)],
a Wi — мощность падающих звуковых волн [например, при
диффузном падении,	аЬ/(8роСо)]. Заменяя Fi, W2 их
значениями, получаем:
4Росо
Тс =--------7-----—--------------.	(4.54)
• о '2	COS 0| ГОЯ 2с , л 2 2
ч
Из выражения (4.54) следует, что численное значение про-
хождения зави£ит от потерь энергии на ее рассеивание (т|) и
от степени самосогласования собственного волнового поля пла-
стины и звуковых полей соответственно перед и за пластиной
(Л1, Л2). Возникает вопрос о вкладе в прохождение звука обыч-
ных, простых, неполных и полных пространственных резо-
нансов.
На рис. 4.6 изображена частотная характеристика звукоизо-
ляциич (4.2) при резонансном прохождении звука (4.54). На
высоких частотах f > frmn все условия существования простых
и пространственных резонансов—(4.25), (4.26), (4.27)—вы-
полняются. Из сравнения характеристик, самосогласования
(4.29), (4.31), (4.32), (4.36) следует, что А>тп	X
, A?imnA^n-> А^А^. Отсюда можно сделать вывод,
что решающий вклад в прохождение звука принадлежит пол-
ным пространственным резонансам. Поэтому область частот V
назовем областью П П Р.
На более низких частотах — f <z frmn вплоть до frmn0 — вы-
полняются условия существования обычных резонансов и прос-
тых и неполных пространственных резонансов (4.26), (4.27).
Здесь основной вклад в прохождение вносят НПР. Поэтому об-
ласть частот IV — это область НПР.
80
В частотной области III существуют обычные резонансы и
простые пространственные, и эту область можно назвать обла-
стью ПрПР. В области II существуют обычные резонансы,
а область / — дорезонансная, где вклад в прохождение вносит
основной резонанс пластины.
Из анализа формулы (4.54) следует, что по мере повыше-
ния частоты самосогласование волновых полей увеличивается.
Рис. 4.6. Частотная характеристика звукоизоляции однослойного ограждения
при резонансном прохождении звука
Поэтому в диапазоне частот выше основной резонансной ча-
стоты fo за быстрым снижением прохождения звука следует его
повышение в области III, нарастающее в области IV, а еще
более — в области V.
Итак, прохождением звука через резонирующее ограждение
можно управлять:
1) в диапазоне частот, превышающих frmnf — варьируя массу,
частоту, изгибную жесткость и коэффициент потерь, что прин-
ципиально следует и из теории волнового совпадения Л. Кре-
мера [4.2] для пластин неограниченной протяженности;
2) в диапазоне частот f <. frmn — изменяя помимо перечис-
ленных параметров толщину и размеры ограждения в плане.
Инерционное прохождение звука. Дополним модель прохо-
ждения звука (4.3) некоторым начальным колебательным со-
стоянием системы (пластины), предшествующим в каждый мо-
мент времени процессу резонансного прохождения. Для этого
учтем энергию движения инерционной волны (4.17). Эта волна
есть на каждой частоте, включая частоты собственных колеба-
ний. На частоте собственных колебаний инерционная и сво-
бодная волны отличаются начальной фазой движения. Отсюда
независимость волн и справедливость принципа суперпозиции.
Выражение коэффициента прохождения с учетом зависимо-
сти (4.49) имеет вид
4n2m'2f2cos01 cos02h . Л
’ /
(4.55)
6 Заказ № 50
81
Отсюда следует, что прохождение звука снижается на низ-
ких и средних частотах в соотвесттвии с закономерностью
уменьшения значений фнукции отклика Fu [см. (4.41)]. Наи-
большее снижение прохождения происходит на частотах ниже
где fma =znoco/(2asin0i), при некотором увеличении
Рис. 4.7. Частотная характеристика звукоизоляции ограждения с т' =
= 12,24,кг/м2 с 01=л/4 при инерционном прохождении звука:
1 — а = 3 м; 2—1 м; 3 — 0,5 м
прохождения на самых низких частотах. Частотная область по-
ниженного прохождения уменьшается по мере увеличения раз-
меров пластины (рис. 4.7). В частном случае — для а-»-оо,
Ь-^-оо, FH->-l— прохождение не снижается. На величину ти
значительное влияние оказывает угол падения звуковых волн.
По мере его увеличения звукоизоляция снижается. Ширина
частотной области с пониженным прохождением зависит от
угла падения. Чем меньше угол падения, тем шире эта об-
ласть. Когда звуковые волны падают перпендикулярно к плос-
кости пластины, прохождение соответствует закону масс.
В случае падения звуковых волн под углами 01 = О-?л/2
можно упростить подсчет ти, оперируя со значением среднего
угла падения, которое равно [4.4] 0iCp = 51,7575...°, ax =
= arccos (b sin0icp/Va2+62).
Значения функции Fa, входящей в зависимость (4.55), для
некоторых размеров звукоизоляционных ограждений, наиболее
часто применяемых, приведены в табл. 4.1.
Частотная характеристика звукоизоляции. В соответствии
с составленной выше моделью прохождения звука, в котором
участвуют собственные и инерционные волны звукоизолирую-
щих преград, выражение звукоизоляции (4.1) запишем в виде
31-1= ю lg	.	(4.56)
82
где мощность, излучаемая инерционными волнами, определя-
ется зависимостью (4.49), а мощность, излучаемая при резо-
нансном прохождении, — зависимостью (4.47),
или	ЗИ = 101g-------J.	(4.56а)
Ти “Г тс
Таблица 41. Функция отклика Ги
Размеры ограждения а X bt м2	Частота, Гц						
	80	100	125	160	200	250	315
1,0X0.5	0,771	0,705	0,620	0,500	0,378	0,278	0,319
1,ОХ 1.0	0,610	0,499	0,376	0,273	0,320	0,667	1,009
1,5Х 1.0	0,533	0,412	0,300	0,284	0,547	0,954	0,958
2,ОХ 1.0	0,500	0,378	0,278	0,332	0,697	1,010	0,888
1,5 X 1.5	0,399	0,291	0,282	0,583	0,975	0,943	0,910
2,25 X 1.5	0,317	0,267	0,435	0,899	0,996	0,763	0,850
			Частота. Гн				
Размеры							
ограждения а X bt							
м2	400	500	630	800	1000	1250	1600
1,0X0,5	0,697	1,010	0,082	0,734	1,009	0,828	0,960
1,0Х 1,0	0,870	0,714	1,008	0,818	0,970	1,004	0,994
1.5Х 1,0	0,717	0,945	0,869	1,006	0,933	0,930	1,003
2,0Х 1.0	0,734	1,009	0,828	0,960	1,005	1,003	0,933
1.5 X 1,5	0,970	0,851	1,006	0,964	0,961	1,003	0,957
2,25 X 1,5	0,932	0,938	0,871	0,898	0,931	1,001	1,000
Численные значения звукоизоляции ограждений конечных
размеров найдем из соотношения (4.56а), подставив в него вы-
ражения (4.55), (4.54) для ти, тс.
В выражении для тс (4.54)
А — -^4" Аотп^
(n2ln2)2 ;	(т2™т2о)2
(4.57)
n = 1, 2, Ио = 1/2, 3/2, ..т = 1, 2, ..tnQ = 1/2, 3/2, ...
соответствуют среднегеометрической частоте f = fCp полосы про-
пускания.
Подсчитать значение коэффициента прохождения звука тс
в области НПР (frmn^ f < frmn) можно по следующей схеме.
Сначала надо определить граничную частоту (4.34) области
6*
83
НПР. Ее приближенное значение найдем из соотношения (4.7}
при условии^ что то=т (см. рис. 4.2) или по = п. Если
 <4-58>
то наинйзшая частота области НПР соответствует случаю т =
= то= 1,
> <4-59*
.	0/ПГ»о
где sin ao7nnc*=b/Va2/4+,fe2, при этом а Ь.
Верхней граничной частотой области НПР является frmn-
Ее выражение можно записать как
frmn = fг ”h ^fvmrii	(4.60)
где fr — граничная частота волнового совпадения; Afnnn — по-
ложительная по знаку поправка к fr до ближайшего большего
ППР> Для листовых звукоизолирующих конструкций, где в об-
ласти fr спектр частот собственных колебаний достаточно плот-
ный,
и.-Л---£-д/тг-	(4'6|>
Для последующих расчетов необходимо определить значе-
ние характеристики самосогласования А%. Перепишем (4.57)
с использованием теоремы о среднем как
Ло — /Потах	5 \9 h ^Отах “7 $ о То" •	(4.62)
-"Оср)	('”-'<₽)
Здесь первое слагаемое характеризует резонансы т, /по, а вто-
рое — /по, и. •
В зависимости (4.62) величины /потах, потах определяются
из соотношения (4.8), где в круглых скобках /ло = /и=1, ио =
= и = 1,
Hto max —
2	1	h / 4f2
О ь	V со
Иоср = (иотах/2) J /ПоСр = (гПотах/2) ,
1
а2
(4.63)
причем ДЛЯ fep-угол 01 = л/2.
Величины /г2 и /л2 найдем из уравнения (4.14):

84
Для листовых звукоизолирующих конструкций из дюралю-
миния и силикатного стекла — наиболее распространенных ма-
териалов— значение А* можно найти с помощью графиков
(рис. 4.8 и 4.9), построенных
в соответствии с зависимостью
(4.62).
Для частот f,> l/Zfrmn воз-
никают условия дополнитель-
ного самосогласования, когда
для одной формы собственных
колебаний выполняются усло-
Рис. 4.8. Частотные характеристики самосогласования для листа дюралюми-
ния: а — h = 2 мм; б — а X b = 2,0 X 1,5 м; в — 2,0 X 2,0 м
вия ги0 = т, По=/= п и nQ = п, ги0 #= т. Характеристика самосо-
гласования здесь имеет вид
2
Ло1 == ^01 max / 2	2 \2 Н” max z 2	2 \2 *
V2! — П01ср>)	(/^1 — ^юср)
Здесь
^01 ср — (по1 max/2) J /По1 ср — (^01 тах/2)А,	(4.66)
т. е. в области частот l/2frmn <f < frmn характеристикой само-
согласования становится величина Лоо, причем
Лэо = Ло + Лоь	(4.67)
85
Рис. 4.9. Частотные характеристики самосогласованна для пластины из силикатного стекла: а — Л=3 мм- б — а X Ь =
= 1,0 X 0,5 м; в —0,5X0,5 м; г— 1,5 X 1,0 м; д— 1,0 X 1,0 м
На частотах f < величина Л4= [16/л4](16/л&)Л*.
При этом
>2	_ т2	п2
(Л2-<‘
Приближенное значение данной величины может быть опреде-
лено как
А)тоЛо —	~7~2---т—\Г“’
(^ср-^Оср)
(4.67а)
где /«ср=«ср- Число резонансов в полосе частот Af равно
bN9=ttfabl24Dlm'.
Для большего удобства вычислений выражения для тв, тс
можно переписать как
1
*^и —~	л2 ♦ 1 15
2 2 2’----т' fг cos2 0ср cos 02с + 1
Рос(Ги. ср
1
тс =
л8 • 1,15
8p2c^4q
m'2r\ cos 0ср cos 02с + 1
(4.68)
где 1,15—kflkv для третьоктавной полосы пропускания.
Подставив значения (4.68) в соотношение (4.56а), можно
получить значение звукоизоляции в области частот frmn0<
< f < frmn- Когда
-Xs- m'2f2 cos2 ecp » 1;	cos 0cp cos 02c » 1,
РосО^и	ЗроСоД)
что справедливо для листовых конструкций, формула для опре-
деления звукоизоляции имеет вид
9,, mt л2	т'г{а
ЗИ = 101g ---------з---------------1-----й-
Росо ср ।	8________А)
cos2 0ср “г 1,15л3	т) cos2 Эср
В области частот fmano < f < fmn9 Ф°РмУла Для определе-
ния звукоизоляции принимает вид
э 1Л1 л2	т'2}2
ЗИ=\Ь\% -л-5-------2----------’-----J---,
РосО ^и. ср ।	128 ^Omono
cos20ср * 1,15л7 cos2Оф
где величину ^4^тоПо находят из соотношения (4.67а).
. (4.69)
(4.69a)
87
В области полных пространственных резонансов выражение
коэффициента прохождения (4.54) преобразуется к виду
Хетп =	- £3	•	(4-70)
—tn' --------Т] cos 0ср cos Э2с + 1
Росо 'гтп
Тогда звукоизоляция в этой области частот определяется фор-
мулЪй (4.56а), а значения коэффициентов прохождения —
формулами (4.55), (4.70).
Для листовых конструкций можно пренебречь единицей
в знаменателе выражений (4.55), (4.70), тогда
ЗИ = 10 1g 4-5—-2—т ’ f .
Р0с0 Л,, ср Д-— irmnSmn..
’cos4p 8 /ncosOep
(4.71)
где
тг)- <4-72’
Из выражения (4.72) следует, что осредненное значение коэф-
фициента излучения $тп зависит от ширины полосы пропуска-
ния Д/. Эта зависимость тем сильнее, чем ближе частота ана-
лиза f к граничной частоте frmn. В этом случае коэффициент
излучения увеличивается и звукоизоляция снижается. Это сни-
жение существенно при fB->/rmn и остается особенно заметным
в области frmn < f < 2f. Замена полосы пропускания в одну
октаву на третьоктавную /н = /г снижает значение звукоизоля-
ции на 2 дБ.
Из формулы (4.71) следует, что для часто встречающихся
ограждающих конструкций из дюраля, стекла (л = 0,05) зву-
коизоляция в области f > frmn управляется резонансным прохо-
ждением звука, так как	cos 0Ср F2^ ср /cos2 0ср.
Здесь формула (4.71) для определения звукоизоляции может
быть переписана в виде
ЗИ = 101g -JV W'73t1 -0S -р  *	(4.73)
PqCq / rmnSmn
Влияние на звукоизоляцию ограждающих конструкций дем-
пфирования звуковых колебаний. Предельная звукоизоляция.
Формула (4.71) обнаруживает определенную зависимость зву-
коизоляции от потерь на внутреннее трение. Более детально
проследить эту зависимость можно, если рассмотреть частотную
характеристику, построенную в соответствии с формулой (4.71)
для пластины *с коэффициентом потерь т)«0,005 (рис. 4.10).
В области частот /ио — /« решающий вклад принадлежит
прохождению звуковой энергии с инерционными волнами, и,
следовательно^, коэффициент потерь не оказывает влияния на
38
звукоизоляцию. В другой области частот — от /И1 до frmn— зву-
коизоляция зависит от коэффициента потерь: ее значение тем
выше, чем больше т].
В области частот f > frmn звукоизоляция при резонансном
прохождении звука значительно меньше звукоизоляции при
инерционном прохождении, но растет с частотой по отношению
Рис. 4.10. Обобщенная частотная характеристика звукоизоляции однослой-
ного ограждения конечных размеров:
.... — инерционное прохождение; -------резонансное прохождение;------—закон
масс
к последней, как это следует из формулы (4.73), 3 дБ на ок-
таву и приближается к ней тем быстрее, чем больше коэффи-
циент потерь.
Заштрихованная область между частотными характеристи-
ками, соответствующими резонансному и инерционному прохо-
ждению звука, представляет резерв повышения звукоизоляции
за счет увеличения потерь энергии на внутреннее трение. Гра-
ничным частотам заштрихованной области fHi, fja соответствуют
некоторые значения эффективных коэффициентов потерь т]эФ-
Уравнения коэффициенты прохождения (4.54), (4.55) и
(4.70), получаем для области частот f < frmn’
_iv_____________________ л cos
1,15 cos9iv •
для области частот f > frmn —
(4.54),
(4-74)
(4-75)
высо-
Здесь
niv . / Са / а	\	. mob
02с = arcsm ( -тгг/-—- sm а0), где а0 = arctg —;
\ I то	/	поа
COS 02с = д/1	fvm.nlf‘
Из соотношения (4.75), в частности, следует, что при
ком коэффициенте потерь, например т)==0>05, резонансное про-
8»
хождение численно равно инерционному на частотах f > 4fmn-
При меньшем коэффициенте потерь (т| = 0,021) такое равенство
будет наблюдаться на частотах f > 8frmn. Для часто встречаю-
щегося значения т) = 0,005 (дюраль, стекло) звукоизоляция па-
нелей определяется резонансным прохождением вплоть до са-
мых высоких частот.
Таким образом, возможно регулирование частот fHi, fua в це-
лях проектирования оптимальной звукоизоляции в зависимости
Рис. 4.11. Частотные характеристики звукоизоляции ограждения из дюралю-
миния толщиной 3 мм с размерами в плане:
------------------L,0 X 0,5 м;------2,0 х 1,0 м; .... — 2,0 X 2,0 м
от спектра изолируемого шума. Отсюда следует необходимость
рационального демпфирования звуковых колебаний, например
за счет распределенного вибродемпфирования, или за счет дем-
пфирования на краях, или путем соответствующего изменения
внутренней структуры материала ограждающих конструкций.
Так, повышенным внутренним демпфированием обладает лист
резйны. Ее собственная-звукоизоляция определяется инерцион-
ным прохождением звука и близка к предельному значению.
Если принять роСо = 42О кг/м2-с, то можно получить простую
формулу предельной звукоизоляции пластин, дБ,
ЗИ = 201g ---------- 46,7,	(4.76)
и. ср
которая может использоваться для расчета ограждения [вклю-
чая слоистые (см. п. 4.4)] с граничным пространственным ре-
зонансом frmn, выходящим за верхний предел нормируемого
диапазона частот.
Изменение' звукоизоляции в зависимости от размеров огра-
ждающих конструкций. Как следует из формул (4.69), (4.73),
звукоизоляция пластин неоднозначно зависит от их размеров
90
в плане. На высоких частотах — в области f > frmn — харак-
теристика самосогласования волновых полей Л = 1 и размеры
пластины практически не оказывают влияния на звукоизоляцию.
В области частот fr. и .< f < frmn размеры пластины влияют на
нее двояко.
В области низких частот fCfr.n звукоизоляция пластины
конечных размеров повышается против закона массы. В обла-
Рис. 4.12. Частотные характеристики звукоизоляции ограждения из дюралю-
миния с размерами 1,2 X 1,0 м толщиной:
/-4 мм; 2-2 мм (/, 2 -расчет; Г, 2' — закон масс; ССО _ эксперимент)
сти частот f > fr. и» наоборот, звукоизоляция снижается по от-
ношению к закону массы, и тем более, чем меньше размеры
пластины. Такую тенденцию иллюстрирует рис. 4.11, на котором
показаны частотные характеристики звукоизоляции однослой-
ных ограждений, построенных в соответствии с формулой (4.71).
Из анализа этой формулы следует также, что с увеличением
толщины пластины ее звукоизоляция в области частот от fiH
до frmn снижается по отношению к предельному значению
(рис. 4.12).
Пример. Рассчитаем звукоизоляцию ограждения из дюралюминиевого
листа размером аХЬ=1,2Х 1,0 м2 толщиной 4=0,002 м. Масса на еди-
ницу поверхности (поверхностная плотность т'=5,4 кг/м2. Коэффициент
потерь т] = 0,002. Величина VD/m'=2,81 м2/с.
Определим граничные частоты. Граничный неполный пространственный
резонанс [см, (4.59)] f'T =с0/(2а sin aOmfIo) = 167 Гц, где sinaOmn# =
= Ь Va2/4 + b2. Граничный пространственный резонанс [см. (4.60)] frmn«/r=
= 6702 Гц.
Для области частот /г тПв< f < frmn построение частотной характеристики
звукоизоляции выполняем с использованием формулы (4.69). Расчеты пока-
зывают, что средний угол излучения пластины в резонансном режиме больше
среднего угла падения звука вблизи частоты fr mri9 и приближается к этому
значению у частоты frmn- Безч. заметного ущерба для точности расчета можно
принять среднее значение угла 02c = 0icp во всей области неполных простран-
91
ственных резонансов Подставив в формулу (4.69) вместо обозначения ха-
рактеристического импеданса его значение — 420 кг/м2-с, перепишем ее в виде
3/7 =101g--------о56 ' 10 4 4/ т'2р.	(4.69а)
6 2,61/*+ 0,586^/1]	‘	’
На частоте 200 Гц величина Ги=0,547 (см. табл. 4.1), Лд=10-3
(см. рис. 4.9). Тогда по формуле (4.69а) ЗЯ= 17,8 дБ.
В следующей третьоктавной полосе со среднегеометрической частотой
250 Гц Ги = 0^45, Aq =2-10-3, ЗЯ= 15,4 дБ.
На последующих частотах звукоизоляция принимает такие значения:
f. Гц	ЗИ, дБ	f. Гц	ЗИ, дБ
* 315	17,1	1250	28,8
400	20,7	1600	30,0
500	21,0	2000	31,8
630	23,4	2500	33,7
=. 800	24,4	3150	35,1
1000	.26,8	4000	35,4
На частоте /=5000 Ги=1, величину Xj заменит [см. (4.67)] Ход = (Хо +
H-XqJ2. Причем по формуле Л^^О.Об. Величина A^ — ^JAq , Aq= 1,5• 10“2.
Звукоизоляция на этой частоте равна 35,2 дБ.
Из выполненных расчетов следует, в частности, что для ограждения из
дюралюминиевого листа в области частот / < frmnli решающую роль в про-
хождении звука играют инерционные волны, хотя собственные волны вносят
в прохождение звука заметный вклад — 2—3 дБ. В области частот
frmnfo < f < frmn решающий вклад в прохождение звука вносят собственные
волны, и, следовательно, здесь наиболее эффективно демпфирование звуко-
вых колебаний.
Часть следующей полосы пропускания (5600—7100 Гц) относится к об-
ласти НПР (5600—6701 Гц), а другая —к области ППР (6702—7100 Гц).
Для простоты ограничимся расчетом по формуле для области ППР—(4.71).
После подстановки численных значений величин формула принимает вид
— in lo- и>оо ’ г
g 2.6l + 0t63frmnsfnn/(fn)
(4.71а)
где Smn определяется из зависимости (4.72). При f н — frmn — 6702 Гц,
/в=1,25 /Гтл==8378 Гц,/= д//^=7493Гц, smn = 1/1676• 8378V1 —6702/8378=
= 2,24, ЗИ=21,6 дБ, а в полосе с / = 8000 Гц, /н=7100 Гц, /в=9000 Гц
s™ = l,5, ЗЯ =24,2 дБ.
На частотах / < /г тПо звукоизоляцию определим, используя формулу
(4.69а) вместе с соотношением (4.62а):
*3H=l01g
0,56 * 10-4
2,61F2 + O,-O964*mon/n
т'2р.
(4.69а)
Расчет ЗЯ дает следующие значения:
92
f, Гц		д"р			2	2 /И* ср	ср (см. (4.14)]	т2 — я2 т 0с р rt0cp [см. (4.7)1	д4 Omerto	ЗЯ. дБ
160	0,284	40» 2	1,2 • 1,0 •2,81	= 8,54	21,4	0,50	0,0004	22,6
125	0,300	28 • 2	1,2 • 1,0 • 2,81	= 6,00	16,7	0,31	0,0005	19,9
100	0,412	22 »	1,2 • 1,0	= 4 70	13,3	0,20	0,0008	15,3
		2	• 2,81					
Следовательно, в области частот f < f г тп0 резонансное прохождение
звука незначительно снижает звукоизоляцию (0,3—0,4 дБ).
На рис. 4.12 показаны расчетные частотные характеристики звукоизоля-
ции листов дюралюминия толщиной 2 и 4 мм (т' = 10,6 кг/м2, ^Dlm' =
==5,36 м2/с, Т]=0,04). Сравнение расчетных значений с экспериментальными
указывает на их хорошее согласование. Некоторое снижение фактической зву-
коизоляции на частоте 125 Гц вызвано резонансом звукоприемного поме-
щения.
4.4.	СЛОИСТЫЕ ОГРАЖДАЮЩИЕ КОНСТРУКЦИИ
Слоистые ограждающие конструкции чаще всего состоят
из трех слоев — двух внешних стальных, дюралюминиевых или
пластмассовых обшивок и одного внутреннего слоя. В качестве
материала внутреннего слоя применяются, например, жесткие
пенопласты и вибропоглощающие материалы, такие как «Агат»,
«Антивибрит-1 и -3», «Виброизол», ВМЛ-25, «Випонит» и др.
Слоистые ограждающие конструкции обладают определен-
ными преимуществами: большой несущей способностью при
небольшой массе, высокой усталостной прочностью при пере-
менных нагрузках, хорошей теплоизоляцией, водо- и паронепро-
ницаемостью при металлических внешних слоях. К недостаткам
таких конструкций следует отнести пониженную огнестойкость
при изготовлении среднего слоя из пластмасс.
Принимая гипотезу о том, что проскальзывание слоев от-
сутствует и что на их границе наблюдается непрерывность ско-
рости частиц, нормальных и касательных напряжений, можно
описать волновые поля слоистой пластины по аналогии с одно-
слойной (см. с. 69—72). Отличие состоит в том, что скорость
распространения упругих волн изменяет свое значение за счет
наличия в заполнителе сдвиговых деформаций.
На рис. 4.13 показаны дисперсионные кривые [4.9] трехслой-
ной пластины с т' = 15 кг/м2, толщиной обкладок по 10~3 м,
толщиной заполнителя 4- 10-2 м, модулем Юнга 10й Н/м2, мо-
дулем сдвига 2,7 • 107 Н/м2. Скорость сдвиговых волн среднего
слоя ссд существенно влияет на итоговую скорость волн. Для
93
сравнения показаны значения скоростей с'з, с"зизгибных волн
в условной* однослойной пластине с
Рис. 4.13. .Дисперсионные кривые трех-
слойных пластин
различными цилиндриче-
скими жесткостями. Ча-
стота, соответствующая
равенству скоростей зву-
ка И упруГОЙ ВОЛНЫ Сиз,
есть граничная частота
волнового	совп аден ия.
Она выше частоты гра-
ничного полного про-
странственного. резонанса
для однослойной пласти-
ны равной массы. Учиты-
вая явление самосогласо-
вания волновых полей
[см. (4.24)], звукоизоля-
цию трехслойного ограж-
дения можно определить
с помощью зависимостей
(4.69), (4.71). При этом
характеристики самосо-
гласования До можно под-
считать с помощью соот-
ношений
(4.636)
(4.63в)
Рис. 4.14. Частотные характеристики звукоизоляции:
/ — закон масё; 2 — трехслойная пластина (с т' = 16,9 кг/м2 из легкого сплава АМг-5а
(обкладки и ценопласта ПС-1 (заполнитель); 3 — однослойная древесностружечной
плиты той же поверхностной плотности
Повышенное значение коэффициента потерь и смещение
вверх по частотной шкале граничной частоты волнового совпа-
94
дения способствует более высокой звукоизоляции слоистых пла-
стин (рис. 4.14) по сравнению с однослойными. Варьировать
звукоизоляцию за счет изменения потерь на внутреннее тре-
ние и размеров ограждения можно с помощью формул (4.69),
(4.71) по методике, описанной на с. 88—93.
4.5.	ОГРАЖДЕНИЯ ИЗ МЯГКИХ МАТЕРИАЛОВ
В последние несколько десятилетий появились новые легкие
материалы: полимерные пленки, высокопрочные синтетические
ткани, брезентальные парусины, материал «Теза» и др. Возни-
кает вопрос о возможности использования этих материалов
в качестве звукоизоляционных [4.10].
Процесс прохождения звука через преграды из мягких ма-
териалов имеет ряд особенностей по сравнению с прохожде-
нием через пластины. Скорость распространения свободной
волны по мембране [см. (4.11)] см имеет постоянное значение
при заданном натяжении Т, как и скорость звука. В реально
используемых конструкциях см < со. Отсюда следует вывод об
отсутствии явления волнового совпадения в мембранных огра-
ждениях. Однако самосогласование волновых полей имеет ме-
сто по правилам неполных пространственных резонансов и
инерционного прохождения звука. Степень затухания свободных
волн в ограждениях из мягких материалов высока, а изгибная
жесткость невелика. Расчеты убеждают, что акустическая мощ-
ность, излученная инерционными волнами [см. (4.49)], больше
мощности, излученной мембраной при резонансном прохожде-
нии звука:	Отсюда следует, что закон сохранения
будет иметь вид х = 1—г, т. е. для однослойных ограждений
из мягких материалов коэффициент прохождения является и
коэффициентом звукопоглощения. Принимая во внимание зави-
симость (4.55), формулу для определения звукоизоляции огра-
ждений из мягких материалов при наклонном падении звука
можно записать как
ЗИ = 10 1g (1 + -Й-	(4.77)
\ Росо	)
Если материал продуваем, то
/	27 4- 72 \
ЗИ = 10 lg( 1+/?о //,/-!	(4-78)
\	АО + znp у
Здесь
= -ту- m'f Znp = /?пр/(2р#с0),
Ро^о	г и
где /?пр — сопротивление продуванию.
95
Звукоизоляцию ограждений из мягких непродуваемых мате-
риалов при диффузном падении звука можно определить по
Рис. 4.15. Частотные характеристики звуко-
изоляции ограждения из мягкого материала
с размерами, м: а — 0,5 X 0,5; б—1,0X0,5;
в — 1,0 X 1,0; г — 1,0 X 2,0
графикам на рис. 4.15. Путем интерполирования можно устано-
вить звукоизоляцию ограждений произвольных размеров.
При использовании двойных ограждений из мягких материа-
лов с т' < 1,5 кг/м2 воздушный промежуток между стенками
предпочтительно принимать не меньшим 30 см из условия вы-
96
вода резонансной частоты системы «масса—упругость—масса»
в область более низких частот. Заполнение воздушного проме-
жутка звукопоглощающим пористым материалом снижает
влияние резонанса системы на ее звукоизоляцию.
4.6.	ДВОЙНЫЕ ОГРАЖДАЮЩИЕ КОНСТРУКЦИИ
Конструктивно более сложные по сравнению с однослойными
двойные ограждающие кнострукции обладают дополнительными
звукоизолирующими свойствами. Составим модель прохождения
звука, основанную на понятии самосогласованности волновых
полей (см. п. 4.2), выделив в процессе прохождения резонанс-
ные и инерционные звуковые колебания. Здесь представляет
интерес нормальная составляющая вектора колебательной ско-
рости прошедших через первую пластину звуковых волн. За
счет наличия последней и за счет упругости воздуха в проме-
жутке между пластинами возникают дополнительные взаимд-
связанные звуковые колебания обеих пластин. Таким образом,
основные пути прохождения звука через двойные конструкции
пролегают через обе пластины и воздушный промежуток как
самостоятельные колебательные структуры и через всю кон-
структивную систему в целом, звуковые колебания пластин
в которой взаимосвязаны упругостью воздуха в промежутке ме-
жду ними.
В соответствии со сказанным можно записать выражение
для коэффициента прохождения через двойную конструкцию:
Т = Тп. и + Тп. с + Т1ит2и + т1ст2с,	(4.79)
где индекс «п» означает прохождение звука через пластины
с упругой связью между собой. При этом
7^ /Тъ\
т f2 Г Г - А+1
f 1н. ср \ /о /
где т' = т'1 + т"2 , F1H— функция отклика первой пластины, на
которую падает звук [см. (4.41)];
f„ = 600	(4.81)
у агп^т^
резонансная частота системы «масса—упругость—масса» (d —
расстояние между пластинами, м).
Коэффициент
т"с = —m'2f2 / Р Л ,	'	(4’82)
9 2 Д2 1 Л 1 I “Г 1
РосО А \ /о /
где величина А определяется соотношением (4.57).
7 Заказ № 50
97
Инерционное прохождение звука последовательно через пер-
вую пластину, воздушный промежуток и вторую пластину оце-
нивается коэффициентами
л2 "ч/2 c°s2 еср
2 2 г2	“I" 1
Р0с0 г1и. ср
___________1_____________
,2 о 2 Л
л2 /n2rcosz02 ( t
Л2 2	Г2	1
Р0с0	г2и. ср
(4.83)
(4-84)
где 02 — угол падения на вторую пластину звуковых волн, об-
разующих формы собственных колебаний воздушного проме-
жутка вдоль плоскостей пластины. В большинстве практически
используемых конструктивных решений двойных ограждающих
крнструкций cos 02 = d/Va2 + ^2.
Характер резонансного прохождения звука будет различен
ДЛЯ Областей частот f frmn/2, frmn/2' < f frmn, f frmn, КЭК
и для однослойных пластин (см. с. 80).
Для области частот f < fTmnl% коэффициенты резонансного
прохождения через первую и вторую пластины соответственно
равны
т =________________1________________
- °PQC(0O1
__	1
Т2С------Z “	’
Я3 • 1 ,5	*2 2	2 а . .
%+!
(4.85)
(4.86)
Для области частот fnnn/2 f < frmn справедливы выражения
коэффициентов прохождения звука (4.85), (4.86), в которых ве-
личины А4 А4 заменяются на А4 А4 [см. (4.67)].
U1 LFX	UU1 иих
На более высоких частотах (f > frmn)
Т TQ 	—
8л А р
—-г—
Ро<о trmn
гтп
___________________________1_________________________________
'"22 -г— cos 02 л/1 -	+ 1
5осо 'у,нп	*	'
(4.87)
(4.88)
98
Из анализа формулы (4.79) следует, что наличие и размеры
воздушного промежутка оказывают существенное влияние на
звукоизоляцию двойных ограждающих конструкций. Упругие
связи по нормали между пластинами и резонансные явления
вдоль воздушного промежутка во многом обуславливают харак-
тер частотной зависимости звукоизоляции таких конструкций.
В достаточно узкой области резонансной частоты fo прохожде-
ние звуковой энергии обязано движению пластин, связанных ме-
жду собой упругостью воздуха. Некоторое влияние на звукоизо-
ляцию резонанс системы оказывает и в более широкой обла-
сти частот — fo/2 < f С 2fo.
На средних частотах — fо < f < frmn/2 — у сравнительно
тонких и больших по размерам в плане пластин решающий
вклад в прохождение звука вносят инерционные волны в пер-
вой и второй пластинах со значительным влиянием резонанс-
ных явлений в воздушном промежутке между ними. Для пла-
стин с большей изгибной жесткостью и малых по размерам
в плане, наоборот, звукоизоляцию двойного ограждения опреде-
ляет резонансное прохождение звука через обе пластины и воз-
душный промежуток. В обоих случаях на частотах fTmn!2 <
< f <Z frmn для пластин с одинаковыми физико-механическими
характеристиками прохождение диктуется резонансным прохо-
ждением.
В области полных пространственных резонансов второй пла-
стины (f > farmn) углы образования звуковыми волнами форм
собственных колебаний объема воздуха промежутка между
пластинами 0„	, ot , как правило, не совпадают с углами
2?ПоПо 2ТПоПо	*	J
полного пространственного резонанса 02mn, агтп и углом волно-
вого совпадения, и в силу этого снижение звукоизоляции в об-
ласти частоты fzrmn этой пластины будет менее заметным.
Пример. Определим звукоизоляцию смотрового окна из двух силикатных
стекол толщиной /ii=/i2=Л=0,003 м, размером 1,2 X 1,0 м2, разделенных
промежутком d=0,02 м; =/П2=7,8 кг/м2; т]1=т)2=т)=5-Ю“3, DJmx ==
=D2/rri2=22,2 м4/с2.
Найдем вначале граничные частоты характерных областей частот. Гра-
ничный пространственный резонанс (см. (4.60)]
с2 Ггп~
д/ ' =4000 Гц,
граничный неполный пространственный резонанс [см. (4.59)] fzmn0 ~с^!(2а) =
= 143 Гц, граничная частота инерционного прохождения с /По=1 fr. и=
= со/ (2а sin 0ср) = 344/ (2-1,2- 0,785) = 183 Гц.
Резонансная частота системы [см. (4.81)] f0=125 Гц.
Рассчитываем частотные характеристики звукоизоляции в соответствии
с формулой (4.79) и с учетом формул (4.80)—(4.88) для р0с0=420 кг/м2-с:
7*
99
f, Гц	ч	тп. и	хп. с	Х1ИТ2И	TtCT2C	ЗИ, дб
125	О:0009644	0,0000751	0,0037920	0,0012660	22,55
160	0,0114943	0,0002015	0,0021897	0,0037637	17,53
200	0,2937720	0,0045031	0,0050620	0,0029403	13,78
250	0,0085500	0,0005982	0,0104100	0,0038890	16,30
500	0,0001355	0,0000012	0,0021667	0,0011899	24,57
1000	—	—	0,0003195	0,0002485	33,70
2000	—	—	0,0000319	0,0000191	42,90
3150	—	—	0,0000072	0,0000973	39,80
4242	—	—	—.	0,0018875	27,20
5000	—	—	—	0,0002400	36,20
Очевидно, что при среднегометрической частоте 125 Гц велик вклад инер-
ционной составляющей, при 160 Гц — вклад звуковых колебаний системы
двух стекол с упругой связью через воздух при возбуждении инерционных
колебаний первого стекла, при 200 Гц — вклад резонанса системы В полосе
со среднегеометрической частотой 250 Гц наблюдается соизмеримость вкладов
Рис 4.16. Частотная харак-
теристика двойного ограж-
дения из силикатных стекол
толщиной по 3 мм с разме-
рами 1,2 X 1,0 м и воздуш-
ным промежутком d = 20 мм:
-------теория; ООО — экс-
перимент
инерционного прохождения и (за счет звуковых колебаний системы с упругой
связью) с инерционными колебаниями первого стекла, при /=500 Гц — со-
измеримость вкладов инерционного и резонансного прохождения. На ча-
стоте 1000 Гц резонансная частота не влияет на прошедшую звуковую
энергию
^Нижней частотой полосы, включающей frmn, является frmn. Среднегеомет-
рической частотой полосы-frmn — /в является частота 4242 Гц.
Расчетные ^частотные характеристики ЗИ показаны на рис. 4 16. Для
сравнения на рис 4.16 нанесены данные измерений ЗИ рассматриваемых
ограждений, выполненных в больших (180 и 72 м3) реверберационных
камерах.
Конструктивные решения реальных ограждений предпола-
гают наличие различных связей между отдельными пластинами
(элемент каркаса шпильки, ребра жесткости, стяжки, заделки
швов и т. п.), которые, являясь акустическими мостиками, ухуд-
шают звукоизоляцию двухстенной конструкции. Такое ухудше-
ние может быть существенным, и тогда двойные ограждения со
связями теряют свое преимущество в звукоизоляции (в ряде
случаев звукоизоляция может быть даже ниже, чем у одностен-
ных ограждений той же массы).
100
Снижение звукоизоляции двойных ограждений конструктив-
ными связями обуславливается также тем, что помимо прямой
передачи звука через воздушный слой между пластинами,
часть вибрационной энергии первой пластины (со стороны ка-
меры высокого уровня) передается во второй практически без
Рис. 4.17. Частотные харак-
двойного ограждения из
одинаковых силикатных сте-
кол толщиной по 6 мм, раз-
меры ограждения 1,3 X
X 0,85 м, толщина воздуш-
ного промежутка d=
= 100 мм:
1 — ограждение без конструк-
тивных связей (эксперимент
[4.2]); 2 — ограждение с жест-
кой связью по контуру (экспе-
римент [4.2]); 3 — ограждение
со связями (П = б • 10-’)
потерь через жесткую связь. В большинстве случаев эта часть
передаваемой энергии значительно больше первой.
Передаваемая по связям акустическая мощность в случае
применения одинаковых связей пропорциональна их числу.
Рис 4.18. Частотные харак-
теристики звукоизоляции
двойного ограждения из
ДСП (16 мм) и дюралю-
миниевой пластины (3 мм),
размеры ограждения 1,2 X
X 1,1 м2, толщина воздуш-
ного промежутка d—
= 100 мм:
/ — ограждение без конструк-
тивных связей (эксперимент);
2 — пять шарнирно-закреплен-
ных точечных связей в поле
пластин ограждения (экспери-
мент); 3 — ограждение со свя-
зями (расчет Лдсп в2 • 1Q-2,
т)	= 10-’]
дюр J
Кроме того, важное значение имеют вид применяемых связей
(линейные или точечные), место расположения (по контуру или
в поле пластины) и способ их крепления к пластинам огражде-
ния (шарнирное, упругое или жесткое). Имеют значение также
жесткость и масса самих связей.
В общем случае, если звукоизоляция двойного ограждения
без связей (ЗИ12) известна, звукоизоляция двойного ограждения
с конструктивными связями между пластинами определяется
как
ЗИ'=ЗИ„ — ДЗЯСВ,
(4.89)
101
Таблица 4.2. Звукоизоляция
ч Тип ограждений •	Материал	Толщина, мм	Размеры, м
X Одинарные * <г	Сталь	1,2 2,0 3,0 4,0	1,2X1.0
			1,охо,6
	Дюралюминий	1,5 3,0 4,0	1.0X0,6
	Оргстекло Силикатное стекло Древесноволокнистая плита Асбестоцементная плита Древесностружечная плита Фанера	5,0 4,0 3,4 8,0 23,0 10,0	1,0X0,6 1,2 х 1.08
• Слоистые	Сталь + линолеум Дюралюминий + «Агат» Дюралиминий + СКЛ-25 Дюралюминий + поли- винилбутераль + дюра- люминий Дюралюминий + + «Агат» 4- дюралюми- ний	1,0 + 3,5 2,0 + 3,0 2,0+ 1,8 1,5+ 1,0+ 1,5 1,5+ 10,0+ 1,5	о,бхо,6 1,2Х 1,08
X к Двойные	Стекло	h = 5, d = 2Q h — 5, d — 10	1.2Х 1.08
	Дюралюминий	IIII ьэкэ • IIII — to о о о	
	Асбоцементные плиты	о о о см — IIII 43 43 оо оо IIII	
Принятые обозначения h — толщина слоя, мм, d —толщина воздушного
102
листовых ограждений, дБ
Среднегеометрическая частота, Гц
100	125	160	200	250	320	400	500	640	800	1000	1250	1600	2000	2500	3200
15	15	18	17	18	17	23	25	26	29	31	34	34	37	38	40
20	24	28	25	27	27	27	30	33	34	35	37	38	40	42	42
20	23	29	27	27	27	29	32	34	37	38	40	41	42	42	41
20	28	26	28	27	29	32	23	37	38	38	39	41	42	42	40
11	10	14	14	16	16	27	19	20	22	23	26	27	29	31	32
11	10	18	17	20	21	23	23	25	26	28	29	30	31	31	31
15	18	16	24	20	25	26	28	30	31	32	33	34	32	27	30
15	15	18	16	17	18	20	21	23	24	26	28	30	32	34	35
12	13	17	15	18	20	21	22	24	25	27	28	29	30	30	28
13	10	14	10	15	14	16	17	18	20	23	24	26	28	28	30
28	23	23	24	25	26	26	30	32	34	35	35	31	25	29	33
27	24	27	23	25	27	28	29	30	31	29	28	26	25	28	30
20	16	17	15	18	21	21	23	24	26	27	28	29	26	26	25
22	22	23	27	24	28	29	31	32	33	35	36	37	38	39	42
18	18	22	19	22	23	25	27	29	30	33	34	37	37	38	39
15	15	20	18	20	22	23	25	21	23	24	30	32	34	36	37
24	22	25	22	24	21	23	25	27	28	39	31	33	35	37	38
24	25	31	30	31	29	29	32	34	35	36	39	40	42	43	45
18	16	16	22	24	26	24	28	33	35	38	39	40	37	30	35
20	22	24	25	30	33	35	38	40	43	47	48	49	44	37	41
18	15	17	18	18	15	15	19	22	24	28	31	34	38	41	45
11	10	16	17	23	21	25	30	34	36	40	41	45	47	50	53
24	23	16	25	27	30	31	35	38	41	44	44	40	35	44	50
33	32	31	31	36	36	39	44	46	49	53	53	47	42	54	59
промежутка, мм.
103
где &ЗИС* — поправка, определяющая влияние конструктивных
связей.
На рис. 4.17, 4.18 приведены расчетные кривые звукоизоля-
ции двухстенных конструкций с различными связями, построен-
ные исходя из предположения, что инерционными воздействиями
связей и волновыми явлениями в пластине можно пренебречь,,
как это и бывает в большинстве практических случаев, а также
экспериментальные кривые. Для ЗИ^ приняты эксперименталь-
ные значения [4.11].)
4.7.	ПРАКТИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ
Из материала, изложенного в гл. 4, следует вывод о воз-
можности регулирования звукоизоляции листовых ограждаю-
щих конструкций. Повышение звукоизоляции в различных об-
ластях частот в зависимости от спектра изолируемого шума
возможно^ за счет изменения размеров звукоизолирующих огра-
ждений, степени вибродемпфирования металлических листовых
конструкций», их толщины, массы, изгибной жесткости. Сущест-
вует некоторое значение звукоизоляции, служащее пределом
повышения звуковых колебаний. Дальнейшее снижение ампли-
туды звуковых колебаний за счет применения демпфирующих
средств возможно, но это снижение не повысит звукоизоляцию.
Данная закономерность позволяет рационально использовать
материальные ресурсы при проектировании и строительстве
звукоизолирующих устройств. Выявленные причины повышения
звукоизоляции на низких частотах вопреки известному «закону
масс» позволяют варьировать область частот, в которой это
повышение имеет место.
Что же касается размеров листового ограждения, то по мере
их уменьшения повышенное значение звукоизоляции смещается
из области низких частот в область средних частот, в то время
как в области более высоких частот вплоть до граничной ча-
стоты волнового совпадения звукоизоляция будет снижена. За-
меренные в лаборатории Нижегородского инженерно-строитель-
ного института частотные характеристики некоторых листовых
конструкций представлены в табл. 4.2.
Распределенное одиночное вибродемпфирование или приме-
нение листовых конструкций с промежуточными вибродемпфи-
рующими слоями повышает звукоизоляцию до предельных зна-
чений. Увеличение толщины ограждения и его изгибной жестко-
сти ведет к снижению звукоизоляции по отношению к предель-
ному значению.
Предел звукоизоляции ограждений из мягких материалов
достигается, если они не продуваемы. Повышение звукоизоля-
ции таких ограждений возможно,за счет увеличения массы на
единицу поверхности и изменения размеров.
104
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
4.1.	Релей (Дж. В. Стретт). Теория звука: В 2 т./Пер. с англ, под
ред. С. М. Рытова.— М.: Гостехиздат, 1955.— Т. 1: 504 с.— Т. 2: 427 с.
4.2.	Cremer L. Theorie der Schalldammung diinner Wande der Shcragen
EinfaUZ/Akustische Zeitschrift.— 1942.— N 7.— S. 81.
4.3.	Крокер M. Дж., Баттачария M. К., Прайс А. Дж. Расчет прохожде-
ния звука и вибрации через перегородки и соединительные стержни при
помощи статистического энергетического метода//Конструирование и техноло-
гия машин. Пер. с англ.— 1971.—93В, 3.—С. 11—18.
4.4.	Седов М. С. Теория инерционного прохождения звука//Изв. вузов.—
Сер.: Строительство и архитектура.— 1990.— № 2.— С. 37—42.
4.5.	Седов М. С. Решение некоторых основных задач о собственных ко-
лебаниях упругих тел.— Горький: ГГУ им. Н. И. Лобачевского, 1970.— 64 с.
4.6.	Лямшев Л. М. Отражение звука тонкими пластинами и оболочками
в жидкости —М.: Изд-во АН СССР, 1955.—73 с
4.7.	Седов М. С. Проектирование звукоизоляции.— Горький: ГГУ
им. Н. И. Лобачевского, 1980 — 54 с.
4.8.	Gesele К. Schallabstrahlung von Platten, die zu Biegeschwingungen
angesegt sind//Acustica.— 1953.— B. 3.—N 4.—S. 243.
4.9.	Седов M. С., Юлин В. И., Кочкин А. А. Расчет звукоизоляции
облегченных ограждающих конструкций: Учеб, пособие.— Горький: ГГУ
им Н. И. Лобачевского, 1985.— 55 с.
4.10.	Седов М. С., Едукова Л. В. Акустический расчет тентовых сооруже-
ний: Учеб, пособие.— Горький: ГГУ им. Н. И. Лобачевского, 1988.— 47 с.
4.11.	Лалаев Э. М., Винокур Р. Ю. Исследование и интерпретация од-
ного эффекта повышения звукоизоляции многослойных ограждений//3вуко-
изоляция и защита от шума жилых и общественных зданий — М.: ГлавАПУ
Мосгорисполкома, 1987.— С. 5—15.
Глава 5. ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ
5.1.	ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Средства виброизоляции используют для уменьшения низко-
частотной вибрации и шума в кабине транспортного средства.
Подвеска ходовой части. Одной из основных виброизолиру-
ющих систем на ТМ является подвеска колес. Она снижает
вибрацию, возникающую в результате движения по неровно-
стям дороги. Однако основное ее назначение — обеспечение
надежного контакта колес с дорожным покрытием. Отрыв ко-
лес от дороги ведет к потере управляемости, а следовательно,
к аварии. Поскольку основное назначение подвески ходовой
части обеспечение безопасности, а не снижение шума и вибра-
ции, рассматривать ее мы не будем, а отошлем читателя к спе-
циальной литературе [5.1].
Виброизоляция двигателей и салонов (кабин). Снижение
вибрации достигается двумя путями: 1) изоляцией источника
вибрации (двигателя) от конструкций, к которым он прикре-
плен; 2) изоляцией салона или кабины от рамы, по которой
распространяются колебания и структурный шум. Особен-
ностью первого способа является то, что с повышением эффек-
тивности виброизолирующего крепления усиливается вибрация
105
самого источника. В некоторых случаях изготовители двигате-
лей требуют ограничивать вибрацию источника до заданных
пределов, чем подчас исключают возможность применения ви-
броизоляции.
Эффективность виброизолирующего крепления и частоты
свободных колебаних рассчитывают по одним и тем же фор-
мулам как для крепления источников вибрации, так и для
крепления кабин в ТМ.
Параметры виброизоляции. Для характеристики эффектив-
ности виброизолирующего крепления используют несколько
критерйев. Наиболее распространенный из них — в и бр о изо-
ляция. • Для гармонического процесса виброизоляцию, дБ,
определяют соотношением
ВЯ=101д(4ж/»ф.в),	(5-1)
где Оф. ж и иф. в — амплитуды колебательной скорости фунда-
мента при жесткой установке двигателя и при использовании
виброизоляторов соответственно.
При очень жестком фундаменте г>ф. ж = г>ф. в-> 0, т. е. воз-
мущающая сила практически не способна возбудить вибрацию
фундамента. В этом случае виброизоляцию оценивают по
снижению силы, передаваемой на фундамент:
В#=10 1ДР2ф.ж/4.в),	(5.2)
где /*ф. ж и Рф. в — амплитуды динамических сил, передаваемых
на фундамент при жесткой установке и при наличии виброизо-
ляции машины.
В реальных конструкциях соотношения между значениями
скорости вибрации фундамента и возмущающей силой, вызы-
вающей ее,-определяются свойствами фундамента и машины —
их механическим импедансом. Если фундамент не изменяет
своих свойств при установке машины, выражения (5.1) и (5.2)
дают одинаковый результат.
Механический импеданс. Механизм и фундамент характери-
зуются механическим импедансом, который пред-
ставляет собой отношение колебательной силы F, приложенной
к конструкции, к той колебательной скорости и, которую эта
сила в ней вызывает:
Z = Flv.	(5.3)
Перепад вибрации. Из-за простоты экспериментального опре-
деления часто истользуют показатель перепада вибрации на
виброизоляторах
4	П = 101g (о2. в/4. в),	(5.4)
где vM. в — амплитуда колебательной скорости опорной поверх-
ности механизма над виброизолятором.
106
Перепад вибрации обычно больше виброизоляции, так как
при установке на виброизоляторах вибрация опорной поверх-
ности двигателя увеличивается по сравнению
с вибрацией при жестком креплении. Однако
когда импеданс фундамента меньше импеданса
двигателя более чем в 4 раза, разница
между перепадом и виброизоляцией незначи-
тельна.
Основы теории четырехполюсника. Виброизо-
лятор можно рассматривать как механический
четырехполюсник, на который со стороны меха-
низма действует возмущающая сила Fi и коле-
бательная скорость в то время как фундамен-
ту передаются сила F2 и скорость v2 (рис. 5.1).
При гармонических колебаниях механиче-
ского четырехполюсника имеет место матричное
[fr j/'
Л	В
С	П
h
Рис. 5.1. Меха-
нический четы-
рехполюсник
равенство
f F. \ ( А В W F3 \
V	/к С D J \	)'
(5-5)
где I ) — матрица характеристических коэффициентов,
связанных соотношением AD — ВС = 1.
Характеристические коэффициенты простейших механиче-
ских четырехполюсников приведены в табл» 5.1 [5.2].
5.2.	РАСЧЕТ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Одномерная расчетная схема. Рассмотрим схему виброизоля-
ции механизма массой М, закрепленного через виброизоля-
торы на фундаменте. Механизм и фундамент характеризуются
механическими импедансами ZM и Z$. Машина возбуждается
периодической силой FMe'w с круговой частотой со. Виброизоля-
тор рассматриваем как четырехполюсник с характеристиче-
скими коэффициентами Лв, Вв, Св, DB (рис. 5.2).
Исходя из теории четырехполюсника виброизоляция крепле-
ния будет равна [см. (5.3)]
ВИ = 201g I Л,,гф + +j м(С-в^	|.	(5.6)
б1	гм + 2ф	[
Из выражения (5.6) видно, что виброизоляция зависит не
только от акустических свойств виброизоляторов, но и от импе-
данса механизма и фундамента. Импедансы некоторых про-
стейших фундаментов приведены в табл. 5.2.
Виброизоляция существенно зависит от частотного диапа-
зона. Характерный вид зависимости виброизоляции от частоты
возмущающей силы f для системы с большим (/) и малым (2)
107
Таблица 5.1 Характеристические коэффициенты четырехполюсников
к Четырехполюсник ?	Характеристические коэффициенты			
	А	В	с	D
Жесткое соединение	1	0	0	1
Сосредоточенная масса f"	1	jaM	0	1
Безмассовый упругий элемент с потерями & = k(i + л) > •	1	0	](&!&	1
Демпфер вязкого тре- ния ? г	1	0	UR	1
/п 6.	1	0	1 R + kRh)	I
б-	1 - [a>2M/k — - j^RM/k2] X X [1 + ti>2R2/k2]-'		1	1
			R + k/(ja)	
Обозначения: со — угловая частота; М — масса, k — жесткость, Т] — ко- эффициент потерь; —коэффициент вязкого трения; S, р, h — площадь попереч- ного сечения, плотность и длина стержня. 	г	—	*	L				
108
вибродемпфированием показан на рис. 5.3. Рассмотрим вибро-
изоляцию в каждой частотной зоне.
Рис. 5.3 Зависимость виброизоляции от частоты
возмущающей силы для системы с большим (/)
и малым (2) вибродемпфированием
Рис. 5.2. Одномерная
расчетная схема вибро-
изолированного меха-
низма
Зона I. На частотах, лежащих примерно в 3 раза ниже ча-
стоты свободных колебаний виброизолирующего крепления
fo (fi < fo/3), виброизоляция отсутствует: ВИ = 0. На этих
частотах колебания механизма и фундамента будут происхо-
дить в одной фазе и с одинаковыми амплитудами.
Зона II. На частотах от Д до /з « 3fo механизм в большин-
стве практических случаев можно рассматривать как твердое
тело, а фундамент считать абсолютно жестким, т. е.
©Л4/7Ф < 1/4.	(5.7)
Виброизоляцию можно вычислить по формуле
ВИ = 101g -(>-~ff^T*a-- •	(5.8)
где т) — коэффициент потерь; 6= f/fo-
Когда частота возмущающей силы f совпадает с частотой
свободных колебаний виброизолированного механизма f0> имеет
место резонанс (<о=1). Амплитуды вибрации механизма и
фундамента резко увеличиваются и ограничиваются только
демпфированием в элементах крепления. Виброизоляция на ре-
зонансе
(5.9)
На частоте f2 = V 2f0 виброизоляция становится равной
нулю, а на более высоких частотах возрастает в зависимости
от значения /о на 6—12 дБ на октаву. Поэтому проектировать
виброизолирующее крепление следует так, чтобы частоты его
свободных колебаний были ниже частоты возмущающих воз-
109
Таблица 5.2. Импедансы фундаментов
*	Фундамент		Импеданс
Тип	Схема	
Аб£олютно жесткая масса	F >фм	/соМ
Безмассовый "упругий элемент	I —>—		*/(/<>)
Полу бесконечный стержень, к которому приложена про- дольная сила		pcS
Бесконечный стержень		2рсИз5 (1 + /)
Полубесконечный стержень, к которому приложена попе- речная сила		рсиз$ О + /)/2
Однородная бесконечная пла- стина	F	8 Vm'nD
Фундамент с импедансом 7ф, 7ф, на котором установлена дополнительная масса /ид в (точке приложения силы) '	—	Z$ + /<о/пд
Обозначения: сиз — скорость изгибных волн в стержне: тп и D — по- верхностная плотность и цилиндрическая жесткость пластины, с — скорость про- дольных волн в стержне, (остальные — см. в табл. 5.1). •		
ПО
действий при минимально устойчивых оборотах двигателя
в V2—3 раза.
На практике не удается избежать резонансного усиления
вибрации во время пуска и остановки двигателя. Для ограни-
чения колебаний механизма в этих случаях конструкцию кре-
пления демпфируют. Однако это несколько ухудшает виброизо-
ляцию на более высоких частотах.
Зона III. В диапазоне частот, лежащих выше /з = 3f0, как
правило, сначала в фундаменте, а затем и в механизме начи-
нают развиваться волновые явления. Фундамент и двигатель
нельзя рассматривать как твердые тела. Рост виброизоляции
с частотой при этом уменьшается.
Хотя условие (5.7) не выполняется и фундамент нельзя
рассматривать как твердое тело, импеданс фундамента как ми-
нимум в 4 раза выше импеданса виброизоляторов (|2в/2ф| <
•< 1/4), и виброизоляция будет равна
ВИ = 401g о - 201g 11 + /шМ/2ф |.	(5.10)
Зона IV. Эта зона охватывает диапазон частот, в котором
в виброизоляторе развиваются волновые процессы. Она вклю-
чает частоты от /ч =/в/3 до /ч = fB/V2.
Первая волновая резонансная частота виброизолятора
/в = Спр/(2Л),	(5.11)
где спр — скорость продольных волн в виброизоляторе; h —
его высота.
В резиновом цилиндре
Спр = л/£/?Р»	(5.12)
где Е, р — динамический модуль упругости и плотность резины;
q — коэффициент формы (номограмма для его определения
приведена в табл. 5.7);
в стальной винтовой пружине
Спр = гсСд sin апр/(/? V2).	(5.13)
Здесь г — радиус прутка пружины; ссд= VG/p— скорость
сдвиговых волн, где G, р — модуль сдвига и плотность стали;
апр — угол наклона витка пружины; R — средний радиус витка
пружины.
Если предположить, что машина является абсолютно жест-
кой, виброизоляция в октавной полосе частот
ВИ = 201g | (соЛ4 sin k*hlZB)l( 1 + itoMIZ*) |.	(5.14)
Здесь со — угловая частота; А* — волновое число; ZB — волно-
вое сопротивление виброизолятора, ZB = pcnpS, где 5 — пло-
щадь поперечного сечения виброизолятора.
111
Для цилиндрических резиновых виброизоляторов
ZB = SVIpA7,	(5.15)
для пружинных виброизоляторов
ZB = лг3рссд/(7? д/2 ) = V kmnp,	(5.16)
где k, тар — жесткость и масса пружин.
Зона V. В полосе частот, содержащей частоту первого вол-
нового резонанса fB, и для более высоких частот — до f5 =
= 250	500 Гц —
Рис. 5.4. С\ема двухмерной
виброизоляции
где 7?({l = ReZ(j); О = ^ф|2£*Л11/(2./?,^в)—отношение энергий,
рассеиваемых в виброизоляторе и фундаменте. Формулы (5.14)
и (5.17) справедливы при усло-
вии, ЧТО ZB < 4й)Л4 И ZB<8|Z(fr|.
Зона VI. На частотах fa = 500 Гц
и выше имеют место волновые явле-
ния в фундаменте, механизме и
виброизоляторе. Расчетное опреде-
ление виброизоляции на этих часто-
тах представляет значительные
трудности. По результатам натур-
ных измерений виброизоляция в
этом диапазоне частот возрастает
в среднем на 5 дБ на октаву.
Двухмерная виброизоляция. В целях увеличения виброизоля-
ции в некоторых случаях устанавливают два каскада вибро-
изоляторов (рис. 5.4).
Если пренебречь затуханием колебаний в виброизоляторах,
в случае, когда импеданс фундамента стремится к бесконеч-
ности (Z<]> -* оо), виброизоляция двухмерной конструкции будет
равна [5.2^
Btf = 201g|(l-5?)(1 -<$|.
(5.18)
Здесь о>1 = f/fa; (|)2= f/fa, где fi и fa— меньшая и большая ча-
стоты свободных колебаний установки,
2 . “o + “ml +-®т2 ±д/(“о + “ml + “тг)2 — 4“o“ml
fa.2 =-----------------; (5.19)
где (1)0 =Vk\IM, ©mi =Vkz/mp', ат2 = VkJ trip, klt k2—
жесткость виброизоляторов первого и второго каскада соответ-
ственно (см. рис. 5.4); М и /пр— масса виброизолированного
объекта и промежуточной рамы.
112
В отличие от одномерной системы здесь две частоты сво-
бодных колебаний, причем меньшая (fi) меньше частоты сво-
бодных колебаний, которую имела бы одномерная система
fo Ио =соо/(2л)], а вторая (f2) — больше (Л < /о </2)• Рас-
чет частот /1 и можно выполнить по номограммам, приведен-
ным в работе [5.4].
Сопоставим эффективность двухмерной виброизоляции с эф-
фективностью одномерной, частотная характеристика которой
приведена на рис. 5.3.
Для частот f < fi/З (зона I) двухмерная виброизоляция,
так же как одномерная, неэффективна.
На частотах от 1 /З/4 до 3f2 (зона II) двухмерная схема
не имеет преимуществ перед одномерной. Однако диапазон ча-
стот, в котором виброизоляция отрицательна, расширяется
из-за наличия двух резонансных частот.
На частотах свыше 3f2 (зона III) виброизоляция увеличи-
вается по сравнению с одномерной схемой на
ДВЯ = 401g (2nf/®ml),	(5.20)
что составляет 12 дБ на октаву. Поэтому двухмерную систему
проектируют так, чтобы частоты свободных колебаний лежали
ниже частот возмущающих сил, от которых следует изолиро-
вать фундамент.
В зоне IV частотного спектра эффективность двухмерной
схемы виброизоляции существенно зависит от затухания звука
в промежуточной раме. Если промежуточная рама выполнена
из металла, коэффициент вибродемпфирования которого состав-
ляет порядка 0,005, дополнительный эффект от второго каскада
виброизоляции будет незначительным. Поэтому промежуточную
раму следует вибродемпфировать. Максимальный эффект от
двухмерной виброизоляции может быть равен сумме виброизо-
ляций на каждом каскаде.
В зонах V и VI частотного спектра затухание звука в про-
межуточной раме будет достаточно большим и без применения
вибродемпфирующих материалов, и поэтому виброизоляцию
двухмерной системы можно принимать равной сумме виброизо-
ляций на каждом каскаде.
5.3.	РАСЧЕТ ЧАСТОТ СВОБОДНЫХ КОЛЕБАНИЙ
Исследованием частот свободных колебаний занимались
многие специалисты. В общем виде для твердого тела эта за-
дача решена Н. Г. Беляковским [5.3].
Расположим оси координат как показано на рис. 5.5, а на-
чало координат — в центре масс виброизолированного объекта
(ЦМ).
8 Заказ № 50	ИЗ
Введем обозначения:
М — масса виброизолированного объекта, кг;
Q = Mg — вес объекта, Н;
чха, !/а, 2а — оси главных деформаций наклонного виброизо-
лятора (рис. 5.6);
Рис. 5.5. Схема установки механизма
на вйброизоляторах
Рис. 5.6. Установка механизма на
наклонные виброизоляторы
xz-, yi, Zi — координаты установки виброизоляторов, м
(рис. 5.5); -
п — число виброизоляторов;
Cxi, Cyit Czi — динамические жесткости i-ro виброизолятора
в направлении осей х, у, z, Н/м;
CXQ) Суа, Cza — динамические жесткости наклонного вибро-
изолятора вдоль его осей главных деформаций ха, у а, za, Н/м
(см. рис. 5.6);
CXt Су, Сг — динамические поступательные жесткости вибро-
изолирующего крепления в направлении осей х, у, z, Н/м
(табл. 5.3);
ky, kx — поворотные жесткости виброизолирующего крепле-
ния относительно осей х, у, z, Н-м (табл. 5.4);
h\, Й2 — координаты вдоль оси z частных центров динамиче-
ской жесткости, соответствующих главным осям жесткости вибро-
изолирующего крепления, параллельным осям х и у соответ-
ственно, м (табл. 5.5);
Л-, /у, Jz — моменты инерции масс виброизолируемого
объекта относительно осей х, у, z, кг-м2.
Моменты инерции масс виброизолированного объекта
можно определить по формулам
х-/х = /М (&2-М2);
относительно оси
4 У — h = jM (a2 + А2);
z-Jz = jM(a2 + b2),
(5.21)
где a, b, h. — длина, ширина и высота виброизолированного
объекта; /— коэффициент, принимаемый равным 0,083 для
114 4
Таблица 5.3.
Поступательные жесткости
виброизолирующего
крепления, Н/м
Ось	Тип виброизоляторов	
	Прямые	Наклонные
X	иМа ** о II	пС xai
У	II °- r?eW.!l II	Су = пХ X(CpaCOS2e+ + ега sin2 6)
2	•1 о IM’ о II N	С2 = лХ X (Суа sin2 0 + + Сга cos2 0)
Примечание, Здесь
6 — угол наклона виброизоля-
торов (см. рис. 6.6).
Таблица 5.4. Поворотные жесткости
виброизолирующего крепления, Н«м
Ось	Тип виброизоляторов	
	Прямые	Наклонные
X	*<=£х	А* ~ [Суа (Ь* sin0+ + h COS 0)2 + + Сга (A sin 0 — — A* COS0)2]
У	*г= £ X	ky = иСхаА2 + + £х?х i=I X(C»aSin20 + + Сга cos 0)
2	*г = £ X х (с^+с^	k2 = nCxab** + + S^x X (СУа cos2 0 + -£• Сга sin2 0)
Примечание. Здесь 0, b*, h — см. на рис. 5.6.		
.двигателя (как для твердого тела) и 0,1 для кабины, прак-
тически полой внутри.
Рассмотрим несколько наиболее часто встречающихся част-
ных случаев установки объекта на виброизоляторах.
Виброизоляторы расположены симметрично относительно
продольной и поперечной плоскостей, проходящих через центр
масс объекта. При таком расположении виброизоляторов ча-
Таблица 5.5. Координаты,
отсчитываемые по оси z частных центров
жесткости виброизолирующего крепления, м
Ось жесткости, которой COOT- ветствует коор- дината	Тип виброизоляторов	
	Прямые	Наклонные
Параллель- ная оси X	й| — Сх с*,2,	Й1 =г,-
Параллель- ная оси у	1 п hi~ Си S C«,z‘ м i = l	А2 = Zi
8*
115
Таблица 5.6. Частоты свободных колебаний
виброизолированного объекта
Тип колебаний	Частота свободных колебаний, Гц
Односвязныё ВДОЛЬ ОСИ Z	^2=_2Г д/-лг
Односвязные вокруг ОСИ 2	-ST V
Двухсвязные в плоскости; xOz ч ; г	2л д/ 2 ( м +	) + . А/  / С. _ V Ф? V 4 \ М	jy )	MJy f*22- 2л' д/4- V 2 \ М	jy / _ л / 1 ( Сх _	\2 , Ф1 4 \ М	1у /	MJу
Двухсвязные в плоскости г/Ог	л4(^-+тг) + + Л / 1 (	— kx Y I У 4 \ М	Jx 1	Mix — л / J_/ СУ __ kx У , СуЬ2 V 4 \ М Jx 1 MJ*	
стоты свободных колебаний виброизолированного объекта
можно определить по формулам, приведенным в табл. 5.6.
Вдоль оси z и вокруг нее эти частоты будут односвязными,
а в* плоскостях xOz и yOz — двухсвязными, т. е. возникновение,
например,, ноступательной вибрации вдоль оси у вызывает
одновременно поворотную вибрацию вокруг оси х, и наоборот,
поворотная вибрация вокруг оси х вызывает поступательные
колебания вдоль оси у.
Если при этом виброизоляторы расположены в одной гори-
зонтальной плоскости, значения h\ и h2 в формулах табл. 5.6
116
будут одинаковыми, равными h—расстоянию между центром
масс объекта и плоскостью расположения виброизоляторов.
Если виброизоляторы расположены в одной плоскости xOi/,
проходящей через центр масс, координаты частных центров
жесткости Л1 и Л2 равны нулю, все колебания — односвязные,
а формулы для расчета частот свободных колебаний в плоско-
стях xOz и yOz упрощаются (см. табл. 5.6). При таком распо-
ложении виброизоляторов уменьшаются перемещения объекта
под действием внешних сил, поэтому оно является наиболее
предпочтительным. Примерно такого же эффекта можно до-
биться, если виброизоляторы расположить под углом к оси z,
как указано на рис. 5.6.
Виброизоляторы расположены в одной плоскости хОу двумя
параллельными рядами симметрично оси х под одинаковым уг-
лом к оси z. Для того чтобы все частоты свободных колебаний
были односвязными, угол наклона виброизоляторов 0 должен
отвечать условию
tge =	-л/>,,(5-7с,‘>СЖ <5-22>
&	2/zCza	Д/ 4/l2C2a	С*а
где h — расстояние от центра масс объекта до плоскости рас-
положения наклонных виброизоляторов, м; 6*—половина рас-
стояния между продольными рядами наклонных виброизоля-
торов.
Частоты свободных колебаний рассчитывают по формулам
табл. 5.3—5.6.
5.4. КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ
ВИБРОИЗОЛИРУЮЩЕГО КРЕПЛЕНИЯ
Виброизолирующие конструкции ТМ должны снижать шум
и вибрацию, возникающие в результате действия постоянных
возмущающих факторов, вызванных работой двигателя (опро-
кидывающего момента, неуравновешенных сил и моментов сил
инерции и т. д.) и эпизодических возмущений (от максималь-
ного реактивного момента, осевых сил со стороны трансмиссии,
инерционных сил, возникающих при трогании, торможении и
повороте ТМ, толчков, передаваемых от дороги, и т. д.).
Виброизоляторы следует располагать так, чтобы они были
равномерно нагружены. Для этого необходимо центр сил под-
держания виброизоляторов в горизонтальной плоскости совме-
стить с центром масс виброизолируемого объекта.
Если частоты изгибных колебаний шасси или двигателей
попадают в диапазон возмущающих воздействий двигателя,
схему виброизолирующего крепления следует выбрать таким
образом, чтобы опоры располагались в узлах колебаний, в этом
случае передача вибраций на шасси будет минимальной.
117
Жесткость виброизолирующего крепления в продольном и
поперечном4 направлениях должна обеспечивать минимальные
перемещения* виброизолированного объекта при действии эпи-
зодических возмущений. Опыт показывает, что наибольшие
перемещения объекта в поперечном направлении возникают
при резком повороте ТМ, а в продольном — при резком тро-
гании и торможении. По экспериментальным данным, макси-
мальная инерционная сила, возникающая при торможении ав-
томобиля, движущегося по сухому бетону, и действующая на
виброизолированный объект, равна [5.5]
Fmax = (0,6^0,8)Mg,	(5.23)
где М — ма^са виброизолированного объекта; g — ускорение
свободного падения.
Виброизолирующее крепление включает в себя:
упругий Элемент, воспринимающий вес виброизолируемого
объекта, соединяющий объект с рамой ТМ и снижающий пере-
дачу периодических возмущающих сил;
гасители колебаний (амортизаторы), ограничивающие пере-
мещения на частотах, близких к резонансным, при проходе че-
рез резонансен при воздействии эпизодических возмущений;
ограничители перемещений, препятствующие перемещениям
виброизолированного объекта под воздействием максимальных
усилий, возникающих при эпизодических возмущениях;
страховочные устройства, обеспечивающие прочность и на-
дежность работы виброизолирующего крепления в эксплуата-
ционных условиях и аварийных ситуациях;
средства виброизоляции неопорных связей (трубопроводов
различного Назначения и кабелей).
Упругие элементы. Для виброизолирующего крепления ис-
пользуют пружийы, рессоры, резиновые элементы и пневмати-
ческие баллоны. Упругие элементы характеризуют номинальной
статической нагрузкой и жесткостью в трех взаимно перпенди-
кулярных направлениях.’
Упругие “элементы виброизолирующего крепления ТМ
должны иметь малую жесткость, такую чтобы частоты свобод-
ных колебаний виброизолируемого объекта были ниже частот
возмущающих сил источников* вибрации. В то же время при
действии эпизодических сил, способных вызвать значительные
перемещения объекта, жесткость должна быть достаточно вы-
сокой, с тем чтобы ограничивать перемещения объекта отно-
сительно рамы ТМ. Более всего таким требованиям удовлетво-
ряют элементы с нелинейной характеристикой жесткости, у ко-
торых в зоне деформации под действием номинальной стати-
ческой нагрузки (Рп) жесткость достаточно низкая, а при уве-
личении деформации возрастает (рис. 5.7). В зависимости от
материала^ и конструктивного типа упругого элемента можно
сформировать необходимый тип характеристики жесткости
118
(рис. 5.8). Формулы для расчета жесткости некоторых видов
упругих элементов приведены в табл. 5.7. Для резиновых эле-
ментов формулы справедливы для случая действия номиналь-
ной статической нагрузки.
Можно создать виброизолирующее
крепление с очень низкой частотой сво-
бодных колебаний, практически исклю-
чающее резонансные колебания, если
применить специальный виброизолятор —
так называемую опору нулевой
жесткости. Принцип ее работы можно
пояснить на следующей схеме.
В положении равновесия под дей-
ствием статической нагрузки (рис. 5.9, а)
пружина 1 через штоки 2 и 3 давит на
бобышку 4. При этом сила Fj уравнове-
шена и направлена перпендикулярно
к оси пружины 5.
При смещении виброизолированного
объекта под действием периодической
возмущающей силы вниз (рис. 5.9, б)
или вверх (рис. 5.9, в) шток 3 наклоняет-
Рис. 5.7. Наиболее пред-
почтительная характе-
ристика жесткости виб-
роизолирующего крепле-
ния
ся, и под действием пружины 1 кроме
уравновешенной горизонтальной силы возникает вертикаль-
ная сила F2, направленная в ту сторону, куда смещается
объект.
Рис. 5.8. Характеристика
жесткости некоторых ти-
пов упругих элементов:
/ — резина, работающая на
сжатие; 2 — резина, рабо-
тающая на сдвиг; 3 — рес-
сора; 4 — пружина
Можно так подобрать жесткость пружины 1 и размеры
штока 3, чтобы сила F2 была близка силе упругости пружины 5
при ее сжатии или растяжении на определенную величину. Та-
ким образом, сила F2 уравновесит силу упругости пружины 5
и как бы уменьшит ее жесткость.
н»
Таблица 5.7. Жесткость упругих элементов виброизолирующего крепления
Схема элемента
Жесткость
Обозначения
Цилиндрическая
винтовая пружина
В направлении растяжения —
сжатия .
	Ср —	Gd* 8iD3
сдвига	3,5Ср	1 6 >
ССд —		J О,7Яо )
		
	1,3 +	1	ц	 1
		\ D )
G — модуль
сдвига материала
пружины; D —
средний диаметр
пружины; d —
диаметр прово-
локи; Z — число
рабочих витков,
д — прогиб под
действием осевой
нагрузки
Резиновая втулка,
подвергаемая
действию
радиальной
нагрузки
2л/G (гр + г„)

G — модуль сдви-
га резины
Резиновый прямо-
угольный парал-
лелепипед, под-
вергаемый дей-
ствию сжимающей
нагрузки
. ЕаЬ
C=q~~h~
Е — модуль упру-
гости резины;
q — коэффициент
формы
120
Характеристики жесткости виброизолирующего элемента
с опорой нулевой жесткости изображена на рис. 5.10.
Конструктивное оформление подобных виброизоляторов мо-
жет быть различным. На рис. 5.11 в качестве примера пред-
ставлен элемент крепления двигателя автомобиля «Хонда-1300».
Рис. 5.9. Схема работы опоры
нулевой жесткости: а — поло-
жение равновесия; б — объект
смещен вниз; в — объект сме-
щен вверх
Масляные гасители (амортизаторы). Их применяют только
при наличии пружинных виброизоляторов, так как затухание
в пружинах очень мало и вибрация на частотах собственных
Рис. 5.10. Характеристика жесткости опоры нулевой жесткости
Рис. 5.11. Опора нулевой жесткости крепления двигателя автомобиля
«Хонда-1300»
Рис. 5.12. Ограничители перемещений виброизолированного объекта:
1 — виброизолированный объект; 2 — виброизолятор; 3 — ограничитель, установленный
с зазором; 4 — фундаментная рама; 5 — продольная тяга
колебаний, возникающая в результате воздействия эпизодиче-
ских возмущений, будет продолжаться слишком долго (иногда
до 10—15 с). Гасители колебаний характеризуются коэффици-
ентом сопротивления и номинальной силой, которую они могут
121
выдерживатв. Амортизаторы целесообразно устанавливать сим-
метричноч относительно продольной и поперечной плоскостей,
проходящих через центр масс виброизолированного объекта,
в местах, наиболее удаленных от него, где перемещения могут
быть наибольшими.
Ограничители перемещений. Их устанавливают без зазора
и с зазором относительно вцброизолируемого объекта. В пер-
вом случае ограничители изменяют частоты свободных колеба-
ний крепления в одном или нескольких направлениях.
Наиболее распространенным ограничителем первого типа
является продольная тяга (рис. 5.12). Если длина такой тяги
превышает ее диаметр в 15—20 раз, то упругость тяги в попе-
речном направлении можно считать равной нулю. Тяги уста-
навливают Симметрично относительно центра масс виброизоли-
рованного объекта. Они ограничивают перемещения вдоль од-
ной оси. Соответственно увеличивается частота свободных
поступательных колебаний вдоль этой оси, что, естественно,
ухудшает виброизоляцию крепления. Ухудшение будет мини-
мальным, если тяги установлены в направлении оси, которой
соответствует минимальное возмущение источника вибрации,
а сама тяга крепится к фундаменту и объекту через резиновые
прокладки.
Ограничители, устанавливаемые с зазором, не изменяют
частоту свободных колебаний крепления. Они срабатывают,
когда пой воздействием внешних сил виброизолированный
объект смещается на величину, превышающую зазор. Для того
чтобы не было резкого удара при соприкосновении с ограничи-
телем, последнему придают форму, обеспечивающую увеличе-
ние жесткости с ростом деформации. Такую зависимость жест-
кости от деформации имеет, например, резиновый ограничи-
тель (5), изображенный на рис. 5.12, так как с увеличением
деформации увеличивается площадь деформируемого резино-
вого элемента.
-Важно правильно выбрать зазор ограничителя. Поскольку
удар вибрризолированного объекта об ограничитель сопровож-
дается неприятным для человека ощущением, зазор должен
быть таким, чтобы ограничитель вступал в работу только при
воздействии эпизодических возмущений, которые могут встре-
титься в наиболее неблагоприятных эксплуатационных усло-
виях. Аналитические и экспериментальные методы определения
зазора базируются на теории случайных процессов, основные
положения которой широко используются при рассмотрении ко-
лебаний ТМ.
Страховочные устройства. Как правило, их совмещают с ог-
раничителями. При этом они должны выдерживать максималь-
ные усилия, которые возникают в эксплуатационных условиях
и аварийных ситуациях.
122
Виброизоляторы. Они представляют собой конструкцию,
включающую упругий элемент и предназначенную для присое-
динения виброизолируемого объекта к раме ТМ.
Часто виброизоляторы изготавливают вместе с ограничите-
лями перемещений и страховочными элементами. В качестве,
примера виброизолятора с упругим элементом из резины, рабо-
тающей на срез, и с ограничителями перемещений в вертикаль-
ной и горизонтальной плоскостях можно привести виброизоля-
тор двигателя автомобиля «Рено SM-280» (рис. 5.13).
Рис. 5.14. Схема укладки кабеля
в форме и-образной петли
Рис. 5.13. Резинометаллический виб-
роизолятор силового агрегата авто-
мобиля «Рено SM-280»
Средства виброизоляции неопорных связей. Неопорные
связи — валы, передающие крутящий момент, трубопроводы
всех назначений, кабели и тому подобные устройства, соединя-
ющие виброизолированный объект с ходовой частью ТМ и
с фундаментной рамой. Коленчатый вал соединяется с валом,
передающим крутящий момент, как правило, с помощью кар-
данного вала практически нулевой жестости. Другие неопорные
связи должны иметь упругие вставки, которые исключали бы
передачу колебательной энергии через неопорные связи и пре-
дохраняли последние от разрушения, допуская перемещения
виброизолированного объекта в пределах ограничителей. Гиб-
кие вставки определяют жесткость и допустимое перемещение
между концами соединяемых ими неопорных связей в наиболее
тяжелых эксплуатационных условиях. Средства виброизоляции
неопорных связей выбирают в зависимости от ожидаемого пе-
ремещения объекта в месте установки гибкой вставки и жест-
кости виброизолирующего крепления.
Суммарная жесткость всех средств виброизоляции неопор-
ных связей объекта в направлениях координатных осей не
должна превышать 8—12 % от жесткости виброизолирующего
крепления в соответствующих направлениях. В этом случае при
расчете частот свободных колебаний объекта жесткостью
неопорных связей можнб' пренебречь.
123
Электрокабель или пучок проводов, расположенных между
изолируемым объектом и фундаментом, в целях виброизоляции
укладывают в форме v-образной петли (рис. 5.14). Радиус из-
гиба-петли R принимают обычно не меньшим 2,5d (d— диа-
метр кабеля). Значения провисания h и расстояние между точ-
ками закрепления кабеля I выбирают так, чтобы деформация
кабеля, равная
S = 0,8 (V/2 + 4Л2 — /),	(5.24)
была не более допустимой.
Для виброизоляции газовыпускных трубопроводов двигате-
лей часто используют сильфонные компенсаторы (рис. 5.15).
Рис. 5.15. Сильфонный компенсатор:	Рис. 5.16. Змеевик
1 ~ кожух; 2 — сильфон; 3 — направляющий патру-
бок; 4 — фланец
Жесткость таких компенсаторов зависит от длины гибкой
вставки и обычно лежит в направлении растяжения—сжатия
в пределах от 30 до 200 кН/м, а в направлении сдвига — 5—
50 кН/м.
Трубопроводы других систем виброизолируют гибкими
вставками из резинотканевых рукавов с проволочной оплеткой,
металлических шлангов из сильфонов или змеевиков.
Допустимую деформацию змеевика (рис. 5.16), мм, в на-
правлении растяжения—сжатия и сдвига определяют по фор-
муле
Sp = Sc = 4,0 • 10"3D2n2/d,	(5.25)
где D—диаметр средней окружности змеевика, мм; d — наруж-
ный диаметр трубки, мм; п — число витков.
Жесткость змеевика (Н/м) в направлении растяжения—
сжатия
124
. _ 65 / d \3
(5.26)
а в направлении сдвига
з,5Ср
С ___________
^СД— lf3 + W/D2 *
(5.27)
где G — модуль сдвига, Па; б — толщина стенки трубки; t —
шаг змеевика.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
5.1.	Ротенберг Р. В. Подвеска автомобиля и его колебания — М.: Ма-
шиностроение, 1972.— 392 с.
5	2. Борьба с шумом на производстве: Справочник/Под общ. ред.
Е. Я. Юдина.—М.: Машиностроение, 1985 —400 с.
5.3.	Беляковский Н. Г. Конструктивная амортизация механизмов, прибо-
ров и аппаратуры на судах.— Л.: Судостроение, 1965.— 523 с.
5.4.	Taschenbuch der Technischen Akustik/Herausgegeben von M. H e c k 1,
H. A. M u 11 e r —Berlin; Heidelberg; New-York: Springer-Verlage, 1975.—
5.5.	Колебания силового агрегата автомобиля/В. Е. Тольский,
Л В. Корчемный, Г. В. Латышев и др.— М.: Машиностроение, 1976.—
266 с.
Глава 6. ВИБРОДЕМПФИРОВАНИЕ
6.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Для оценки эффекта вибродемпфирования в конструкциях
и элементах конструкций используется коэффициент потерь т),
характеризуемый отношением энергии, поглощаемой в системе
за цикл колебаний (1Гпогл), к максимальной потенциальной
энергии в системе (1Гц0Т):
_ _ 1 ПОГЛ	/Д 1 \
Ниже показана связь т] с составляющими механического
импеданса любой системы или конструкции при резонансах
(когда звукоизлучение наибольшее). В окрестностях любой
моды колебаний конструкция с известным приближением мо-
жет быть аппроксимирована системой с одной степенью сво-
боды, а для ее вынужденных колебаний под действием силы/7:
тэу + R3y + с3у = F,	(6.2)
где та, Ra, сэ — эквивалентные масса, трение и упругость кон-
струкции соответственно при данной моде колебаний; у, у, у —
виброускорение, виброскорсоть, вибросмещение.
125
При вязком трении /?э представляет собой коэффициент не-
упругого сопротивления. При повышенных частотах колебаний
вязкое трение может смениться трением гистерезиса, для ко-
торого справедливы другие зависимости. Коэффициент потерь,
равный отношению активного и упругого сопротивлений:
____ (j&Ra	/г*
П =	(6.3).
где со — угловая частота.
При гармоническом возбуждении силой с амплитудой Fo,
приняв у = i/0e/o', уравнение (6.2) преобразуется:
+ -ji- (1 + л) У о == F»-	(6.4)
Структура второго члена в уравнении (в левой его части)
соответствует объединению сил упругости и трения, что харак-
терно для упруговязких материалов, применяемых в целях
вибродемпфирования конструкций. Так как (в соответствии
с законом Гука) упругость (жесткость) пропорциональна мо-
дулю упругости сэ ~ Еэ, то описанная операция формально
эквивалентна введению известного комплексного модуля Юнга
е: = Еэ(1 + jn).	(6.5)
Из уравнения (6.4) амплитуда виброскорости
ja>m3 + сэ/(/ф) + (сэ/ш) п '	к ' f
Сумма в знаменателе представляет собой полный механиче-
ский импеданс системы. Его составляющие — импедансы
массы, упругости и трения — соответственно равны
zm = ]ат3;	(6.7)
=	(6.8)
=	=	(6.9)
Сопоставляя формулы (6.8)	и	(6.9) с выражением (6.3),
убеждаемся, что коэффициент потерь упруговязкого элемента
представляет собой модуль отношения импедансов элементов
трения и упругости. Таким образом, он характеризует несовпа-
дение фазы колебательной силы и вызванного ею вибросмеще-
ния. Коэффициент потерь также связан с некоторыми ампли-
тудно-временными характеристиками затухания колебательных
процессов (табл. 6.1).
Так, коэффициент потерь в л раз меньше логарифмического
декремента колебаний 6, определяемого по натуральному лога-
126
Таблица 6.1. Выражение коэффициента потерь q конструкции
через величины, характеризующие затухание вибрации
Величина	Выражение
Свободные затухающие колебания Логарифмический декремент колебаний б = = In + 1) = 4“ |п Ои/Уп) Время стандартной реверберации ТеодБ, с Вынужденные колебания Ширина резонансной кривой А/, Гц Погонное затухание вибрации А£Изг, дБ/м	6 2,2 f о^водБ n— f 1 0 А^ИЗГ^ИЗГ ’1—	13,6
рифму отношений двух соседних у г, уг+\ или отстоящих один от
другого на п периодов свободных затухающих колебаний
(рис. 6.1, а).
При использовании для записи колебаний быстродействую-
щего логарифмического самописца уровня (рис. 6.1,6) проис-
Рнс. 6.1 Определение коэффициента потерь в колебательных системах:
а — по осциллограмме свободных затухающих колебаний; б — по записи на
быстродействующем логарифмическом самописце уровня; в — по ширине ре-
зонансной кривой
ходит детектирование колебаний, т. е. отрицательные полупе-
рноды исчезают, а экспоненциальная огибающая затухающего
колебательного процесса превращается в прямую линию. По
аналогии с терминами архитектурной акустики для вибрации
вводится [6.1] понятие реверберации (послезвучания). Стан-
дартному времени реверберации колебаний соответствует спад
127
их уровня на 60 дБ (т. е. в 1000 раз по амплитуде). Если кри-
вая достигает уровня помех через N дБ, т. е. не удается по-
лучить спаД уровня вибрации на 60 дБ, то с учетом линейного
характера кривой для расчета Тбодв можно использовать со-
отношение	'
Гводв = ГЛ„	(6.10)
где Tn — время, в течение которого уровень падает на N дБ.
Следует отметить, что режим свободных затухающих коле-
баний целесообразно применять для определения диссипатив-
ных характеристик системы при относительно малых потерях
в ней, так как временное кривые затухания колебаний более
растянуты и легче измерить с нужной точностью, чем д или Г6об-
Иная картина характерна для систем с относительно боль-
шим затуханием. Здесь легко замерить с нужной точностью ши-
рину резонансной кривой Af, определяемую на уровне
1/^/2 = 0,707 от резонансной амплитуды. Практически, если
пользоваться логарифмическим масштабом для амплитуды, ши-
рину резонансной кривой удобно отсчитывать н уровне, нахо-
'дящемся на 3 дБ ниже вершины резонансной кривой
(рис. 6.1,в). Коэффициент потерь выражается через Af,
а также f0, как указано в табл. 6.1. Так, на рис. 6.1, в ширина
резонансной кривой A/i в два раза меньше Д/2, и соответст-
венно коэффициент потерь при первом колебательном процессе
в два раза меньше, чем при втором.
Коэффициент потерь можно также определить по простран-
ственной характеристике затухания плоской волны изгиба
в стержне или пластине. Используя экспериментальные данные
о затухании вибрации (дБ) на расстоянии 1 м, по известным
длине волны колебаний изгиба, толщине пластины и частоте
колебаний находят коэффициент потерь в пластине на этой ча-
стоте. В отличие от предыдущих, метод погонного затухания
вибрации чаще применяется для решения обратной задачи: по
известному для данной демпфированной конструкции коэффи-
циенту потерь-можно расчетным путем (помимо других харак-
теристик) определить затухание вибрации по пути ее распро-
странения.
Вновь обратившись к выражению (6.6), мы увидим, что при
резонансе, когда импедансы м^ссы и упругости системы урав-
ниваются, резонансная амплитуда колебательной скорости
(в.11)
где /о — резонансная частота.
Знаменатель этой формулы показывает, что с точки зрения
ослабления колебаний при резонансе повышение жесткости си-
стемы равноценно увеличению ее коэффициента потерь.
128
6.2. ОСНОВНЫЕ СВОЙСТВА И РАСЧЕТ
ВИБРОДЕМПФИРУЮЩИХ ПОКРЫТИЙ
Вибродемпфирующие покрытия (ВДП), наносимые на пе-
редающие конструкции ТМ, предназначены для снижения зву-
коизлучения этих конструкций. Подробные сведения о ВДП
содержатся в работах [6.2—6.5]. ВДП можно разбить на че-
тыре типа, различающиеся по виду деформации, определяющей
основное поглощение вибрации (табл. 6.2): жесткие, армиро-
ванные, мягкие, комбинированные.
Жесткие ВДП. В этих покрытиях поглощение энергии при
колебаниях изгиба обусловлено главным образом деформа-
циями растяжения—сжатия вдоль поверхности деформируемой
пластины. Покрытия называют жесткими условно, так как
в действительности они изготовляются из материалов, модуль
упругости которых на несколько порядков меньше модуля упру-
гости металла. Существует вариант жесткого покрытия с так
называемым отнесенным демпфирующим слоем, который отде-4
лен от демпфируемой пластины прослойкой пенопласта. Отне-
сение демпфирующего слоя от нейтральной плоскости пластины
увеличивает деформации растяжения — сжатия при колебаниях
пластины, а следовательно, и потери колебательной энергии
в покрытии.
Жесткие покрытия эффективны на низких частотах коле-
баний, на высоких частотах их эффективность падает (рис. 6.2).
Коэффициент потерь пластины, облицованной жестким
ВДП [6.3],
_	Л2а2р2(а2+ 12q21)	. оч
1 + а2₽2 (а2 + 12ct2l)
Здесь т|2 — коэффициент потерь материала покрытия; а2 =
= Лг/Аь где Аь А2 — толщина демпфируемой пластины и по-
крытия соответственно; р2 = £,2/£1, где Еь Е2— модули Юнга
демпфируемой пластины и покрытия; a2i =h2\/h\ = (1 +
+ a2)/2, где ft2i—расстояние между нейтральными плоско-
стями пластины и слоем покрытия.
Коэффициент потерь жестких покрытий возрастает с уве-
личением так называемого модуля потерь (т^г). С увеличе-
нием толщины покрытия до определенных пределов коэффи-
циент потерь растет, на практике ограничиваются соотношением
= 1,5 - 2.
Для жестких вибропоглощающих покрытий разрабатываются
материалы на основе полимеров и жидких смол с наполните-
лями, физико-механические свойства которых зависят от тем-
пературы. Рабочая область температур различна для разных
материалов и составляет от 20 до 70 °C [6.3].
9 Заказ № 50
129
Таблица 6.2. Классификация вибродемпфирующих покрытий
Тип ВДП
Конструкция ВДП
Характер деформации ВДП
Обозначения на схемах
Область применения на ТМ
Жесткие ’
* / — демпфируемая пла- •
стина;
2 — вибропоглощающая
материал (жесткая
пластмасса);
3 — прокладка из легко-
го жесткого материала
Д —деформация дем-
пфируемого слоя
Облицовка звукоизолщ.
рующих капотов, стен
кабин, отдельных метал-
лических элементов (ры-
чаги, щитки и пр.) авто-
мобилей, тракторов,
строительно-дорожных
машин; облицовка капо-
тов и кожухов ПКС
Армированные
1	— демпфируемая пла-
стина;
2	— вязкоупругий слой;
3	— армирующий слой
Звукоизолирующие
перегородки тяжелых
ТМ
Мягкие
1	— демпфируемая пла-
стина;
2	— мягкое вибропогло-
щающее покрытие
Покрытия пола кабин
ТМ
Комбиниро-
ванные
1	— демпфируемая пла-
стина;
2	— мягкий вязкоупру-
гий слой;
3—жесткий вязкоупру
гий слой;
4 — армирующий слой
Звукоизолирующие
перегородки ТМ спец-
назначения, облицовка
элементов ограждения
кабин автомобилей
Выпускают*ВДП в виде листовых материалов или мастики.
Первые наносятся на демпфированную пластину с помощью
различных \леев, вторые — напылением или шпателированием.
Некоторые из материалов требуют специальной термообра-
ботки.
Армированные ВДП. В этих покрытиях вследствие введения
металлического (армирующего) слоя основное поглощение ви-
брации определяется деформациями сдвига демпфирующего
слоя.
Рис. 6-2. Характерные частотные
зависимости коэффициентов по-
терь различных типов ВДП:
1 — жесткого; 2 — жесткого с проклад-
кой; 3 — армированного; 4 — мягкого;
5 — комбинированного (мягкого с тон-
ким металлическим поверхностным
слоем)
Если толщина армирующего слоя близка к толщине демп-
фируемой пластины, то покрытие называется слоеным,
или «сандвичем». В этом случае армирующий слой может
выполнять одновременно функцию несущей конструкции.
Для армированных ВДП характеристика вибропоглощения
имеет вид широкой резонансной кривой с максимумом в об-
ласти средних звуковых частот (см. рис. 6.2).
Коэффициент потерь пластины, облицованной армированным
ВДП [6.3],
а2₽2 + 12а21 а2₽2 + 12«3I ^2V0 (а3?3 “ Hfea2₽2)
Т| = Т|2---о-----О------5--------5------;--------57- . (о. 1 о)
1 + агР2 + а3Рз + * 2а21а2₽2 + 12а31аз£27о 0 + Я2 + 'Иг)
Здесь а2 = A2/Aj, a3=ft3/fti, где fti, Л2, А3— толщины
демпфируемой пластины, вязкоупругого и армирующего слоев
соответственно*
a2i =/i21//ib	аз1=й31/Л1, где Л21 = (^i + П2)/2; h3i =
= (Л] + А3) /2 + А2;
p2 = E2/Ei,> р3=£3/£'ь где Еь Е2, Е3 — модули Юнга
демпфируемой пластины, вязкоупругого и армирующего слоев;
То = 1/Ю + £г)2 + где g2 = G2/(E3h3kl h2)\ k* —
волновое число изгибных- колебаний пластины с покрытием;
Цл Лг/^и-
Армированные ВДП — это многослойные специально изго-
товляемые конструкции. Так, ВДП «Полиакрил-В» состоит из
армирующего слоя (алюминиевая фольга) толщиной 0,06 мм
и липкого вязкоупругого толщиной 0,1 мм, соединяющего ВДП
132
с демпфируемой пластиной. Относительная масса таких ВДП —
40-50 % (6.3].
Мягкие ВДП. В этих покрытиях энергия поглощается
прежде всего вследствие колебаний растяжения — сжатия
в направлении, перпендикулярном к поверхности демпфируемой
пластины.
Принцип действия этих покрытий основан на том, что при
•определенных частотах, когда по толщине покрытия уклады-
вается целое число полуволн, покрытие интенсивно поглощает
колебания пластины. Поскольку для покрытий этого типа
используют резины и пластмассы с малым модулем упругости,
волновые резонансы начинаются на частотах в несколько сотен
герц. Коэффициент потерь этих материалов достаточно высок —
0,3—0,6, а характеристика поглощения вибрации имеет вид
пологой кривой, расположенной в широком диапазоне частот,
ют низких до высоких (см. рис. 6.2).
Коэффициент потерь пластины с мягким покрытием [6.6]
________________Ла [2sh (у2т)г) — Ti2Sln(2v2)]____ ,g
2hiSt]2V2 [cos (2v2) +ch (V21I2) + i^sin (2v2) + 2ch (v2i}2)] ’ ' ' '
Здесь — коэффициент потерь материала покрытия;
V2 = ^2^2, где k2 — модуль волнового числа волн сжатия
тв покрытии; h2 — толщина покрытия;
риг = mi/m2, где mi — pihf, т2 = p2h2 (hi — толщина пла-
стины; Р1, р2 — плотности пластины и покрытия).
Эффективность мягких ВДП возрастет, если в резиновом
массиве сделать воздушные полости.
Соотношение толщины демпфируемой пластины и мягкого
покрытия находится в пределах hi/h2 = 2 н- 3.
Комбинированные ВДП. Комбинированные ВДП представ-
ляют собой многослойные конструкции, сочетание покрытий
различных типов. Они обеспечивают поглощение вибрации
в более широком диапазоне частот, чем покрытия одного типа
(см. рис. 6.2), или увеличение коэффициента потерь в задан-
ном частотном диапазоне.
Коэффициент потерь комбинированного ВДП [6.3]
1]S = У 11/.	(6.15)
i = l
где T|i — коэффициент потерь, обусловленный i-м механизмом
поглощения вибрации.
Для всех типов покрытий и на всех частотах выполняется
неравенство
'П1<П<П2,	(6.16)
где т]1, т], т]2 — коэффициенты потерь демпфируемой пластины,
облицованной пластины и материала покрытия, не имеющего
связей с демпфируемой пластиной, соответственно.
133
6.3. ЭФФЕКТИВНОСТЬ ВИБРОДЕМПФИРУЮЩИХ ПОКРЫТИЙ
Применяя ВДП для снижения звукоизлучения ограждающих
конструкций и уменьшения звуковой вибрации, передаваемой
по конструкциям ТМ, необходимо оценить их эффективность.
Уменьшение шума, дБ, излучаемого демпфированной пласти-
ной в окружающее пространство, оценивается, как
ALB= 101g
/ ^2
( ^2
I Л
\
(6.17>
где т)2,	— коэффициенты потерь пластины с покрытием и без
покрытия соответственно с коэффициентами излучения /2 и /ь
Следует отметить, что при некоторых условиях коэффициент
излучения сГблицованной пластины может быть несколько
ALJ5
Рис. 6.3. Эффект демпфирова-
ния металлического огражде-
ния по излучаемому им шуму
больше, чем необлицованной, вследствие спада амплитуды ко-
лебаний облицованной пластины от места возбуждения и выз-
ванной этим неполной компенсации соседних участков пла-
стины. Может сказываться также влияние не ослабляемого
ВДП нерезоцансного излучения соседних по частоте мод пла-
стины при широкополосном возбуждении. Эффективность ВДП
по отношению к воздушному шуму на средних и высоких ча-
стотах заметно меньше, чем по отношению к вибрации
(рис. 6.3).
В среднечастотном и высокочастотном диапазонах снижение.
УЗД будет отличаться от описываемого формулой (6.17) и мо-
жет быть определено соответственно как
ДЛВ = (6- 10)lg^-;	(6.18)-
ALB = (3-6)lgJ2-.	(6.19>
Эффект ослабления звуковой вибрации, дБ, при нанесении
ВДП может выть оценен [6.4] как
&LCT = Р lg -3L + АГ lg -А- + М lg .	(6.20>
/и,
134
где 1)1, Di, mi—коэффициент потерь, изгибная жесткость и
поверхностная плотность конструкции соответственно до нане-
сения ВДП; т)2» Да, т'2 — то же после нанесения ВДП; Р, N,
-М — коэффициенты, зависящие от режима возбуждения, усло-
вий крепления, типа колебаний и т. д.
Ослабление звуковой вибрации, дБ, при распространении на
длину I
13,6ц,-/—.	(6.21)
Ли
где %и — длина волны колебаний изгиба пластины без по-
крытия.
Рис. 6.4. Совмещение ВДП и виброизолирующих устройств (ВИУ): а, б —
с разрывом; в, г — без него
Эффективным с точки зрения уменьшения вибропередачи
и излучения звука оказывается совмещение средств вибро-
демпфирования и виброизоляции (рис. 6.4). Виброизолирую-
щими средствами в данном случае являются упругие про-
кладки (а), виброизоляторы (б), виброзадерживающие массы
(в, г). Эффект ослабления вибропередачи в значительной мере
обуславливается многократным отражением волн изгиба от
границ участка с ВДП. Этот эффект увеличивается при повы-
шении частоты колебаний, т. е. уменьшении длины изгибной
волны.
Другим примером сочетания средств вибродемпфирования и
виброизоляции является нанесение ВДП на раму виброизоли-
рованного механизма (рис. 6.5). Автор производил опыты по
нанесению резинового ВДП на корпус виброизолированного
электромотора. На тех частотах (более 300—400 Гц), где при-
мененное мягкое ВДП было эффективным, уровень вибрации
фундамента уменьшился на 7—10 дБ по сравнению с тем слу-
чаем, когда ВДП на корпусе отсутствовало.
Эффективность ВДП зависит не только от его толщины, но
также от площади, взаимного расположения демпфируемых и
135
недемпфируемых конструкций, наличия ребер жесткости на
демпфируемой конструкции и т. д.
Зависимость эффективности ВДП от площади, которую ОНО'
занимает на демпфируемой пластине, показана на рис. 6.6.
Снижение площади облицовки более чем в 3 раза снизило эф-
Рис. 6.5. Демпфирование
рамы виброизолированного
механизма ВДП
Рис. 6.6. Зависимость эф-
фективности вибродемпфи-
рования пластин от пло-
щади облицовки ВДП
фективность всего в 2 раза. Даже незначительное по площади
ВДП дает некоторый эффект (10 % —4 дБ).
Чтобы оценить влияние расположения ВДП, сопоставлялся
эффект демпфирования для вертикальной пластины, облицо-
Рис. 6.7. Оценка влияния
расположения ВДП на
его эффективность: а —
пластины без покрытия;
б — на вертикальную
пластину нанесено по-
крытие; в — график эф-
фективности
136
ванной ВДП, и необлицованной горизонтальной (рис. 6.7).
Эффект ВДП, дБ, для возбуждаемой (вертикальной) пластины,
рассчитанный по формуле ALi = Ц — где L\ — вибрация
на вертикальной пластине (без ВДП); — то же с ВДП, со-
ставлял 10—15 дБ в широком диапазоне частот.
При том же уровне исходного возбуждения эффект вибро-
демпфирования на сопредельной (горизонтальной) пластине
Д£2 = Ь2 — L2a оказался на 3—5 дБ ниже во всем диапазоне
исследуемых частот, т. е. сказывается прежде всего затухание
колебаний при распространении в демпфированной пластине.
Таким образом, в первую очередь следует демпфировать пла-
стины, непосредственно излучающие звук в точку наблюдения.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
6.1.	Клюкин И. И. О возможности применения методов и критериев ар-
хитектурной акустики для оценки вибрационных полей и виброизоляций
э пространственных системах//Борьба с шумом и вредными вибрациями
в строительстве: Мат. семинара.— Л.: Знание, 1982 — С. 59—62.
6.2.	Клюкин И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах.—
2-е изд., перераб. и доп.—Л.: Судостроение, 1971.— 416 с.
6.3	Никифоров А. С. Вибропоглощение на судах.— Л.: Судостроение,
1979.— 184 с.
6.4.	Колебания, излучение и демпфирование упругих структур/Под ред.
А. В. Римского-Корсаков а.— М.: Наука, 1973.— 204 с.
6.5.	Ungar Е., Kerwin Е. Plate Damping due to Thichness Viskoelastic
Tayers//J. Acoust. Soc. Amer.—1964.—Vol. 36.—N 2.—P. 386—392.
6.6	Никифоров А. С., Будрин С. В. Распространение и поглощение зву-
ковой вибрации на судах.— Л.: Судостроение, 1968.— 216 с.
Часть III. СРЕДСТВА БОРЬБЫ С ШУМОМ
Глава 7. ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ КАБИНЫ
'	7.1. КЛАССИФИКАЦИЯ
Акустическая эффективность кабин ТМ зависит от сочета-
ния целого ряда конструктивных факторов, поскольку ка-
бины— достаточно сложные конструкции, о чем свидетельст-
вует их классификация (табл. 7.1).
Кабины классифицируют по следующим признакам кон-
структивного исполнения: формообразование; объемное конст-
руктивное исполнение; объемное конструктивное соединение
ограждающих поверхностей; конструктивное соединение пане-
лей ограждающих поверхностей; конструктивное исполнение па-
нелей; конструктивное исполнение мест ввода органов управле-
ния* в кабину; соединение кабины с рамой машины [7.1].
Классификация панелей кабин по признаку конструктив-
ного исполнения представлена на рис. 7.1.
7.2.	СВЯЗЬ АКУСТИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
* С КОНСТРУКТИВНЫМ ИСПОЛНЕНИЕМ
Однозначно определить влияние на шумообразование кон-
структивного исполнения кабины ТМ невозможно, поскольку
в области низких частот доминирует структурная составляю-
щая, в области высоких частот—воздушная, а в области сред-
них частот влияние этих составляющих может быть соизме-
римо.
Для формирования более благоприятного спектра шума
в области низких частот кабина должна обладать максималь-
ной жесткостью к изгибным деформациям. В наибольшей сте-
пени этому требованию соответствуют кабины сферообразной
формы, по объемному Конструктивному исполнению — капсулы.
Для уменьшения металлоемкости капсулы выполняются с не-
сущим каркасом.
Несущие каркасы из уголкового профиля обладают наи-
меньшей жесткостью, а из сегментного профиля — наибольшей.
Целесообразно конструировать кабины сборно-разборными из
металлических панелей коробчатообразного типа повышенной
жесткости.'.
Частоты Первых собственных мод колебаний панелей кабин
приходятся на область низких частот. Частоты мод зависят от
формы панелей (соотношения линейных размеров), способа
крепления последних и от точек приложения возбуждающих:
сил. При совпадении частот мод колебаний панелей с первыми
138
Таблица 7.1. Классификация кабин ТМ
Признак	Типы кабин
Формообразование	Сферообразные В форме параллелепипеда и близкой к нему
Объемное конструктив- ное исполнение	Капсула — полностью самостоятельный конструк- тивный узел Колпак — пол является частью конструкции ма- шины Полуколпак — пол и ряд боковых панелей явля- ются частью конструкции машины
Объемное конструктив- ное соединение ограж- дающих поверхностей кабины*	С несущим каркасом — цельнометаллические свар- ные 1неразборные или сборно-разборные (пол- ностью или частично) Бескаркасные — цельнометаллические (допускаю- щие разъем в горизонтальной плоскости и не- разъемные) и сборно-разборные (полностью или частично)	,
Конструктивное исполне- ние панелей	Из однослойных панелей Из двухслойных панелей — сочетания однослой- ных панелей с промежуточным воздушным слоем или слоем декоративного, вибродемпфирующего или (и) звукопоглощающего материала Из многослойных панелей — при повышенной аку- стической нагрузке
Конструктивное исполне- ние мест ввода органов управления	С подвижными и неподвижными органами управ- ления Со звуковыми мостиками и без них С уплотняющими резиновыми конструкциями и без них
Конструктивное соедине- ние кабины с рамой	С точечным соединением (для типа «капсула») С соединением по установочному контуру через резиноупругие уплотняющие конструкции (для типов «колпак» и «полуколпак») С консольным соединением (для типа «капсула»)
* В зависимости от вида крепления панели подразделяются на постоянно за- крепленные и постоянно незакрепленные (подвижные). Соединение постоянно за- крепленных панелей между собой или с каркасом может быть неразъемным или разъемным — точечным (при взаимном перекрытии панелями несущих элементов ограждающих поверхностей) или с использованием эластичных резиновых уплот- нителей (в противном случае).	
гармониками частот возбуждающих сил возникают резонанс-
ные колебания панелей, как правило приводящие к увеличению
низкочастотного шума в кабине. Прогнозирование таких резо-
нансных явлений связано с определенными трудностями, по-
этому обоснование выбора размеров панелей и способов их
крепления проводится экспериментально-расчетным путем.
При формировании низкочастотного шума в кабине резо-
нансными явлениями акустическая эффективность ее примерно
пропорционально возрастает по мере уменьшения степени вы-
139
| ПАНЕЛИ |
«	—	ОДНО- СЛОЙНЫЕ			ДВУХСЛОЙНЫЕ							ТРЕХСЛОЙНЫЕ									МНОГО- СЛОЙНОЕ-
					Iz- . +	.	1 					<	4			4		ч	«	4					«
	-►	1 Сталь			С про- межу- точным воздуш- ным слоем	Без про- межу- точного воздуш- ного слоя				С промежуточным воздушным слоем					Без промежуточного воздушного слоя							Для пола [резина (сна- ружи) — сталь — одан-два слоя ЗПП — резина)
																					
		Стекло силикатное								1	।	1 1			4	1	4				
										Для бо- ковых поверх- ностей и потолка		Для бо- ковых поверх- ностей (сталь — ЗПП — воздуш- ная про- слойка — сталь)	_ 1		: Для пола\	1	Для бо- . ковых поверх- ностей и по- толка				
																					
	->	Стекло органи- ческое				' С1аль — ЗИП (с защит- ной пленкой или без)															
							ч-								Резина (сна- ружи) — сталь — резина						
				->	Стекло— воздух — стекло														•		
																					
		Пласт- масса			Сталь — воздух — сталь					Сталь — ЗИП — воздуш- ная про- слойка — ка ртон или пластик										->	Для бо- ковых поверх- ностей и по- толка (сталь — один-два слоя ВДП- один-два слоя ЗПП— воздуш- ная про- слойка — картон или пла- стик)	
																	Сталь — ВДП- ЗПП (с за- щитной пленкой или без)	ч—			
															ВДП (сна- ружи) — сталь — резина						
						Сталь — ВДП	ч- ч— ч— ч— ч—														
					Сталь — воздух — картон	Сталь — картон															
				к		Сталь— резина									Сталь — ЗПП — резина						
				-► -*	Сталь — воздух — пластик					Сталь — воздуш- ная про- слойка — ЗПП — ка ртон или пластик							Сталь — ЗПП- картон или пла- стик	ч—			
						Резина (снару- жи) — сталь															
					Пласт- масса — воздух ~ картон									->	Сталь — ВДП- резина						
						Сталь — вакуум- сталь					Рис. 71. Классификация					панелей кабин					
											ТМ (ЗИП — звукопоглощающее покрытие, ВДП — вибродемпфирующее покрытие)										
раженности этих явлений. Такая закономерность наблюдается
и при уменьшении степени вибровозбудимости кабины при от-
сутствии резонансных явлений, например методом виброизоля-
ции или вибродемпфирования.
В верхней части низкочастотной области спектра шума и
в области средних частот звуковое поле в кабине определяется
возникающими первыми осевыми, касательными и косыми вол-
нами. Более благоприятный спектр шума формируется при
соблюдении двух условий: при несовпадении частот собствен-
ных мод колебаний панелей с частотами возникающих внутри
кабины звуковых волн и при отсутствии вырождения спектра
собственных частот колебаний воздушного объема, когда имеет
место совпадение частот ряда осевых, касательных и косых
волн.
Как и в случае резонансных явлений, обусловленных совпа-
дением частот возбуждающих сил с частотами собственных мод
колебаний панелей, так и при резонансных явлениях, обуслов-
ленных совпадением частот мод колебаний панелей с частотами
мод колебаний воздушного объема в кабине, акустическая эф-
фективность последней пропорционально возрастает при умень-
шении выраженности резонансного явления.
В зависимости от степени вырождения спектра собственных
мод колебаний воздушного объема уменьшение акустической
эффективности кабины может достигать 3—4 дБ. Для кабин,
форма которых близка к параллелепипеду, условием отсутствия
вырождения спектра является соотношение линейных размеров
кабины 0,7 : 0,8 : 1,0 [7.2].
Если жесткостные характеристики кабины определяют ее
акустические свойства в области частот от 20 до 800—1000 Гц,
то звукоизолирующие — в области частот от 125 до 8000 Гц.
Звукоизолирующие характеристики зависят в большой мере
от конструктивного исполнения кабины: от материала панелей,
определяющего звукопроводность; от способа крепления пане-
лей, которые, как правило, являются элементами с понижен-
ными звукоизолирующими свойствами; от степени акустической
плотности герметизации крепления панелей по контуру и мест
ввода в кабину различных устройств; от звукопоглощающих
свойств внутренних поверхностей кабины. При этом акустиче-
ская эффективность может колебаться от значений порядка
3—5 дБ в области низких частот до 35—40 дБ в области высо-
ких частот.
Более полно зависимость звукоизолирующих свойств кабины
от конструктивных параметров рассмотрена ниже.
7.3.	РАСЧЕТ АКУСТИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
Расчет акустической эффективности кабины в диапазоне ча-
стот /^^дифф [f — среднегеометрическая частота октавных по-
141
лос, Гц; /диф — нижняя частота, начиная с которой звуковое
поле в кабине можно считать квазидиффузным — см. (2.3)]
проводится по формуле
п q	п / т
А^каб = 40 S S — Ю 1g ft I	+
i = l/ = J	Z = 1 \/=l
P	t	n \
^npi/^npi/ “h S	*{“ ^2 T'iSi I 3,
/ = 1	/ = 1	i = I /
где oLij — коэффициент звукопоглощения j-го участка площадью
Si/f м2, на i-й ограждающей поверхности кабины; q — число
участков на Z-й поверхности; 0/— коэффициент неравномер-
ности акустической нагрузки на кабину; то//> тпр//, Ъщ/ — коэф-
фициенты звукопроводности соответственно /-х отверстия,
проема и щели, имеющих площадь SOi/, Snpo, 5Щ1/, м2, на х-й
ограждающей поверхности; иг, р, t — соответственно число
отверстий, прремов, щелей на х’-й поверхности; Xi — коэффи-
циент звукопроводности „ х-й ограждающей поверхности пло-
щадью Si. м2; п — число ограждающих поверхностей, как пра-
вило, принимаемое равным 6.
На стадии проектирования и постановки на производство по
формуле (7.1) можно определить акустическую эффективность
кабин объемом до 8 м3 в диапазоне частот 250—8000 Гц в за-
висимости от конструктивного исполнения, подобрать _ мате-
риалы и конструкцию панелей ограждающих поверхностей
с требуемой звукоизоляцией соответственно акустической на-
грузке, обоснбвать требования к технологическим допускам на
степень акустической герметизации стыковых соединений пане-
лей и на расположение отверстий и проемов, обеспечивающее
минимальные, потери эффективности кабины, определить тре-
буемое звукопоглощение.
Прежде всего исходя из компоновочной схемы машины и
акустических характеристик источников шума определяют
параметры ожидаемого шума в кабине. В случае их несоответ-
ствия требуемым значениям находят значение необходимой
акустической эффективности кабины.
Далее, задаваясь конструктивным исполнением ограждаю-
щих поверхностей (звукопроводностью с учетом условий кре-
пления) и принимая во внимание степень неравномерности
внешнего звукового поля, для каждого источника шума нахо-
дят разность уровней звукового давления в заданной точке
пространства без кабины и при наличии кабины.
Полученные разности суммируют. Если их сумма не соот-
ветствует требуемой акустической эффективности кабины, под-
бирают звукопоглощающее средство (исходя из конструктив-
ных, технологических и экономических соображений). Расчет
повторяют до тех пор, пока такое соответствие обеспечивается.
142
Потом расчетным путем оценивают влияние открытых дверей
и окон и, если звукоизоляция оказывается неудовлетворитель-
ной, выбирают конструкции ограждающих поверхностей с более
высокими звукоизолирующими свойствами, а затем расчет пов-
торяют.
Окончательная оценка акустической эффективности кабины
дается по результатам контрольных измерений УЗД в ходе за-
водских испытаний опытных образцов ТМ.
Полученные экспериментально-расчетным путем значения
коэффициента звукопроводности ограждающих поверхностей
при различных способах крепления панелей даны в табл. 7.2,
а коэффициента неравномерности звукового поля на наружных
поверхностях кабины в области ее акустической тени при раз-
личных положениях точечного и протяженного излучателей
звука — соответственно в табл. 7.3 и 7.4.
Значения коэффициентов звукопроводности отверстий, щелей,
проемов, содержащихся в табл. 7.5, определены для отверстий
площадью от 3-10“5 до 2-Ю-3 м2, щелей площадью от НО"4
до 12-10-3 м2, проемов площадью до 2 м2. При больших пло-
щадях расчеты не производятся, так как потери акустической
Таблица 7.2. Коэффициенты звукопроводности
ограждающих поверхностей кабины
при .различных способах крепления панелей
Крепление панелей кабины		Октавная полоса со среднегеометрическими частотами, Гц					
Но- мер	Тип	250	500	1000	2000	4000	8000
1	Сварной шов	0,00160	0,0020	0,0008	0,00025	0,00008	0,0002
	по контуру сталь- ной панели						
2	Точечная сварка с шагом 150— 200 мм без уплот- нения по контуру панели упруго- вязкой мастикой	0,00125	0,0016	0,0016	0,00200	0,0025	0,0031
3	Точечное болто-	0,0008	0,0005	0,0004	0,0008	0,0010	0,0031
	вое соединение стальной панели						
	через резиноупру- гий уплотняющий слой						
4	В эластичном уплотнителе — стекло; остальная поверхность — сталь	0,0250	0,0100	0,0040	0,0025	0,0040	0,0023
							
							
143
Таблица 7.3. Коэффициенты неравномерности звукового
поля на наружных ограждающих поверхностях кабины
в области ее акустической тени при различных положениях
^точечного излучателя
1	Положение излучателя относительна кабины	Ограждающая поверхность в области акустической тени	Октавная по		лоса со среднегеометрически- ми частотами, Гц			
			250	500	1000	2000	40 Э0	8000
	На горизонтальной оси симмметрии кабины на расстоянии, м: Потолок 0,0063 0,0020 Пол	0,5000 0,5000 0,25	*	Боковая 0,0250 0,0316 Задняя 0,0250 0,0020				0,0079 0,2009 0,0787 0,0040	0,0020 0,2500 0,0250 0,0013	0,0010 0,5000 0,0250 0,0010	0,0010 0,5000 0,0126 0,0002
	Потолок	0,0250	0,0157 1,0	Пол	0,3160	0,1560 ч	Боковая	0,0400	0,1000 За'дняя	0,0787	0,0316				0,0630 0,3160 0,2500 0,0316	0,0316 0,2000 0,1560 0,0157	0,0100 0,1560 0,0400 0,0063	0,0040 0,2000 0,0400 0,0040
	2,0	Потолок Пол Боковая Задняя	0,0500 0,2500 0,1560 0,0787	0,0787 0,3160 0,2000 0,0500	0,250° 0,6300 0,5000 0,0630	0,1000 0,3160 0,2500 0,0157	0,0500 0,2000 0,1000 0,0050	0,0157 0,2000 0,0787 0,0050
	В плоскости симметрии кабины на уровне пола на расстоянии, м: 0,25 . ч ’	Потолок Боковая Задняя	0,2000 0,7870 0,2500	0,0316 0,1260 0,0500	0,0100 0,1560 0,0200	0,0050 0,0630 0,0126	0,0050 0,0787 0,0316	0,0013 0,0400 0,0079
	1,0	Потолок Боковая Задняя	0,0157 0,1000 0,2000	0,0250 0,1000 0,0250	0,0316 0,1560 0,0316	0,0316 0,1560 0,0200	0,0126 0,0630 0,0079	0,0032 0,1000 0,0157
	В плоскости симмметрии кабины на уровне по- толка на расстоянии, м: 0,25	Пол Боковая Задняя	0,2500 0,1560 0,0316	0,0630 0,0250 0,0126	0,0250 0,0316 0,0080	0,0200 0,0200 0,0063	0,0200 0,0157 0,0040	0,0157 0,0100 0,0040
	1,0 -	Пол Боковая Задняя	0,3160 0,1000 0,0630	0,2500 0,1260 0,0316	0,2500 0,1260 0,0316	0,1000 0,1260 0,0250	0,1260 0,0400 0,0100	0,0630 0,0316 0,0079
	\ Под кабиной над цент- ром пола на расстоянии 0.5 м	Потолок Боковая	0,0316 0,1260	0,0157 0,1560	0,0100 0,0787	0,0032 0,0500	0,0079 0,0400	0,0025 0,0630
144
Таблица 7.4. Коэффициенты неравномерности звукового поля
на ограждающих поверхностях кабины в области ее акустической тени
при различных положениях протяженного излучателя
в вертикальной плоскости симметрии
Расстояние от излучателя до кабины, м	Наличие капота на двигателе	Ограждающая поверхность в области акустической тени	Октавная полоса со среднегеометрически- ми частотами, Гц					
			250	500	1000	2000	4000	8000
0,5	—	Потолок Пол Боковая Задняя	0,0250 0,1000 0,0630 0,0200	0,0400 0,3160 0,0787 0,1000	0,0630 0,3160 0,3160 0,1260	0,0126 0,1570 0,1000 0,0630	0,0063 0,0500 0,1000 0,0400	0,0063 0,0630 0,0630 0,0787
	Кроме поверх- ности под двигателем	Потолок Пол Боковая Задняя Над капотом	0,0156 0,6300 0,1560 0,0400 0,1560	0,0032 0,0126 0,0316 0,0013 0,0316	0,0126 0,0126 0,0400 0,0063 0,1000	0,0100 0,0787 0,0156 0,0032 0,0316	0,0032 0,0400 0,0079 0,0016 0,0157	0,0050 0,0500 0,0156 0,0040 0,0040
2,8	+	Потолок Пол Боковая Задняя	0,1000 0,3160 0,1260 0,0630	0,2000 0,7870 0,2500 0,0787	0,1260 0,7870 0,4000 0,0500	0,2000 0,6300 0,2000 0,0126	0,4000 0,4000 0,1260 0,0787	0,6300 0,6300 0,2500 0,0630
волн, которые показаны на рис. 7.2.
Таблица 7.5. Коэффициенты
звукопроводности отверстий, щелей
и проемов при отсутствии
пространственных звукопоглотителей
Коэффи- циент	Октавная полоса со среднегеомет- рическими частотами, Гц					
	250	500	1000	2000	4000	8000
toil ТЩ1‘/	0,14	6 0,88	4 0,31	4 1,25	4 4	1 1,8
Примечания: 1. Значения и тщ ц
рассчитаны для акустически нагруженных
поверхностей. 2. Коэффициенты звукопро-
водности проемов составляют 0.5 для боко-
вой по отношению к излучателю поверхно-
сти, 0,25 — для противоположной во всех ок-
тавных полосах.
эффективности столь велики, что кабина должна рассчиты-
ваться как акустический экран.
Значения коэффициентов звукопроводности проемов в об-
ласти акустической тени кабины постоянны во всем расчетном
диапазоне частот в силу специфических особенностей формиро-
вания вторичных звуковых
Рис. 7.2 иллюстрирует
свойства кабины как объ-
емного экрана. Начиная
с частот, при которых
длина звуковой волны
в воздухе укладывается
в линейные размеры ка-
бины, появляется устой-
чивый экранирующий эф-
фект. Он нарастает с уве-
личением частоты падаю-
щих звуковых волн и со-
ставляет примерно 4,5 дБ
на октавную полосу ча-
стот при расположении
излучателя в 0,25 м от
кабины, а при уда-
10 Заказ № 50
145
лении излучателя на расстояние до 2 м снижается до
3,4 дБ.
Отсюда4 следует, что при расположении проемов на поверх-
ности, противоположной излучателю, потери акустической эф-
фективности кабины в области средних и высоких частот будут
меньше на 10—30 дБ, чем при их расположении со стороны
излучателя,?, е. на столь-
ко же будет меньше вклад
потока звуковой энергии
в суммарное звуковое
поле через проем в ка-
бину, а при отсутствии
проемов на эти значения
могут быть снижены тре-
бования к звукоизоляции
соответствующей поверх-
ности. Эти закономерно-
сти справедливы и для
боковых поверхностей ка-
бины в области акустиче-
ской тени. Однако экра-
нирующий эффект выра-
жен слабее.
Характер изменения
акустической эффектив-
ности кабины в зависимо-
сти от звукопроводности
ограждающих поверхно-
стей при наличии на аку-
стически нагруженной по-
Рис. 7.2. Характер распределения вокруг
кабины акустической нагрузки, форми-
руемой сферической звуковой волной:
/ — излучатель звука — на оси симметрии
кабины на расстоянии 0,25 м; II — 1,0 )м;
Ш — излучатель звука на уровне пола
в 0,25 м
верхности со стороны излучателя отверстия площадью до
2-10“3 м2 показан'на рис. 7.3. Минимальной звукопроводностью
обладают такие применяемые для кабин материалы, как стекло,
резина, а максимальной — фанера толщиной 15—20 мм.
Частотная зависимость акустической эффективности кабины
(при отсутствии и наличии специальных звукопоглотителей)
акустически плотной модели — без проемов, щелей и отвер-
стий— приведена на рис. 7.4. Эффективность кабины в области
низких и средних частот доожет составлять 12—20 дБ,
а в области высоких частот — 22—44 дБ. Эффективность ре-
альных конструкций много меньше, но характер частотной за-
висимости сохраняется.
Характер уменьшения акустической эффективности кабины
при наличии отверстий и щелей на акустически нагруженной по-
верхности в зависимости от площади отражает рис. 7.5. Нали-
чие отверстий снижает эффективность кабины на 6—12 дБ
в области высоких частот, а щелей — 7—9 дБ в диапазоне ча-
стот 125—500 Гц и 22 дБ на более высоких частотах.
146
Рис 7 3 Зависимость аку-
стической эффективности
кабины от звукопроводно-
сти ее ограждающих по-
верхностей (отверстие —
на акустически нагружен-
ной поверхности, специаль-
ные звукопоглотители от-
сутствуют)
Рис. 7.5. Характер сниже-
ния акустической эффек-
тивности кабины при нали-
чии на акустически нагру-
женной поверхности щелей
с размерами 1 X 100 (б),
3 X 400 (2), 3 X 4000 (/) мм
и отверстий площадью 40
(7), 400 (5), 800 (4) и
1600 (<?) мм2
Рис 7.4. Характер снижения аку-
стической эффективности акусти-
чески плотной кабины из стали и
стекла:
1 — специальные звукопоглотители от-
сутствуют; 2 — площадь звукопоглоти-
телей 30 %; 3 — 60 %
Рассмотрим пример расчета акустической эффективности кабины для
типичной схемы, предполагающей размещение силовой установки — ДВС —
под капотом, открытым снизу и примыкающим к кабине. При этом полагаем,
что глушитель всасывания расположен под капотом, а глушитель выхлопа
отработанных газов обладает высокой акустической эффективностью и на
первом этапе разработки мер шумозащиты вклад шума выпуска может не
учитываться
Описание расчетной кабины и принятые обозначения даны в табл. 7.6.
10*	147
Выражение (7.1) принимает вид
А^каб — 101g
/ 6 \
(а* У )
\	1 = 1	/
10 1g (Pt.lTi.iSj.i + Pl.2*1.2«S1.2 + p2.fT2. 1$2Л 4~
4“ Pi,2^2.2^2.2 4" Рз. 1T3.!^3.1 4" Рз.2'Гз.2'$3.2 4“ ?4.1^4.1$4.1 4“
i 4~ P4.2^4.2*^4.2 4" PsTfiSfi 4“ PeTeSfl) — 3.
Расчетные значения эффективности кабины для Pi 2=1, ₽2i = ?2.2=
= Рз । = Рз 2, Р4 1 = Рч.2 даны в табл. 7.7.
Таблица 7.6. Описание конструкции расчетной кабины
Панель, ограждающая поверхность	Индекс	Линейные размеры, м		X Й	с7 ф *5 Ф хЮ
				а	
•		Длина	Ширина	О а	S « х
Над капотом силовой уста- новки Под капотом силовой уста- новки	1.1 1.2	0,80	1,20	0,96	4 1
Правая боковая поверх- ность: верхняя половине* нижняя	»'	2.1 2.2	0,80	1,50	1,20	4 2
Левая боковая поверхность: ближе к излучателю в области акустической тени	3.1 3.2	1,60	0,75	1,20	4 3
Задняя поверхность: левая половина правая »	4.1 4.2	1,60	0.6	0,96	4 3
Потолок Пол	•	5 6	1,20	1.5	1.8	2 3
Влияние на эффективность кабины отверстия на акустически нагружен-
ной подкапотной панели 1.2 площадью 2-10“3 м2 и проема в области акусти-
ческой тени кабины, нанесенного взамен панели 3.2 площадью 1,2 м2, опре-
деленное по выражениям
" /	6	\	/6	\
Д^-каб. о =10 1g I Oj У^ Sj | — Ю 1g I PiTt’Si 4“ Pl.2^01.2/^01.2/ I —
\ i = l J	\i = I	7
ж	—3 При Sgi.2j ^S|,2j
(6	\	Г/ 6	\
Si -I — 10 1g I I Pn/Sf Рз.2^Э.2^3,2 I -|-
i = 1	7	L \ i = 1	J
4“ Рз.2^3.2^з,2 4" p3.2Tnp3.2/Snp3.2/] ,
отображает табл. 7.8. В ней даны значения потерь эффективности акустиче-
ски плотной кабины под влиянием указанных выше факторов неплотности.
Очевидно, что потери, обусловленные наличием отверстия на акустически
нагруженной поверхности и проема в области акустической тени, соизмеримы
и находятся в пределах 6—14 дБ. Расчет позволяет определить конструктив-
ные особенности кабины на стадии проектирования.
148
Таблица 7.7. Расчет акустической эффективности кабины»
к которой примыкает капотированная силовая установка
Расчетные коэф- фициенты и вы- ражения	Октавная полоса со среднегеометрическими частотами, Гц					
	250	500	1000	2000	4000	8000
а1	0.50	0,09	0,08	0,18	0,25	0,50
Pf.l	-3.0 0.156000	0,4 0,031600	-0,1 0,100000	3,4 0,031600	4,8 0,015700	7,8 0,004000
Т1.1	0,025000	0,010000	0,004000	0.0025000	0,004000	0,002000
Р1ЛТ1.151.1	0,003740	0.003000	0,000384	0,000760	0,000063	0,000008
Pl .2	I	1	I	1	1	1
Х1.2	0,001600	0,002000	0,000800	0,000250	0.000080	0,000200
Pl. 2* l.2Sl .2	0.001540	0.001920	0,000770	0.000240	0,000070	0,000192
^2.1	0,156000	0,031600	0,040000	0,015600	0,007870	0,015600
Т2.1	0.025000	0,010000	0,004000	0,002500	0,004000	0,002000
Рг.1Т2.1^2.1	0,004700	0,000380	0.000192	0,000047	0.000038	0,000038
^2.2	0,156000	0,031600	0,040000	0,015600	0.007870	0,015600
Т2.2	0.001250	0,001600	0.001600	0,002000	0,002500	0,003100
P2.2T2.2S2.2	0,000234	0,000060	0,000077	0,000037	0,000023	0,000058
Рз.1	0,156000	0,031600	0.040000	0,015600	0,007870	0,015600
Ъл	0,025000	0,010000	0,004000	0,002500	0,004000	0,002000
Рзлт3.153.1	0,004700	0,000380	0,000190	0,000047	0,000037	0,000037
Р3.2	0,156000	0,316000	0,040000	0,015600	0,007870	0,015600
Т3.2	0,000800	0,000500	0,000400	0,000800	0,001000	0,003100
Рз. 2Т3.2S3.2	0,000150	0,000018	0,000019	0,000015	0.000009	0,000058
P4.I	0,040000	0,001260	0,006300	0.003160	0,001570	0,004000
Т4.1	0,025000	0,010000	0.004000	0,002500	0.004000	0.002000
P4.1T4.1S4.1	0,000960	0,000012	0,000024	0,000008	0,000006	0,000008
Р4.2	0,040000	0,001260	0,006300	0,003160	0,001570	0,004000
Т4.^	0,000800	0.000500	0,000400	0,000800	0,001000	0,003100
P4.2T4.2S4.2	0,000030	0,000001	0,000002	0.00С0О2	0,000002	0,000012
Рв	0.015600	0,003160	0,012600	0,010000	0,003160	0,005000
Т5	0,001250	0,001600	0,001600	0,002000	0,002500	0,003100
РЛ5«	0,000035	0,000009	0,000036	0,000036	0,000014	0,000028
Ре	0.6300QO	0,012600	0,126000	0,787000	0.040000	0,050000
Ч	0,000800	0,000500	0,000400	0,000800	0,001000	0,003100
PeTeS6 6 S 1 = 1	0,000910 0,012065	0,000011 0,002652	0,000091 0,001519	0.000113 0,000537	0,000072 0,000278	0,000280 0,000623
149
Продолжение табл. 7.7
Расчетные коэф- фициенты и вы- ражения	Октавная полоса со среднегеометрическими частотами, Гц						
	250		500	1000	2000	4000	8000
6 10 1g 2 i=l	-*19,2		-25,7	—28,0	-32.7	-35,5	-32
Л£,каб’ дБ	13,2		23,0	25,0	33,1	37,3	36.8
Таблица 7.8. Расчет акустической эффективности кабины,
к которой примыкает капотированная силовая установка
Расчетные коэф- фициенты и вы- ражения	\	Октав	на я полоса со среднегеометрическими частотами, Гц				
		500	1000	2000	4000	8000
	250					
На подкапотной панели отверстие площадью 2'Ю-3 м2						
01.2	I	I	1	I	I	I
ХО1 2.1	0	6	4	4	4	1
‘ 01.2ТО1.2/5О1.2/	0,000	0,012	0,008	0,008	0,008	0,002
6 S МЛ +	0,012065	0,014693	0,009577	0.008560	0,008300	0,002623
i = l -	+ 01.2ТО1.2/5О1.2/ / 6 ю ig I 2 0Л/5/+	—19,2	—18,3	—20,2	-20,7	—20.8	—25,8
\i = l + 01.2ТО1 2/5о1.2/^ А£каб’ дБ	13,2	15,7	17,1	21,1	22,6	30,6
Потери, дБ	0 Z	7,3	7,9	11.9	14,4	6,2
На левой б	оковой пове	фхности ка	бины в обл	асти акусти	ческой тенр	I
&е.2	I 0,15600	1роем плош 0,03160	адью 1,2 м 0,04000	Р 0,01560	0,00787	0,01560
ХПр 3.2	е 0.5	0,5	0,5	0,5	0.5	0,5
03.2ХПр 3.2$пр 3.2	0,09360	0,01900	0,02400	0,00936	0.00472	0,00936
'	2	-	0,011915	0,00263	0,0015	0,00052	0,00027	0,000565
1 = 1 ”03 2T3.2S3.2 / 6 10 lg 2 0iTzst-	—9,8	—16,6	—15,9	—20,0	—23,0	-20,0
V=i “ 03.2T3.253.2 + “*"03.2Тпр3.2/ * X 5np32/^ д£каб’ дБ	3,8	14,0	12.8	20,4	24,8	24,8
Потери, дБ 4	9,4	9,0	12,2	12,7	12,5	12,0
150
7.4.	АКУСТИЧЕСКАЯ ДОВОДКА
На рис. 7.6 показаны экспериментальные частотные харак-
теристики для кабины типичного исполнения: площадь остекле-
ния 25 % > остальные панели из стали толщиной 2 мм, спе-
циальные звукопоглощающие
конструкции отсутствуют. От
воздушного шума кабина за-
щищает во всем диапазоне ча-
стот, за исключением самых
низких в октавной полосе с ча-
стотой 31,5 Гц. Звукоизлуче-
ние кабины под действием
структурного шума в области
низких и средних частот об-
уславливает отрицательную
акустическую эффективность, и
только в области высоких ча-
Рис. 7.6. Акустическая эффективность
кабины:
1 — воздушная составляющая; 2 — струк-
турная составляющая
стот она становится положи-
тельной.
Следовательно, повышение
акустической плотности ка-
бины дает однозначно положи-
тельный эффект только в об-
ласти высокочастотных шумов. В области низких и средних ча-
стот оно может иметь разную эффективность вплоть до нулевой
в зависимости от специфических условий формирования струк-
турного шума в кабине.
Поясним возможности акустической доводки кабины на примере октав-
ной полосы с частотой 500 Гц. Примем для кабины, лишенной звукоизоли-
рующих свойств, звуковое давление на уровне головы оператора равным
90 дБ, что близко к реальной ситуации. После реализации мероприятий па
защите кабины от воздушного шума (см. рис. 7.6) УЗД уменьшится на
16 дБ, т. е. до 74 дБ.
Для структурного шума, создаваемого при отсутствии кабины агрегатами
и рамными конструкциями машины, УЗД можно считать равным 70 дБ, что
также близко к реальной ситуации. Тогда в кабине под действием структур-
ного шума УЗД составит 81 дБ, а суммарный—примерно 82 дБ. Таким
образом, реальный эффект акустической герметизации кабины составит только
8 дБ. Применением специальных звукопоглотителей этот эффект может быть
увеличен до 11—12 дБ. Для дальнейшего снижения УЗД (78—79 дБ) необ-
ходимо снизить влияние на процесс шумообразования в кабине структур-
ного шума.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
7.1	Кришневский Б. А. Снижение шума на рабочих местах мелиоратив-
ных машин путем улучшения звукоизолирующих свойств кабин: Дис. канд.
техн, наук.—М.: НПО ВНИИСДМ, 1989.—269 с.
15Г
7.2.	Кришневский Б. А., Колосове кий В. П. Опыт шумозащиты операто-
ров мелиоративных машин: Обзорн. инф. — М.: ЦНИИТЭстроймаш, 1989. —
42 с.— (Сер. 3 «Мелиоративные, торфяные, лесные машины и оборудование»,
вып. 3).
7.3.	Кришневский Б. А. Проектирование звукоизолирующих кабин//Авто-
мобильная промышленность.— 1985.— № 7.— С. 17—18.
Глава 8. ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ КАПОТЫ1
8.1.	ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Среди существующих средств борьбы с шумом и вибрацией
наиболее комплексным является капотирование одного из
основных источников шума ТМ — ее энергетической установки
(ЭУ).
При формировании звукового поля под капотом возникает
ряд резонансов, величина которых зависит от массы и жест-
кости ограждающих конструкций, толщины воздушного про-
межутка между источником и стенками капота, наличия
отверстий и т>- д. Физический принцип действия звукизолирую-
щих капотов мало отличается от рассмотренного в гл. 4, за
исключением того, что наличие резонансов, отражений, измене-
ние условий излучения источника и другие конструктивные и
•акустические ’факторы резко снижают звукоизоляцию капота,
даже полностью герметичного [8.1].
Обычно попытки заключить ЭУ в абсолютно герметичный
капот в целях достижения максимальной звукоизоляции приво-
дят к значительному повышению температуры воздуха в под-
капотном пространстве, что, в свою очередь, может ускорить
разрушение машины и снизить ее экономические показатели.
Поэтому одним из основных критериев качества капотирования
можно считать степень герметичности капота —
отношение суммарной площади отверстий, проемов и щелей
к площади наружной поверхности капота (%):
п
е = -Ц^---100,	(8.1)
^кап
тде So — суммарная площадь всех отверстий в капоте, м2;
-5кап — площадь ограждающей поверхности капота, м2.
При капотировании ЭУ характер распространения звука и
теплоты под капотом, а также и за капотом существенно изме-
няется из-за разделения пространства на две зоны (между по-
верхностью ЭУ и внутренней поверхностью капота и между
1 В написаний главы принимал участие канд. техн, наук Н. С. Ша-
ров.
152
наружной поверхностью и внешним пространством) и опреде-
ляется конструктивными особенностями капота.
Таким образом, акустическая эффективность капота зависит
от большого числа факторов: формы и размеров капота, жест-
кости элементов ограждения, площади вентиляционных кана-
лов, среднего коэффициента звукопоглощения, звукоизоляции
ограждающих конструкций, коэффициента потерь и др.
Рис. 8.1. Зависимость
звукоизоляции ЭУ (—)
и температуры в под-
ка потном	простра нстве
(-------) от степени гер-
метичности капота:
/ — капоты-модули (прину-
дительная вентиляция); II —
капоты жесткого типа (ес-
тественная вентиляция, ав-
тономный забор вентиля-
ции); //Z — капоты мягкого
типа (естественная вентиля-
ция, забор воздуха из-под
капота)
Основной задачей, которая должна быть решена в первую
очередь, поскольку от этого в значительной мере зависит реше-
ние всех остальных, является обеспечение нормального тепло-
обмена под капотом. Он зависит от типа капота, суммарной
теплопроводности стенок, погодных условий, разности темпе-
ратур воздуха под капотом и во внешнем пространстве.
Распределение температуры воздуха в подкапотном про-
странстве может быть неравномерным из-за неравномерного
излучения теплоты поверхностью ЭУ, наличия аэрационных по-
токов и т. п. В этом случае тепловой режим характеризуется
эффективным значением температурного перепада для всех
ограждающих поверхностей и структур.
Наличие вентиляционных каналов в капоте, при отсутствии
принудительной вентиляции, стимулирует аэрационные про-
цессы.
Номограмма, представленная на рис. 8.1 [8.2], позволяет
определить связь между звукоизоляцией капота и температурой
подкапотного пространства через степень герметичности капота.
В зависимости от типа капота и способа вентиляции по номо-
грамме можно определить на ранних стадиях проектирования
ожидаемые значения звукоизоляции и температуры воздуха
под капотом.
8.2.	КЛАССИФИКАЦИЯ
Анализ многочисленных конструкций капотов транспортных
и других ЭУ позволил классифицировать их по таким основ-
ным признакам, как степень герметичности капота, тип матери-
153
ала ограждающих поверхностей, конструктивные особенности
виброизол'йрующих креплений и способ вентиляции подкапот-
ного пространства (рис. 8.2).
При расчете и проектировании капота для реальной ЭУ сле-
дует учитывать, что его звукоизоляция определяется не только
Рис. 8.2. Классификация звукоизоли-
рующих капотов
размерами и применяемыми
материалами, но и такими кон-
структивными параметрами,
как наличие и форма (проем,
щель, отверстие) вентиляцион-
ных каналов, установка глуши-
телей на каналы или перед
проемами акустических экра-
нов, размеры ЭУ, расположе-
ние вентиляционных каналов
по отношению к расчетной
точке и ряд других.
Расчетные конструктивные
схемы жестких капотов в соот-
ветствии с предложенной на
рис. 8.2 классификацией и с уче-
том перечисленных конструк-
тивных факторов, влияющих на
акустическую эффективность
капота, могут быть сведены
к шести основным типам
(табл. 8.1).
Разработанная классификация позволяет с учетом номо-
граммы (рис. 8.1) выбрать расчетную схему проектируемого
капота.
8.3.	ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Проектирование капотов представляет собой поиск компро-
мисса ме>кду требованиями технического задания, предписы-
вающими обеспечить нормативные УЗД в рабочей зоне, и воз-
можностями науки и техники на данном, этапе их развития.
Как уже говорилось, герметичность капота должна быть та-
кой, чтобы qh, обеспечивая требуемую звукоизоляцию, не пре-
пятствовал нормальному теплообмену в подкапотном про-
странстве.
Капот, являясь комплексным средством снижения шума
в рабочей зоне ТМ, содержит элементы, снижающие передачу
воздушного шума, структурного шума и теплоты.
К элементам, снижающим передачу воздушного шума, отно-
сятся: стенки капота, звукоотражающие экраны подкапотного
пространства, глушители шума, уплотняющие узлы и про-
кладки.
154
Таблица 8.1. Классификация конструктивных схем жестких каркасных разборных капотов ТМ
w
VI
Тип капота	Степень герме- тичности, %		Схема			Обозначения на схемах	Область применения
Закрытый (в стенках имеются небольшие кон- струкционные отверстия)	€<0,05			я	л	1 — ограждающие кон- струкции капота; 2— ЭУ; 3 — поддон капота; 4 — вентиляционное окно в виде щели; 5 — глу- шитель капота на вен- тиляционном окне; 6 — акустический экран; 7 —	Шумозащищенные уста- новки, не выделяющие при работе избыточной теплоты
Открытый (звук беспре- пятственно проходит из- под капота через венти- ляционные каналы в ви- де свободных проемов внизу, на торце и т. д.) Полузакрытый (с венти- ляционными каналами- щелями)	8 >0,25 0,05 <е <0,25				л к2 р ^2	вентиляционное окно ка- пота	Шумозащищенные уста- новки с незначительным (до 10 дБ) превышением УЗД Шумозащищенные уста- новки с принудительной вентиляцией и установ- кой на вентиляционные каналы капота активных глушителей или звукоот- ражающих экранов
Продолжение табл 8.1.
Тип капота	Степень герме- тичности, %	Cxefca	Обозначения на схемах
Область применения
Полузакрытый с глуши-
телем <	•
Полузакрытый с экра-
ном
Комбинированный (вен-
тиляционные каналы
защищены как актив-
ными глушителями, так
и экранами)
1 — ограждающие кон-
струкции капоту; 2 —
ЭУ, 3 — поддон капота;
4 — вентиляционное окно
в виде щели; 5 — глу-
шитель капота на
тиляционном окне; 6 —
акустический экран. 7 —
вентиляционное окнб ка-
пота
вен-
Шумозащищенные уста-
новки с принудительной
вентиляцией и установ-
кой на вентиляционные
каналы капота активных
глушителей или звукоот-
ражающих экранов
Передаче структурного шума препятствуют виброизолиру-
ющие крепления капотированной ЭУ и самого капота, вибро-
поглощающие структуры стенок капота, виброизолирующие
узлы и прокладки, виброгасители, антивибраторы и виброза-
держивающие массы.
Снизить теплопередачу позволяют пассивная (щелевая) и
активная вентиляция подкапотного пространства, теплоизоли-
рующие структуры стенок капота.
Характерными особенностями капотов ТМ являются:
незначительная толщина воздушного слоя в подкапотном
пространстве по сравнению с максимальными размерами ка-
пота;
повышенное тепловыделение в воздушном подкапотном про-
странстве;
прохождение трубопроводов и электрических кабелей ЭУ
через конструкции капота;
наличие технологических отверстий, вентиляционных кана-
лов и смотровых окон, необходимых для эксплуатации ЭУ.
Выбор структуры ограждающих поверхностей. Выбор струк-
туры ограждающей поверхности должен обеспечивать опти-
мальные сочетания числа слоев, толщин и типов материалов
структуры и геометрических размеров ограждений для дости-
жения требуемых акустических и теплотехнических параметров.
Чередование слоев в структуре определяется в первую очередь
степенью герметичности капота и температурой воздушной среды
в подкапотном пространстве. При невысокой степени герме-
тичности капота — более 0,2 % — первый (по отношению к ЭУ)
слой должен обеспечивать эффект звукопрозрачности. Для этого
среды по обе стороны от него, т. е. со стороны ЭУ — воздух,
а с другой стороны — очередной слой, должны обладать сред-
негеометрическим характеристическим импедансом, равным
характеристическому импедансу первого слоя. У капотов, обла-
дающих высокой герметичностью, первый слой (по отношению
к капотированной ЭУ) должен обеспечивать максимальную
звукоизоляцию. Для этого характеристические импедансы слоя
и сред должны быть рассогласованы, а среды должны быть
практически одинаковы. Последнее условие обеспечивается
в полной мере только для слоистой структуры в целом, когда
по обе стороны от нее находится воздух.
Первый слой должен обладать максимальной термостой-
костью в диапазоне температур воздуха подкапотного про-
странства или в любом температурном диапазоне.
В качестве основного конструкционного материала для
ограждающих поверхностей капота применяется металлический
лист. Предпочтение отдается алюминиевым сплавам, легко
обрабатываемым, имеющим малую плотность и хорошие тепло-
отражающие свойства. На внутренние поверхности стенок капота
157
наносятся звуко- и вибропоглощающие слои: защитная звуко-
прозрачная пленка или тонкий (толщиной не более 1 мм) за-
щитный лист, лучше из алюминиевых сплавов с перфорацией-
Каждый из слоев имеет свои характерные свойства.
Целесообразно применение в конструкции капота стекло-
пластика, например для изготовления рамок, которые, будучи
соединены друг с другом, образуют пространственную бескар-
касную ограждающую конструкцию. Звукоизолирующие свой-
ства стеклопяастиковых рамок выше, чем металлических, на
2—4 дБ, кроме того, стеклопластик — коррозионно стойкий ма-
териал. Применение стеклопластика снижает металлоемкость,
капота в среднем на 30—35 %, не ухудшая при этом его экс-
плуатационных качеств.
Выбор звукопоглощающего и вибродемпфирующего покры-
тий. Звукопоглощающая облицовка внутренних поверхностей
капота является дополнительным средством увеличения era
акустической эффективности, в особенности на высоких часто-
тах, когда в воздушном пространстве капота укладывается це-
лое число половин длин волн звука и образуется резонанс стоя-
чей волны. Такие резонансы можно устранить с помощью зву-
копоглощающих материалов [8.1]. При этом внутренние потери
практически "увеличивают не максимальные (пиковые) значе-
ния звукоизоляции структуры, а минимальные, расширяют ча-
стотный диапазон эффективной звукоизоляции и сглаживают
нежелательные резонансные явления в целом в структуре. Эф-
фективность применения звукопоглощающего материала
(ЗПМ) тесно связана с толщиной и степенью герметичности
капота. Для капотов со степенью герметичности е = 0,05 4-0,08
увеличение толщины ЗПМ сказывается в большей степени на
низких и средних частотах (табл. 8.2). С ростом частоты зву-
коизоляция снижается.
Кроме того, акустическая эффективность капота зависит от
площади облицовки ЗПМ. При облицовке 15 % внутренних
ограждающих поверхностей капота с е = 0,05 4- 0,09 °/о era
эффективность возрастает на 5—10 дБ в диапазоне частот
125—8000 Гц (рис. 8.3). Увеличение площади облицовки до
50 % дает дополнительный эффект — 4—6 дБ, а до 100 % —
7—13 дБ, главным образом на высоких частотах (в диапазоне
2000—8000. Гц).
Пленка, закрывающая звукопоглощающий материал, сни-
жает коэффициент звукопоглощения облицовки в области вы-
соких частот, что приводит к некоторому уменьшению эффек-
тивности капота. Однако в низкочастотном диапазоне пленка
почти не оказывает влияния на эффективность (табл. 8.3).
Иная картина наблюдается в. открытых капотах, имеющих
проемы: наличие защитной пленки почти не сказывается на их
акустической эффективности.
158 *
Защитный металлический лист при высокой степени герме-
тичности капота может играть роль дополнительного фильтра
звуко- и теплоизлучений под капотом (табл. 8.4).
"Таблица 8.2. Эффективность, дБ,
капотов, облицованных эластичным
пенополиуретаном марки ППУ-ЭТ,
при е > 0,09 %
Октавная полоса со среднегеомет-
рической частотой, Гц
125 250 500 1000 2000 4000 8000
30 6
50 9
22 26 26
25 28 29
27 28
29 30
Рис. 8.3. Акустическая эффективность
капотов при облицовке звукопогло-
щающим покрытием:
/ — 100 % площади капота; 2 — 75 %; 3 —
50 %; 4 — 15 %; 5 — без облицовки
Увеличение эффективности капота достигается также при-
менением вибродемпфирующего покрытия (ВДП) в сочетании
со звукопоглощающим, что увеличивает коэффициент потерь
стенки капота и снижает влияние собственных частот огражда-
ющих конструкций капота на его звукоизолирующие свойства
(рис. 8.4).
Проектирование двухстенных и мягких капотов. Замена
юдностенного капота двухстенным позволяет увеличить общую
поверхностную плотность более чем вдвое (до значений 10—
15 кг/м2), что дает возможность увеличить акустическую эффек-
тивность капота на 7—13 дБ во всем частотном диапазоне. Но
Таблица 8.3. Зависимость акустической эффективности, дБ,
звукоизолирующих капотов,
облицованных стекловолокиистым материалом АТМ-3,
от наличия защитной пленки	4
Тип капота	1 X св <L> <П в; «V С X « xg Ч Ь св X -	Октавная полоса со среднегеометрической частотой, Гц							
		63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Закрытый			9	10	И	18	21	21	24	30
	+	7	8	8	8	13	13	15	17
Открытый	—	2	5,5	10	11	8,5	8	11	12
	+	2	5,0	9	10	8,0	9	10	10
159
Таблица 8.4. Варианты использования защитного металлического листа
в структуре капота
Тип капота или степень его герметичности	Вентиляция подкапотного пространства	Наличие перфорации
Капот-модуль’ 0,05	Е 0,16 0,16	0,25	Принудительная Принудительная (стенки капота отражают тепло) Естественная или прину- дительная (стенки капо- та поглощают тепло)	+ 1 +
если в конструкции двухстенного капота имеются незащищен»
ные вентиляционные каналы, его эффективность падает на 5—
12 дБ, приближаясь к эффективности одностенного капота
[8.3].
Рис 8.5. Акустическая эффективность
одно- и двухстенных звукоизолирую-
щих капотов (1100 X 700 X 900 мм) :
/ — сталь толщиной 1,5 мм. 2 — сталь
(1,5 мм)+пенополиуретан (40 мм); 3 —
два слоя стали (по 1,5 мм); 4 —два слоя
стали (по 1,5 мм)+ пенополиуретан
(40 мм) между ними
Рис. 8.4 Акустическая эффективность
капота (/—3 — бескаркасных; 4 —
каркасного) при различных значе-
ниях герметичности (е) и составе
слоистой структуры стенок (виб-
родемпфирующее + звукопоглощаю-
щее покрытие):
/ — 8 = 0,15%, без покрытий; 2 — 0,15%,
«Агат» + ATM; 3 — 0,25 %, «Агат» + ATM;
4 — 0,15 %, ВМЛ + ATM
Акустическая эффективность герметичного двухстенного ка-
пота каркасного типа без звукопоглощающей облицовки равна
эффективности одностенного капота с облицовкой (кривые 2
и 3 на рис. S.5), за исключением области низких частот, где
AL — двухстенного капота выше: Двухстенные капоты могут
применяться для звукоизоляции низкооборотных энергетических
160
установок. Использование звукопоглощающего покрытия уве-
личивает акустическую эффективность двухстенного капота во
всем диапазоне частот (кривая 4 на рис. 8.5), причем на высо-
ких частотах эффективность превышает 50 дБ [8.4].
Применяются и мягкие звукоизолирующие капоты, изготов-
ленные из резины, брезента, плотных и тяжелых тканей на син-
Рис. 8.6. Акустическая эффек-
тивность звукоизолирующего
капота из различных типов
материалов:
1 — сталь толщиной 0,6 мм, т' =
= 4,8 кг/м2; 2 —сталь (1,0 мм,
7,8	кг/м2);	3 —сталь (1,5 мм,
11,7 кг/м2); 4 — стеклопластик (2 мм,
1,9 кг/м2); 5 — ткань (5 мм, 7 кг/м2)
тетической основе. Тканевые конструкции используются также
в сочетании с жесткими массивными ограждениями для изго-
товления отдельных деталей капота, облегчающих доступ к эле-
ментам капотируемой установки.
Графики зависимости акустической эффективности герме-
тичных звукоизолирующих капотов от типа применяемого
для ограждающих поверхностей материала (рис. 8.6) пока-
зывают:
для стального листа всех толщин в диапазоне частот от 400
до 2500 Гц доминирует влияние массы стенки, и эффективность
капота возрастает с увеличением толщины материала (кривые
1—3 на рис. 8.6); в высокочастотном диапазоне эффективность
снижается в зоне резонансных частот колебаний однослойных
стенок капота; разница в эффективности капотов при увели-
чении толщины стенки капота в два раза составляет 5—7 дБ;
для неметаллических материалов стенок капота (кривые 4
и 5 на рис. 8.6) влияние поверхностной массы отмечается
в диапазоне частот до 4000 Гц, и капоты в этом диапазоне ча-
стот обладают достаточно высокой эффективностью.
В констукциях капотов могут найти применение и более
легкие материалы, такие как синтетическая ткань с антипире-
новым нитроцеллюлозным покрытием типа АЗТС; полиамидная
пленка толщиной до 0,5 мм. Капоты из таких материалов могут
временно устанавливаться на ЭУ транспортных машин. Акусти-
ческая эффективность легких мягких капотов (2—10 дБ) суще-
П Заказ № 50	161
Рис. 8.7. Акустическая эффективность
облицованных и необлицованных зву-
коизолирующих капотов мягкого, и
жесткого типов:
/ — сталь (1,5 мм); /' — сталь (1,5 мм) +
+ ЗПМ (40 мм); 2 — синтетическая ткань
TKnfr АЗТС; 2' - АЗТС + ЗПМ (40 мм);
3 — синтетическая пленка
тренней поверхности слоем легкого звукопоглотители толщиной
ственно ниже, чем стальных (рис. 8.7), однако облицовка вну-
ке более 30 мм позволяет существенно (от 4 до 20 дБ) повы-
сить акустическую эффективность, особенно в области высоких
частот.
Выбор формы и размеров капота. Существует связь между
акустической эффективностью капота и его формой [8.5]. Так,
повышение звукоизоляции ка-
пота на низких частотах дости-
гается снижением его первой
резонансной частоты за счет
увеличения механической же-
сткости конструкции капота.
Этого можно достичь, придав
ограждающим конструкциям
капота цилиндрическую или
сферическую форму или увели-
чив расстояние между огра-
ждающими поверхностями ка-
пота и ЭУ [8.6]. Акустическая
эффективность капота сфериче-
ской или полусферической
формы в области низких ча-
стот на 10—30 дБ выше, чем
плоскостенных таких же объе-
мов.
В сочетании же со звукопо-
глощающей облицовкой вну-
тренней поверхности капота и
наружным вибродемпфирующим покрытием придание капоту
сферической, цилиндрической или полусферической формы по-
зволяет увеличить эффект звукоизоляции практически во всем
диапазоне частот. На низких частотах благодаря большей же-
сткости таких капотов звукоизоляция растет за счет смещения
резонансных частот в среднечастотную область, где эффектив-
ность вибродемпфирующих покрытий достаточно высока. В об-
ласти средних частот эффект нанесения вибродемпфирующего
покрытия эквивалентен увеличению динамической жесткости ка-
пота. В высокочастотной области звукоизоляция капота растет
как за счет вибродемпфирующего покрытия, увеличивающего
потери энергии при колебаниях оболочки капота, так и за счет
применений звукопоглощающей облицовки.
Зависимость между эффективностью звукоизоляции капота
и его размерами неоднозначна: с увеличением размеров капота
и соответственно объема подкапотного пространства увеличи-
вается площадь его излучающей поверхности, но при этом и
интенсивность звуковой энергий, падающей на внутренние
стенки капота, уменьшается.
162.
Автором работы [8.6] доказано, что для капотов с приве-
денным коэффициентом звукопоглощения d = 0,5 при увеличе-
нии размеров капота на 40 % его эффективность возрастает
всего на 1 дБ, а при d=0,8 — на 2,5—4,5 дБ. Улучшению аку-
стических характеристик капота при увеличении его размеров
способствует нанесение вибропоглощающих покрытий, которое
приближает звукоизоляцию стенок капота к значениям соот-
ветствующим закону масс [8.6].
Исследования реальных капотов ЭУ с незначительной пло-
щадью облицовки показали, что в низкочастотном диапазоне
акустическая эффективность слабо зависит от размеров капота.
Так, в диапазоне частот от 125 до 250 Гц при увеличении объ-
ема капота в 4 раза его эффективность возросла всего на 2—
4 дБ, а в средне- и высокочастотном диапазонах — на 7—9 дБ
[8.3]. Значит, ввиду нецелесообразности увеличения размеров
капотов ТМ данный путь увеличения акустической эффектив-
ности капота неприемлем.
Геометрические размеры (длина и ширина) стенки капота
или его разборной (съемной) плоской части должны быть вы-
браны такими, чтобы в минимальный из указанных размеров
укладывалось больше 5—6 длин изгибных волн Л,из при жест-
кой заделке по контуру и более 3—4 длин изгибных волн при
ее свободном опирании,
lH3 = VhW,	(8.2)
где h — толщина стенки капота, м.
Проектирование вентиляционных каналов и окон капота.
Одним из основных факторов, отрицательно влияющих на эф-
фективность капота, является наличие технологически необхо-
димых вентиляционных каналов, окон или неплотностей в ка-
поте. Большую роль при этом играют размеры и форма канала
(проем, отверстие, щель). В зависимости от соотношения длины
волны падающего звука и размеров проема или ширины щели
акустическая эффективность капота при одной и той же пло-
щади вентиляционного канала может колебаться в значитель-
ных пределах.
На рис. 8.8 показана акустическая эффективность капота
при различной площади вентиляционных каналов в виде щелей
и проемов,’ а на* рис. 8.9 — вентиляционных каналов в виде
отверстий (на частоте 1000 Гц).
Очевидно, что вентиляционные каналы существенно сни-
жают акустическую эффективность капота: даже наличие не-
значительных по площади проема или щели снижает Д£Кап на
10—20 дБ в диапазоне частот 250—8000 Гц, а при увеличении
площади проема до 4 % Д^кап снижается еще на 8—10 дБ,
достигая минимума при площадях свыше 6 %.
Причем ДАкап капота со щелью на высоких частотах на
3—5 дБ больше, чем капота с проемами той же площади. Наи-
11*
163
более высока акустическая эффективность капотов с вентиля-
ционными каналами в виде отверстий: по сравнению с эффек-
тивностью капотов, имеющих проемы равной площади, она
выше на 7—14 дБ.
Рис. 8.8. Зависимость аку-
стической эффективности об-
лицованных капотов от пло-
щади (% от площади ка-
пота) вентиляционных кана-
лов в виде проемов (2—6)
и щелей (2'—6')‘
1 — без щелей и проемов; 2,
2'-0,5 %; 3, 3'- 1 %; 4, 4'- 2 %;
5, 5' — 4 %; 6, 6' —6%
Немаловажную роль играет место расположения проема
в капоте. Так, наличие проема на боковой стенке необлицован-
ного открытого капота снижает его акустическую эффектив-
ность на средних и высоких частотах по сравнению с закрытым
Рис 8.9. Зависимость акустиче-
ской эффективности капота от пло-
щади (% 'от площади капота)
вентиляционных отверстий So и
площади звукопоглощающей об-
лицовки 50бл(%):
1 — герметичный капот; 2 — Soe0,5 %;
3-1 %; 4-2%; 5-4%; 6-6%
капотом на 3—И дБ, тогда как наличие проема в поддоне —
лишь на 2—4 дБ. Целесообразно поэтому располагать вентиля-
ционные каналы на крыше или в поддоне капота. Высокой аку-
стической эффективности капота позволяет достичь защита вен-
тиляционных каналов акустическими экранами или специаль-
ными глушителями шума, эффективность которых должна быть
не меньше Звукоизоляции стенок капота.
Виброизоляция. Виброизоляторы устанавливаются на опор-
ные поверхности капота и в местах прохода трубопроводов и
электрических кабелей через ограждающие поверхности. Жела-
164
тельно, чтобы виброизолирующее крепление капота по отноше-
нию к ЭУ было двухкаскадным. Для ЭУ могут быть исполь-
зованы серийно изготавливаемые виброизоляторы типа АКСС,
АП и АЧ (арочные), ЭСА и др.
К эффективности звуко- и виброизоляции коммуникаций
(трубопроводов, валопроводов, электропроводки) предъявля-
ются те же требования, что и к эффективности ограждающих
поверхностей капота. Трубопроводы и электрические кабели
лучше группировать и проводить через капот в нижней части
и со стороны поверхности, имеющей меньшую площадь. В ме-
стах прохода трубопровода необходимо устанавливать уплот-
нительные мембраны, диаметр которых должен в 2—2,5 раза
превосходить диаметр трубопровода. Мембрана представляет
собой структуру из 2—3 слоев резины каждый толщиной не
более 1,5—2 мм, разделенных промежутками в 3—5 мм. Тру-
бопроводы под капотом следует демпфировать и снабжать ви-
броизолирующими элементами: резиновыми рукавами, шлан-
гами, патрубками или сильфонными компенсаторами.
Для валопроводов в качестве виброизоляторов можно при-
менять муфты с резиновыми и металлическими упругими эле-
ментами.
Последовательность проектирования. Процесс проектирова-
ния капота ЭУ может быть разделен на следующие основные
этапы:
1)	анализ акустических и теплотехнических характеристик
ЭУ, ее конструктивных особенностей, требований к рабочей
зоне, изложенных в техническом задании на проектирование
капота;
2)	разработка предварительной схемы капотирования ЭУ
(в нескольких вариантах);
3)	выбор структуры ограждающих поверхностей капота,
элементов, снижающих воздушный и структурный шум и тепло-
передачу, определение геометрических размеров капота;
4)	расчет акустических и теплотехнических параметров ка-
потированной ЭУ и УЗД в расчетных точках рабочей зоны;
5)	уточнение геометрических размеров капота, структуры и
элементов капота (см. п. 3) по результатам расчета;
6)	разработка общего вида капотированной ЭУ (сбороч-
ного чертежа), чертежей основных узлов и элементов капота;
7)	создание рабочей конструкторской документации на ка-
пот;
8)	изготовление опытного образца и его комплексное испы-
тание;
9)	изготовление опытной партии капотов.
Типовой набор конструктивных элементов звукоизолирую-
щего капота ЭУ включает:
ограждающие поверхности, состоящие из рамки (каркаса),
панели (с узлом прохода трубопровода, глушителем проема,
165
Таблица 8.5. Звукоизоляция мягких каркасных и жестких бескаркасных капотов
Звукоизоля- ция, дБА	Тип капота <1	•	Материал капота		Звукопоглощающая облицовка			Степень герме- тичности, % ч
		Тип V	Толщина, мм *	Тип	Толщина, мм	Площадь, < %	
3—5	Жесткий	Сталь	1,5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	50	Св. 0,25
7—9	Мягкий	Ткань АЗТС	0,5			—	—	До 0,05
10—12	Жесткий	Сталь	1,5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	75	Св. 0,25
13—15	Жесткий	Сталь	1,5	Стекломаты марки АТМ-3	20	75	0,05-0,25
	»	»	1,5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	50	0,05—0,25
	»	»	1,5			—	—	До 0,05
15—18	Мягкий	Ткань АЗТС	0,5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	100	До 0,05
	Жесткий	Фанера	15,0	То же	40	75	0,05—0,25
	»	Сталь	1,5	»	40	100	Св. 0.25
18—21	Жесткий	Сталь	1,5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	75	0,05—0,25
	»	»	1,5	То же	40	15	До 0,05
21—24	Жесткий	Сталь	1,5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	100	0,05—0,25
24—28	Жесткий	Сталь	1,5	Стекломаты марки АТМ-3	20	100	До 0,05
	»	»	» 1 »5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	50	До 0,05
29—32	Жесткий	Сталь	1,5 i	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	75	До 0,05
	»		1,5	Синтетический войлок	10	100	До 0,05
33—36	Жесткий	Сталь	1,5	Пенополиуретан марки ППУ-ЭТ	40	100	До 0,05
смотровым окном), звуковибропоглощающего покрытия, кре-
пежа;
виброизолирующие крепления;
основание с изоляцией, включая кронштейн и крепеж;
узел уплотнения капота с основанием (собственно уплотне-
ние и крепеж);
внутренние перегородки (акустические экраны с ЗПМ или
без ЗПМ).
Таблица 8.6. Рекомендуемый материал капота
в зависимости от требуемой акустической эффективности
Требуемая акустическая эффективность, дБА	Поверхностная плотность материала, кг/м2	Тип материала
До 10 Св. 10 до 20 Св. 20	До 4 Св. 4 До 10 Св. Ю	Плотная тяжелая ткань, синтетическая пленка Сталь, алюминий, стек- лопластик Двухслойный из стали пли алюминия
Практические рекомендации. С точки зрения увеличения эф-
фективности шумозащиты и снижения металлоемкости пред-
почтение следует отдавать бескаркасному разборному капоту
жесткого типа, к тому же и наиболее технологичному
(табл. 8.5). В качестве конструктивного материала для огра-
ждающих панелей капота в зависимости от требований к аку-
стической эффективности используются материалы с разной
поверхностной плотностью (табл. 8.6).
Капот должен полностью охватывать ЭУ и устанавливаться
с воздушным зазором по отношению к ней не менее 100 мм.
Для обеспечения требуемого температурного режима ЭУ
необходимо предусмотреть систему вентиляционных каналов,
которые следует снабжать глушителями шума или защищать
акустическими экранами. Акустическая эффективность глуши-
телей и экранов должна быть не меньше, чем у ограждающих
панелей капота. Площадь вентиляционных каналов и необхо-
димых технологических отверстий должна быть минимальной.
Внутренние поверхности капота, акустических экранов и
глушителей облицовываются звукопоглощающим материалом.
Для защиты звукопоглощающего материала от пыли и выдува-
ния его следует покрывать защитной пленкой или стекло-
тканью, а для предохранения от механических повреждений —
перфорированным листом (коэффициент перфорации не менее
25—30 %) или металлической сеткой.
Рекомендуемая площадь звукопоглощающей облицовки —
не менее 75 % от площади ограждающих поверхностей капота.
На внутренние стенки ограждений капота надо наносить
вибропоглощающее покрытие (лучше мастичного типа).
167
При необходимости визуального наблюдения за показа-
ниями контрольных приборов смотровые окна должны иметь
двойное остекление.
4 Необходимо предусматривать виброизоляцию ЭУ и капота
от рамы, при этрм капот к раме или поддону крепят через ре-
зиновую прокладку, а ЭУ устанавливают на раму через рези-
нометаллические виброизоляторы.
Имеющиеся на ЭУ коммуникации (трубопроводы, валопро-
воды и др.) следует также виброизолировать.
8.4. РАСЧЕТ ЗВУКОИЗОЛЯЦИИ
Упрощенный расчет. Существующие методы расчета акусти-
ческой эффективности капотов в свободном пространстве осно-
ваны на теориях волновой, геометрической и статистической
акустики 18-7].
В работе [8.8] на основе теории волновой акустики пред-
ложена модель для расчета эффективности однослойного гер-
метичного капота, описываемая зависимостью
ЗИ^г, = 101g [(1 + R -L-) sin2 kl +
-f-	---sin — cos ^]} •	(8-3)
где R, m', S — сопротивление, поверхностная плотность и жест-
кость стенок капота, расположенных параллельно друг другу
на расстоянии 1',-рс— акустический импеданс воздушного слоя;
k — волновое число; <в — угловая частота.
На основе этой же теории эффективность герметичного ка-
пота ДАкап, дБ, с учетом вклада звуковой вибрации в акусти-
ческое поле капота может быть определена по формуле, пред-
ложенной в работе [8.10]:
ALran = 101g {8 (fe/<o2m')2 [feZ/sin kl]3 + П3[ 1 + j(-g-)ctg kljJ,
' .	(8.4)
где k — pc2/l — волновой параметр; Z& — полный акустический
импеданс звукопоглощающей структуры стенок капота.
Расчетные модели волновой акустики могут использоваться
в области низких частот (ниже 300 Гц), где собственные ча-
стоты колебаний имеют ярко выраженную дискретную струк-
туру.
Теория геометрической акустики позволяет рассматривать
кроме распространения звука от источника и его отражение от
стенок капота. Н® из-за того что реальные поверхности капотов
помимо отражающих свойств обладают и свойством рассеивать
падающие на них звуковые волны, теория геометрической аку-
168
стики не нашла широкого применения для расчета акустической
эффективности капотов.
На основании положений статистической акустики для ча-
стот, на которых длина звуковой волны меньше размеров ка-
пота, получена зависимость [8.6]
(1 — У*, 5к4ак4/5к I
—------------- х
У SkI^ki	J
1 = 1	7
X ( Е SKi . 10-°’13й«Ч £	• 10“°ЛЗИ*),	(8.5)
где Wu, Wn — соответственно звуковая мощность, излучаемая
источником шума и прошедшая через капот; sKi и ак, — пло-
щадь и коэффициент звукопоглощения i-ro звукопоглощающего
элемента капота; SK«, — площадь и звукоизоляция i-x
отдельных стенок капота; Зф£, ЗЯф, — площадь i-ro отверстия
капота и его звукоизоляция; 5К — общая площадь внутренних
поверхностей стенок капота.
Предложенная расчетная формула позволяет учесть раз-
меры капота и наличие звукопоглощающей облицовки.
Формула, приведенная в работе [8.10], учитывает большое
число конструктивных и прочих факторов (в частности, пло-
щадь ограждений и объем капота, средний коэффициент погло-
щения, звукоизолирующую способность элементов ограждения,
коэффициенты поглощения отдельных ограждающих конструк-
ций и т. д.):
Д£каП = 101g {Sa [aQ + 10~°‘,зя 4- Я] + S& 4- mV} -
— 101g{SK • 10“°’13Я},	(8.6)
где Зев — полная площадь внутренней поверхности капота;
аш — приведенный коэффициент звукопоглощения стенок ка-
пота; ЗИ — звукоизоляция стенки капота; И — поправка; т' —
постоянная молекулярного затухания; V — объем воздушного
пространства под капотом; Siat— полное звукопоглощение вну-
тренних стенок капота и остальных поверхностей.
Л. Твид и Д. Три [8.11], исследовав точность основных
расчетных моделей капотов, установили, что для необлицован-
иого капота в области низких частот (ниже 300 Гц) наиболее
точной является расчетная модель, предложенная Джексоном
(рис. 8.10,а). Однако в области более высоких частот данные
расчетов по теории Джексона отличаются от эксперименталь-
ных на 5—35 дБ.
Для капота со звукопоглощающей облицовкой (рис. 8.10,6)
в области низких частот^георетическая модель Джексона обес-
169
печивает несколько более точное определение акустической эф-
фективности капота. Но с учетом того, что в капоте со звуко-
поглощающей облицовкой резонансные пики и провалы в кри-
вой эффективности значительно сглаживаются, теория Вера
обеспечивает большую
точность, хотя разница ме-
жду расчетными и экспе-
риментальными данными
достигает 10 дБ.
Все приведенные рас-
четные формулы могут ис-
пользоваться для ориен-
тировочной оценки аку-
стической эффективности
капота.
Уточненный
Специфической
ностью конструкций ка-
пота ТМ является то, что,
как правило, он представ-
ляет собой замкнутый
объем небольших разме-
ров и его конфигурация не
повторяет контуров заглу-
шаемой ЭУ. В связи с этим
можно считать, что звуко-
вое поле под капотом, яв-
ляющимся малым объе-
мом, может быть разде-
лено на две области: диф-
фузного звукового поля
(начиная с определенной
частоты f /диф благо-
царя многократному отра-
расчет,
особен-
Частотные характеристики не-
эффективности необлицовап-
и облицованного (б) капотов:
Рис. 8.10.
стической
ного (а)
1 — экспериментальная; 2 — рассчитанная по фор-
мулам Вера; 3 — Джексона; 4^— Джангера
жению звуковых волн от
непараллельных поверхностей капота и ЭУ) и поля единич-
ных отражений (f < /диф).
Границы диффузности звукового поля под капотом могут
быть определены как
г ____ 1 пе f 180
/диф-12&р zK/K/K_/r/%K
(8.7)
где I*, I2, 1з— линейные размеры капота, м; /£, /з — ли-
нейные размеры источника шума, м.
Для расчета акустической эффективности капотов различ-
ного конструктивного исполнения может быть применен метод
статической акустики, основанный на использовании энергети-
170
ческого принципа суммирования сигналов и учета дифракции
звука от различных элементов капота.
Расчет выполняют при следующих предположениях:
резонансные явления в замкнутых объемах не учитываются;
источники излучают некогерентные звуковые сигналы;
источники звука, расположенные под капотом, являются
ненаправленными излучателями;
вклад звуковой вибрации не учитывается (обеспечена до-
статочная виброизоляция капотируемой установки и капота);
замкнутый объем характеризуется средним коэффициентом
звукопоглощения (а),
Е aiSi
° = -------=
Е*
1 = 1
__ ~Ь 4" "Ь ttuAl *~Ь апр*^пр ~Ь ао^о (8 8)
“	^ + 5и + з; + 5щ + 5пр + 50	’	• '
где О-п» Ctn, аи, ащ, апр, а0 — коэффициенты звукопоглощения
соответственно облицованных и необлицованных внутренних
поверхностей капота, поверхности источника, щелей, проемов,
отверстии, (Хщ = ctnp = а© == Sn> Sn> Sh, 5щ, Sup, So пло-
щади облицованных и необлицованных внутренних поверхно-
стей капота, источника, щелей, проемов, отверстий, м2.
При расчете вводятся следующие обозначения:
k — волновое число, k = со/с;
со — угловая частота, со = 2nf;
а — эквивалентный размер отверстия, м;
в = [-^г +	(1 + гу,	(8.9)
L ив»	J
где х — коэффициент, учитывающий влияние ближнего акусти-
ческого поля и принимаемый в зависимости от отношения рас-
стояния г между акустическим центром источника и расчетной
точкой к максимальным габаритным размерам источника шума
(определяется по графику на рис. 3.2); Q — пространственный
угол, в котором происходит излучение источников (для капота
Q = 2л); ф — коэффициент, учитывающий нарушение диффуз-
ности звукового поля (принимается по графику на рис. 3.3);
А — эквивалентная площадь звукопоглощения под капотом, м2,
А = SazSi;
i = 1
+-тг]<' + г>’;
G TorpSopp,
(8.10)
(8.И)
(8.12)
171
где Sorp — площадь ограждающей панели капота со звукопро-
водностью Тогр,
Torp=10~0,I3"orp,	(8.13)
ЗИотр — звукоизоляция ограждающих поверхностей капота, дБ;
Т* —	(Я 1дч
~ <о2/39? + 0,7а2/320 '•	’
М- e- + oSw;	<8J5>
H = Sap&,	(8.16)
а/d b/d
где Snp — площадь проема, м2,	&= I (	>---
;	о о 1 х у'
коэффициент, учитывающий излучение звука проемом (при-
2Sm • 102
f
нимается по номограмме,
приведенной на рис. 8.11,
где а, b — размеры проема,
м; d — расстояние расчет-
ной точки от него, м)
[8.12];
тгл=10-0’,йЧ (8.17)
где тгл — коэффициент зву-
копроводности глушителя;
ДДгл — акустическая эффек-
тивность глушителя, дБ;
0.1£_
тэ=10	,	(8.18)
где тэ — коэффициент звуко-
проводности экрана; Д£.э —
акустическая эффективность
экрана;
D
1тг _|_ 0,368 (4 1g- 1] +
I LViu	\ Б W / J
-|- 1} 1 arctg-y-,
(8.19)
где Зщ — площадь щели, м2; т — коэффициент, характеризу-
ющий расположение щели (т = 1 для щели в середине ограж-
дения капота; т = 0,5 для щели по краю ограждения); бщ, Ьщ,
1Щ — соответственно глубина, ширина и длина щели, м;
р ____ А
°кап----
(8.20)
172
где Вкап — постоянная капота, м2.
В табл. 8.7 приведены аналитические выражения, составлен-
ные с использованием принятых обозначений и позволяющие
Таблица 8.7. Расчетные зависимости акустической эффективности
звукоизолирующих капотов
Тип капота	Расчетная формула для Д£кап			Эффек- тивность, ДБ
Закрытый	f < f диф f /диф	ka<\ ka>\ ka<l Ла>1	10 Ig [B (G + T)]-1 10lg[B (G + M)]-' 10 Ig [F (G + T)]'1 10 Ig [F (G+Af)]-’	17—36
Открытый	f <С /диф / /диф	й а а в V А V Л	101g [B (G + T + H)]~‘ 10lg[B (О + Л4 + Я)]-' 10 Ig [F (G + T + Я)]-1 101g [F (G + M + H)]-'	3—18
Полуза- крытый со щелью	/ <С /диф / /диф	ka<\ ka> 1 Ла< 1 ka>\	10 Ig [B (G+T + D)]-' 101g [B (G + M + £)]-' 101g[F(G + T+D)]-* 10 Ig [F (G + Л4D)]-1	5—21
Полузакры- тый с глу- шителем	/ < / диф / /диф	ka<l ka>l ka<\ £a>l	101g[B(G + T + ^W)]-' 101g[B(G + M + Wf)]’' 101g [F (G +T-f-АглЯ)]-1 10 ig [F (G+Af + Wnr1	11—24
Полуза- крытый экраном	/ < /диф / /диф	ka<\ ta>l ka < 1 ta>l	10|g[B (G + 74-ЛэЯ))-' 10Ig [B (G + M + k3H')]-‘ 101g [F(G + r + ^))-‘ 101g[F(G + M + MOr‘	15—30
Комбини- рованный	/ < /диф / /диф	nu V Л V A 	w-a.	i—a	10 Ig [B (G + T + йглЯ + k3D) ]-' 10 Ig [B (G + M + kTnH + k3D)] 101g [F(G +Г+ йглЯ+Л9О)]-' 10 Ig [F (G + M + АглЯ + k3D) ]“	13—27
определять акустическую эффективность звукоизолирующих ка-
потов различных конструктивных схем.
В качестве примера приведем расчетные зависимости для комбинирован-
ного капота:
173
1)	при f < /диф, ka < 1
 Д^кап = Ю lg^f-^Г + 41,(14 .a) ] ^orpSorp + Ю2/З9с2^3о>7л2^2 +
+	. 1О~0,1	+	[->- 4- 0,368 (4 lg ) - 1] +
+ l]~1arctg-^-. 10-0,l4L’(l+r)2Jj :	(8.21)
2)	при f /Диф, ka>l
Д£кап = 10Jg	+ 7J-] {torpSorp + 0 7X?+c« +
+ Snp* . 10-03 4t™	^^-.L02 p [.«HL +
+ 0,368 (41g	1]+ 1] ’arctg-^L. 10"°,14L9(l+'2)}}
(8.22)
r
; 3) при f < /диф, ka > 1
AZ.Kan = 10 lg {[-j£r + 4Ф(1Л O) ] {torpSorp + 0>7X’°+/+
'+ Snpfl • IO-03 4£>гл + -Sm-2f- 10-- X
x H4t+°>368(4 * -S-)- •]+’Г'X
. Xafctg-^- . 10"03 4£’ (1 +'2)}}-1;	(8-23)
4)	при f > fM^, ka< 1
^‘n~1018 {[•®r + +]	+ „yseZ+o.?^ +
+ s„<>. io-°-,.“-+^+l»L p[^-+0.368(4lg
- 1] + I]”* arctg-^- . io~03	(1 + г2) В .	(8.24)
В работе £8.15] приведены характеристики акустической
эффективности трубчатых, щелевых, пластинчатых и других
глушителей капотов, устанавливаемых на вентиляционные
проемы, а также эффективности акустических экранов.
174
8.5.	ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Тепловой поток в расчетной точке подкапотного простран-
ства можно представить уравнением теплового баланса
Quan — Фэу “I- Qc. p ~~ QeeHT Qh>
(8.25)
где Q3y—теплота, выделяемая
ЭУ, Вт; Qcp — тепловой по-
ток солнечной радиации, Вт;
Рвент — теплота, уносимая вен-
тиляцией, Вт; QH — допусти-
мая (нормированная) теплота
под капотом, Вт, обеспечиваю-
щая требуемые технические ха-
рактеристики ЭУ.
В плоской многослойной
структуре стенки капота
(рис. 8.12) температура, °C,
в плоскости соприкосновения
т- и m-j-1-го слоев может
быть вычислена по формуле
t А
Рис. 8.12. Схема теплопередачи
в плоской многослойной структуре
стенки капота
t (*) = ^кап —	( «I 1 4- Ё 1 ) = /Окр +	I Ё ^А/ 1 + ап 1),
\ i = l /	\m+ 1	/
(8.26)
где /кап, /окр— температура воздуха в подкапотном и окружа-
ющем пространстве, °C; qs— тепловой поток, Вт/м2-°С,
а _ ^кап Qkp
’ Еаг'+Емг1’
(8.27)
си, ап — коэффициенты теплоотдачи на граничных поверхно-
стях структуры, Вт/м2-°С; 6,- — толщина /-го слоя; А,- — коэф-
фициент теплопроводности, Вт/м-°С.
Выражая тепловой режим капотированной ЭУ через эффек-
тивное термическое сопротивление, м2-°С/Вт, можно записать:
О
Яэф = -л-^-----.	(8.28)
Е мг*
i=i
где Si — площадь t-го слоя, м2; SKan — площадь поверхности
капота, м2; Rt— термическое сопротивление /-го слоя, м-°С/Вт.
Формула теплового потока в расчетной точке подкапотного
пространства имеет вид
175
Qokp — /^кап ^окр) —_[ . -1 I /V Q р-1	5’84 • 104SOi —
L ®1 т % Т ^кап/
- л/1	-----“Г-)1 + ?Pe₽S₽ - &«"’	(8.29)
V V / окр	1 кап / J ан
где /кап, /окр —см. (8.26); Siam, Si — см. (8.28), So< — площадь
i-ro отверстия в поверхности капота, м2; ai, an — коэффициенты
теплоотдачи внутренней и внешней поверхности структуры,
Вт/м2-°С; Ri— см. (8.28); I — эффективная высота вентиляци-
онного отверстия, м; Ткап, Т'окр — температура воздуха в подка-
потном и окружающем пространстве, К; аОгр— коэффициент
теплоотдачи ограждения, Вт/м2-°С; ан — коэффициент тепло-
отдачи от наружного воздуха к наружной поверхности ограж-
дения, Вт/м2-°С; ер — напряжение солнечной радиации,
Вт/м2; Sp — площадь ограждающих поверхностей, подвержен-
ных солнечной радиации, м2; QH — см. (8.25); Л;— см. (8.26).
Для предварительного выбора состава слоистой структуры
капота на ранней стадии проектирования целесообразно вос-
пользоваться формулой (8.26), задаваясь одним из параметров
/кап ИЛИ /окр-
Для расчета теплотехнических параметров ЭУ необходимо
знать: атмосферное давление; температуру воздуха на входе
в ЭУ; влажность окружающей среды; частоту вращения ЭУ;
расход топлива; давление отработавшего газа в выходном па-
трубке; давление смазочного масла; температуру отработав-
шего газа в выходном патрубке; температуру охлаждающей
жидкости или воздуха на входе и выходе из ЭУ; температуру
смазочного масла на входе и выходе из ЭУ.
Большинство требуемых параметров — температуру, дав-
ление, частоту вращения и др.— можно измерить или взять из
технических условий на ЭУ.
. Один из основных теплотехнических параметров ЭУ — рас-
ход топлива, кг/ч, приведенный к условной теплотворной спо-
собности топлива’(42 000 кДж/кг, 10300 ккал/г), определяют
по формуле
__ GeQtt __ Qh Гугэз (I ”Ь (Pc Ртоп) (7”топ 293)} • 3600
Crenp —	427
где V — объем мерного сосуда при температуре 293 К (20°C),
см3; у29з — плотность топлива при 293 К, кг/см3; 0С> Ртоп — ко-
эффициенты объемного расширения материала мерного сосуда
и топлива соответственно, К“*; Гтоп— температура топлива
в процессе измерения, К; у плотность топлива при темпера-
туре, наблюдавшейся в процессе измерения, кг/см3; / — время
опорожнения мерного сосуда между контрольными точками, с.
В качестве исходных стандартных условий (ГОСТ 4393—82)
принимают следующие:
176
барометрическое давление Ра = 100 кПа (750 мм рт. ст.);
температура окружающего воздуха То = 300 К (27°C);
относительная влажность <р = 60 %.
Измеренные параметры воздуха пересчитывают на нормаль-
ные условия с учетом местных особенностей.
Рис. 8.13. Точка измерения температуры воздуха под капотом
Поскольку температура воздуха вокруг ЭУ, особенно при
наличии капота, имеет различные значения, при измерении
температуры рекомендуется придерживаться схемы, изобра-
женной на рис. 8.13. Она обеспечивает помимо возможности
прямых измерений рациональный воздухообмен при уста-
12 Заказ № 50	177
новке глушителей шума на всасывающих и выхлопных отвер-
стиях и экранов в подкапотном пространстве.
После определения теплотехнических характеристик ограж-
дающей структуры капота, сформированной по результатам
акустического расчета, можно по формуле (8.29) рассчитать
тепловой поток, излучаемый капотированной ЭУ в окружаю-
щую среду, а затем количество-теплоты, которое необходимо
удалить из подкапотного пространства принудительной и есте-
ственной вентиляцией, исходя из следующего теплового ба-
ланса:
Свент Йэу Ч” Qc. р Qay>	(8.31)
где фэу, <2эу — теплота, выделяемая ЭУ под капотом и без
капота, Вт; Qc. р — тепловой поток от солнечной радиации под
капотом, Вт.
Тепловой поток, излучаемый ЭУ под капотом, может быть
представлен как
Qsy== Q Qi Qz — Qs — Q«,	(8.32)
где Q — теплота, вырабатываемая ЭУ, Вт; Qi—теплота, пре-
вращенная в полезную работу, Вт; Q2— теплота, потерянная
с отработанными газами, Вт; Q3 — теплота, унесенная охлаж-
дающей жидкостью или воздухом, Вт; Q< — теплота, унесенная
'маслом, Вт.
Полное количество вырабатываемой ЭУ теплоты определя-
ется выражением [8.14]
Q == Q-TOnGrOni	(8.33)
где QTon — низшая теплотворная способность 1 кг топлива,
ккал/кг; GTon — часовой расход топлива, кг/ч.
ч 8.6. ПРИМЕР ПРОЕКТИРОВАНИЯ
'ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩЕГО КАПОТА
• Эффективность звукоизолирующего капота в каждом кон-
кретном случае, зависит от многих факторов, в первую оче-
редь— от правильности акустического и теплового расче-
тов.
Основными этапами расчета и проектирования звукоизоли-
рующего капота являются:
определение шумовой характеристики ЭУ в октавных поло-
сах частот;
выбор необходимых расчетных точек;
определение в соответствии с ГОСТ 12.1.003—83* допусти-
мых УЗД в расчетных точках и сопоставление их с фактиче-
178
скими значениями, с целью узнать требуемое снижение УЗД
в этих точках для каждой октавной полосы частот;
выбор предварительной конструктивной схемы капота;
выбор структуры ограждающих поверхностей капота, его
геометрических размеров, формы и места расположения венти-
ляционных проемов, акустических экранов или глушителей,
устанавливаемых на проемы;
расчет ожидаемой акустической эффективности звукоизоли-
рующего капота;
расчет теплотехнических параметров капотируемой ЭУ;
сравнение ожидаемой эффективности капота и температур-
ных параметров с требуемыми;
уточнение (при необходимости) схемы капота, его размеров,
состава слоистой структуры и способа вентиляции.
Рассмотрим каждый из перечисленных этапов на примере проектирования
капота для передвижной компрессорной станции (ПКС) с дизельной энерге-
тической установкой.
Рис. 8.14. Схема звукоизолирующего капота ПКС:
I — вентиляционные каналы; 2 — конструктивный материал; 3 — звукопоглощающая об-
лицовка; 4 — акустические экраны; 5 — проем; 6 — поддон
В качестве шумовой характеристики ПКС примем усредненные УЗД, из-
меренные в четырех расчетных точках (РТ) на расстоянии 1 м от контура
ПКС по восьми октавным полосам нормируемого диапазона от 63 до 8000 Гц
(рис. 8.14).
Требуемую акустическую эффективность капота, устанавливаемого на
ПКС, которая работает в открытом пространстве, определяем как ALTp=
12*
179
= Lp — LAon + 3, где LP и LAOn — уровни звукового давления в октавных по-
лосах частот, дБ, на рабочих местах (средний) и допускаемый
ГОСТ 12.1.003—83* соответственно.
С учетом теплотехнических (см. номограмму на рис. 8.1) и акустических
(см. табл. 8.6) требований выбираем тип капота — полузакрытый с экраном
(см. рис? 8.14).
В качестве конструкционного материала капота выбираем сталь толщи-
ной 1,5 мм, внутренняя поверхность капота должна быть облицована эластич-
ным трудносгораемым пенополиуретаном марки ППУ-ЭТ толщиной 40 мм.
Капот будет прямоугольной формы длиной 2,6 м шириной 1,15 м и высотой
1,04 м. Нормальный тепловой режим обеспечат 40 вентиляционных проемов
в виде щелей, равномерно распределенных
по периметру капота, и проем
на крыше (поз. 5 на рис. 8.14).
Перед вентиляционными прое-
мами установим акустические
экраны, имеющие требуемую
эффективность в нормируемом
диапазоне частот.
Рассчитаем ожидаемую эф-
фективность капота.
1. Определим граничные
условия:
/диф=500 Гц [см. (8.7)];
ka < 1 для / = 63, 125 Гц,
ka > 1 при / > 125 Гц.
2. Рассчитаем значения ве-
личин, входящих в формулу
АДкап-
среднего коэффициента зву-
копоглощения под капотом d
[см. (8.8)];
эквивалентной площади зву-
копоглощения под капотом А
[см. (8.10)];
звукопроводности огра-
ждающих панелей 'капота тОгр
[см. (813)];
звукопроводности экрана тэ
см. (8.18)].
ля расчетных точек 1—4 (см.
Рис. 815. Спектры шума ПКС с дизель-
ной энергетической установкой:
1 — без капота; 2 — со звукоизолирующим ка-
потом
3. Рассчитаем* эффективность капота
рис. 8.14) по формулам:
для РТА, РТ.З, РТ.4 при /=63, 125, 250 Гц ALKan = 10 lg[B(G 4- Dts)]-1,
при /=500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц ALKan = 10 lg [F(G 4-Dr,)]-1;
для РТ.2 при /=63, 125 Гц А£Кап== 10 Ig {В[д 4-(Г 4-Я)тэ]}“1, при
/=250 Гц А£Кап= 10 lg {B[G 4-(М 4-£>)Тэ]}-1, при /=500, 1000, 2000, 4000
и 8000 Гц ALKan=101g {r[G + (Я 4- ^Тэ]}"1.
Эффективности капота получаем усреднением эффективностей по расчет-
ным точкам.
На рис. 8.15 приведены спектры шума передвижной компрессорной стан-
ции с дизельной ЭУ до и после установки на нее звукоизолирующего капота.
Теплотехнические параметры капотированной ЭУ рассчитывают парал-
лельно с акустическими, определив по номограмме (на рис. 8.1) ожидаемые
значения герметичности капота, звукоизоляции и температуры воздуха под
капотом. Методика расчета приведена в п. 8.5.
Если значение акустической эффективности капота и температуры воз-
духа под ним при обеспеченной степени герметичности не удовлетворяют
требованиям, уточняется схема капотирования, геометрические размеры ка-
пота, состав слоистой структуры в сочетании с элементами капота и способ
вентилирования. После этого расчет необходимо повторить.
180
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
8.1.	Fukuda М. Noise Reduction by Means of EnclousureZ/Technol. Repts
Jamaguchi Univ.— 1987.—Vol. 2.—N 2.—P. 83—92.
8.2.	Шаров H. С. Применение звукоизолирующих капотов в машинном
помещении//Борьба с шумом, вибрацией и акустическим загрязнением окру-
жающей среды в строительстве и промышленности строительных материа-
лов.—Л.: ЛДНТП, 1987.—С. 82—86.
8.3.	Дроздова Л. Ф. Капоты силовых установок как средство ближней
звукоизоляции источников шума//Методы и средства снижения шума мелио-
ративных машин —Сер. 5, 6.—Вып. 3.— М.: ЦНИИТЭСтроймаш, 1984 —
С. 22—33.
8.4.	Spata В. Vlonzy utlum zvohoizolacnich fruty v zavislosti na provedeny
sten a tvary kruty//Technicky sbornik VU CKD — 1976.—N 31.—C. 28—38.
8	5. Авилова Г. M. Экспериментальное исследование звукоизоляции обо-
лочек различной формы//Акустический журнал,— 1982.— Т. 28 5 —С. 696—697.
8.6.	Клюкин И. И. Об оценке эффективности звукоизолирующих кожухов
для механизмов и о некоторых способах ее увеличения//Тр. ЛЭТИ.— 1966.—
№ 68.— С. 264—275
8.7.	Иванов Н. И., Дроздова Л. Ф. К расчету звукоизолирующих капотов,
устанавливаемых на самоходные и передвижные машины//Тр. ЛИИЖТа.—
1977,—Вып. 48.—С. 57—74.
8.8.	Jackson R. S. The Performance of Acoustic Hoode at Low Frequen-
cies//Acoustica.— 1962.— Vol. 12.— N 3.— P. 139—152.
8.9.	Junger M. C. Sound Transmission Through an Elastic Enclousure
Acoustically Compeied to a Noise Source//ASME Paper.— 1970.— N 70-WA/DE.—
12.—P. 352—357.
8.10.	Ver L. L. Reduction of Noise by Acoustic Enclousures. Isolation of
Mechanical Vibration Impact and Noise (J. C.)//ASME Design Engineering
Technical Conference, Cincinnati, Ohio, 1973, Sept.— Cincinnati, 1973.—
P. 130—136.
8.11.	Tweed L. W., Tree D. R. Three Methods for Predicting the Insertion
Loss of Close-Fitting Acoustical Enclousures//Noise Control Eng.— 1978.—
March—Apr.— P. 74—79.
8.12.	Maekawa Z. Noise Reduction by Distance from Sources of Various
Shapes//Appllied Acoustics.— 1970.— Vol. 3.—N 3.—P. 225—238.
8.13.	Справочник проектировщика. Защита от шума/Под ред.
Е. Я. Юдина.— М.: Стройиздат, 1974.— 134 с.
8.14.	Бузник В. М. Интенсификация теплообмена в судовых установках.—
Л.: Судостроение, 1969.— 324 с.
Глава 9. АКУСТИЧЕСКИЕ ЭКРАНЫ
9.1.	КЛАССИФИКАЦИЯ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ
Акустические экраны (АЭ) являются в соответствии с клас-
сификацией ГОСТ 12.1.029—80 одним из средств звукоизоляции
и служат для снижения шума на пути его распространения от
источника до защищаемого объекта.
Звукоизолирующий эффект АЭ определяется созданием зоны
акустической тени за ним. При этом наблюдается частичное
огибание звуковой волной АЭ за счет дифракции. Явление ди-
181
может показаться, что пр]
ности размеров не может
Рис. 9.1. Акустический экран:
ИШ — источник шума; РТ — расчет-
ная точка; ф — угол дифракции
фракции тем сильнее выражено, а следовательно, эффектив-
ность АЭ тем меньше, чем меньше размеры экрана и угол ди-
фракции и чем •больше длина звуковой волны (рис. 9.1). По-
скольку размеры ТМ сравнительно невелики, на первый взгляд
:менение на них АЭ из-за ограничен-
дать значительного снижения шума.
Однако следует учесть, что источ-
ники шума и зоны, где нобходимо
снизить шум, например рабочие ме-
ста операторов, находятся на ТМ
зачастую в непосредственной бли-
зости, и, поместив между ними экран
(даже сравнительно не больших
размеров), при больших углах ди-
фракции можно снизить уровень
звукового давления на 10—20 дБ
в средне- и высокочастотной обла-
стях, что нередко бывает достаточ-
ным для доведения шума на рабо-
чем месте до нормы.
Достоинствам)! АЭ являются конструктивная простота, ма-
лая масса и дешевизна при достаточно высокой эффективности.
Акустические экраны ТМ могут быть как самостоятельным
средством защиты от шума в виде отдельной конструкции, так
и вспомогательным (например, они могут устанавливаться пе-
ред или за проемами и отверстиями в капотах и кабинах).
Следует помнить, что отличительной особенностью АЭ как
шумозащитного средства является то, что зона максимального
ослабления шума располагается в непосредственной близости
от экрана и имеет ограниченные размеры. С удалением от АЭ
акустическая эффективность его падает и на расстояниях, пре-
вышающих минимальный размер экрана в 4—6 раз, приближа-
ется к нулю.
Решение о целесообразности установки экранов на ТМ при-
нимают на основе взвешенной оценки всех факторов, влияющих
на эффективность экрана.
Аргументами в пользу применения акустических экранов на
ТМ кроме перечисленных выше достоинств могут быть:
небольшие размеры источника шума;
преобладание высокочастотных составляющих в шуме ис-
точника;
узкая^направленность излучения шума источника;
наличие непостоянных рабочих мест;
расположение рабочих мест вне ТМ;
наличие в конструкции ТМ элементов, которые могут быть
использованы в качестве многофункциональных экранов (та-
ковы, например, защитные ограждения, топливные и масляные
баки, пульты управления).
182
Обстоятельства, препятствующие использованию АЭ, и спо-
собы их устранения указаны в табл. 9.1.
Наиболее простым, но и наименее эффективным является
плоский прямоугольный экран из однородного материала (на-
пример, стали, алюминия, пластика). Для повышения эффек-
Таблица 9.1. Факторы, препятствующие применению экранов на ТМ
Фактор	Способ устранения или уменьшения действия фактора
Преобладание низкоча- стотных составляющих в шуме источника	Увеличение размеров экрана Применение экранов сложной формы (например, П- и Г-образных) Уменьшение расстояния между источником и эк- раном Уменьшение расстояния между рабочим местом и экраном
Наличие отражающих поверхностей в конструк- ции ТМ, вследствие чего шум проникает на рабо- чее место в обход эк- рана	Изменение положения или формы экрана Облицовка отражающих поверхностей звукопо- глощающим материалом Изменение угла отражения звука от элементов конструкции Уменьшение эффективной площади отражения элементов конструкции Уменьшение зазора между отражающей поверх- ностью и экраном
тивности на экран наносят звукопоглощающее вибродемпфи-
рующее покрытие, придают экрану сложную форму. В табл. 9.2
приведена классификация акустических экранов ТМ в зависи-
мости от конструктивного исполнения.
9.2.	РАСЧЕТ АКУСТИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
Особенностью АЭ, устанавливаемых на ТМ, является близ-
кое расположение АЭ и источника шума и (или) АЭ и точки
наблюдения (или РТ); при этом угол дифракции (см. рис. 9.1)
велик. В точку наблюдения звук попадает в общем случае
тремя путями: дифрагируя через ребра АЭ; проникая через его
плоскость, т. е. собственно экран, и отражаясь от близкораспо-
ложенных отражающих поверхностей.
Известные методы расчета АЭ основываются на оптико-ди-
фракционной теории [9.1—9.8], основным недостатком которой
является то обстоятельство, что она верна для сравнительно
небольших углов дифракции [9.7]. Не учитывается особенность
расположения АЭ в пространстве, наличие отражающих по-
верхностей. Автором данной главы предложен метод расчета
АЭ, свободный от этих недостатков [9.9].
183
2
Таблица 9.2. Классификация АЭ
f Форма Z ч		/ Конструктивное исполнение	Схема	Обозначения на схемах	/ Область применения ^5	«	Ориентиро- вочное увели - чение эффек- тивности по сравнению с плоским од- нослойным экраном та- ких жеграз- меров, дБА
Однослойный из жест-
кого материала (сталь,
алюминий, пластик)
1 — жесткий эк-
ран; 2 — источник
шума; 3 — капот
Вспомогательный эле-
мент в конструкциях
шумозащиты (например,
капотах, около вентиля-
ционных* проемов)
Плоский
Двухслойный из звуко-
изолирующего и звуко-
поглощающего материа-
лов
4 — звукопогло-
щающая обли-
цовка; 5 — рабо-
чее место опера-
тора
То же, а также для за-
щиты рабочего места
оператора от высокоча-
стотного шума
3—4
Двухслойный из звуко-
изолирующего и вибро-
демпфирующего материа-
лов
6 — вибродемп-
фирующее по-
крытие
Снижение шума от ис-
точников шума с повы-
шенной структурной со-
ставляющей
	Трехслойный Однослойный из мягких материалов Комбинированный из жестких и гибких мате- риалов			1		7 — кронштейн; 8 — гибкий экран	Снижение шума на ра- бочих местах в условиях повышенной вибрации Снижение шума на не- постоянных рабочих ме- стах Снижение шума источ- ника, расположенного рядом с землей	4—8 4—Ю
		.8	II					
								
		W1W /// J 3						
		5 j • 1	II		J			
								
								
Простран- ственный незамкну- тый	Г-образный	5^	^9 в-2			9 — козырек эк- рана	Снижение шума от не- скольких источников на рабочем месте оператора	4—Ю
□о
Ci
Форма » «	f Конструктивное исполнение •	Схема * •	
	П-образный	о	СЗ io
Простран- ственный незамкну- тый	Коробчатый	УМ	УШ
Продолжение табл. 9.2
/ Обозначения на схемах •	/ Область применения	Ориентиро- вочное увели- чение эффек- тивности по сравнению с плоским од- нослойным экраном та- ких.же раз- « меров, дБА
10 — дно экрана	Снижение шума источ- ника, расположенного рядом с землей	6—12
	Снижение влияния зву- коотражающих поверх- ностей машины на эф- фективность экрана и по- вышение его эффектив- ности на низких часто- тах	9—15
187
	Конусообразный		/77	11 — конусооб- разный экр^н; 12 — направлен- ный источник шума	Снижение шума мало- размерных источников с остронаправленной диаграммой	4—6
	Цилиндрический			13 — цилиндриче- ская оболочка экрана из звуко- изолирующего ма- териала	При двустороннем рас- положении рабоких мест операторов относительно длинномерного источни- ка шума	3—8
Пространст- венный замкнутый	Комбинированный замкнутый	14	15 !	14	14 — жесткая секция экрана; 15 — гибкая сек- ция (например, из резины)	На специальных маши- нах для очистки и изо- ляции труб	10—15
Эффективность акустического экрана определяется выра-
жением

(9.1)
где Lo и £э — уровни звукового давления в расчетной точке со-
ответственно до и после установки экрана, дБ.
С достаточной для инженерных расчетов точностью эффек-
тивность экрана может быть оценена следующим выражением:
/	4	N \	z	/V х
д£э = -ioig (т+ Е*д< + Е *oJ+ioig 1 + Е *оп).
(9.2)
где т — коэффициент звуколроводности материала экрана;
kKi — коэффициент дифракции i-ro ребра АЭ; kon — коэффици-
ент отражения n-й поверхности; N— число отражающих по-
верхностей.
Коэффициент * звукопроводности связан со звукоизоляцией
ЗИ (дБ) материала, из которого изготовлен экран, следующим
выражением:
т = Ю-°.<зи
Коэффициент дифракции характеризуется выражением
(10 —3<ра) д
/уЦ^ + ^-г0)
(9-3)
(9.4)
где уо и ус — характеристики направленности источника звука
соответственно в направлениях отрезков г0 и Re (см. рис. 9.1);
<р — угол дифракции (см. рис. 9.1); а — коэффициент звукопо-
глощения материала экрана; А равно 1, если зазор между эк-
раном и отражающей поверхностью (например, землей) h >
> 1,6 м, и равно 0,6/i при 0 h 1,6 м; f — частота звука, Гц
(при расчетах принимается равной среднегеометрическим часто-
там октавных подлое).
Значения Re, De, г0 (см. рис. 9.1) для АЭ сложной формы
определяют в зависимости от соотношений размеров АЭ и рас-
стойний между АЭ и источником шума. Если Re или De меньше
ширины или высоты экрана, для АЭ сложной формы строится
развертка и для этой развертки определяются Re, De, h
(рис. 9.2). Если источник шума и расчетная точка удалены от
АЭ на расстояние, большее, чем его высота или ширина, то по
эффективности такой АЭ мало отличается от плоского и в рас-
четах заменяется проекцией на плоскость, перпендикулярную
к отрезку Го и проходящую через точку пересечения экрана с от-
резком г0. Полученный таким образом эквивалентный экран яв-
ляется расчетной моделью АЭ сложной формы (рис. 9.3).
188
Коэффициент отражения Ао для отражающих поверхностей
элементов конструкции ТМ, имеющих малый радиус кривизны,
Рис. 9.2. Развертка АЭ
сложной формы:
0 — длина боковой поверхности
АЭ; h — зазор между землей
и АЭ
Рис. 9.3. Расчетная модель АЭ сложной
формы:
1 —• АЭ сложной формы; 2 — эквивалентный плос*
кий АЭ
где уп и уо — характеристики направленности источника в на-
правлениях, совпадающих с направлениями отрезков ги и г0
(рис. 9.4); R — радиус кривизны отражающей поверхности, м;
ап — коэффициент поглощения отражающей по поверхности.
Рис. 9.4. Схема расположения АЭ
над отражающей поверхность^
(ОП) с радиусом кривизны
Рис. 9.5. Схема расположения АЭ
над плоской отражающей поверх-
ностью
189
Формула (9.5) справедлива при /?<^ги. В остальных слу-
чаях коэффициент отражения k0 определяется выражением
где Ни, hp — наикратчайшее расстояние между отражающей
плоскостью и источником звука и расчетной точкой соответст-
венно (рис. 9.5); остальные обозначения те же, что и в форму-
лах (9.4) и (9.5) ч
В приведенных формулах учтены все основные конструктив-
ные особенности АЭ (материал, размеры) и их расположения
в пространстве.
9.3.	СВЯЗЬ АКУСТИЧЕСКОЙ эффективности
С КОНСТРУКТИВНЫМ ИСПОЛНЕНИЕМ
. На эффективность АЭ влияют такие факторы, как его мате-
риал (точнее, звукопроводность и звукопоглощение материала
АЭ), форма, хар’актер расположения в пространстве, наличие
щелей, проемов и отверстий, материал отражающей поверх-
ности.
Экспериментальные исследования АЭ различной площади,
устанавливаемых на ТМ, показали, что фактор площади АЭ не
является определяющим в чис-
ле факторов, влияющих на его
эффективность (рис. 9.6). Так,
при увеличении площади АЭ
площади:
1 - 12 м2;	2 — 6 м2;	3-2 м2;
--------расчет;----------экспери-
мент
Рис. 9.7. Зависимость эффективно-
сти АЭ от коэффициента звуко-
проводности х на различных ча-
стотах (размер АЭ 1,7 X 1,7; рас-
стояние от ИШ до АЭ и от АЭ
до РТ равно 0,5 м)
190
в три раза (от 2X1,5 м до 4,5x2 м) эффективность увеличи-
лась всего на 3—6 дБ в диапазоне частот 125—8000 Гц, а при
увеличении в шесть раз — на 10 дБ [9.9].
Звукопроводность т начинает оказывать заметное влияние
на эффективность АЭ, если т > 0,0004. Эффективность АЭ
Рис. 9.8. Сравнительные спек-
тры эффективности1 плоского
(2, 4) и коробчатого (/, 3) АЭ
на расстояниях:
1, 2 — 1 м; 3, 4 — 4 м
Рис. 9.9. Влияние отверстий,
щелей, проемов на эффектив-
ность АЭ:
/ — АЭ без проемов, щелей, отвер-
стий; 2 — АЭ с отверстием диамет-
ром 20 мм; 3— с щелью 200 X
X 20 мм; 4 — с проемом 200 X
X 200 мм
в средне- и высокочастотных диапазонах снижается на 6—
8 дБ при увеличении т с 0,0001 до 0,01 (рис. 9.7). Следует
иметь в виду, что с удалением РТ от АЭ влияние звукопровод-
ности материала на его эффективность ослабевает.
Форма АЭ оказывает существенное влияние на его эффек-
тивность. Рис. 9.8 позволяет сравнить эффективность плоского
АЭ размером 1,7X1,7 м и коробчатого того же размера, но
с боковыми гранями 1,7X0,5 м. Эффективность последнего
АЭ выше, чем плоского, на низких и средних частотах (раз-
ница достигает 3—7 дБ). Начиная с частоты 1000 Гц разница
не превышает 1—3 дБ, т. е. на высоких частотах эффективность
плоского экрана приближается к эффективности коробчатого.
Последнее объясняется как тем, что на высоких частотах звуко-
проводность начинает играть более заметную роль, так и на-
личием отражений звука на гранях экрана.
На ТМ применяются АЭ с отверстиями, щелями и проемами,
предназначенными для вывода рычагов управления, охлажде-
191
ния и пр. Наличие отверстий диаметром до 20 мм (рис. 9.9)
не ухудшает эффективность АЭ, щель размером 200X20 мм
снижает ее на 7—12 дБ в диапазоне частот 2000—8000 Гц,
а проем размером 200X2Q0. мм практически лишает АЭ его
защитных свойств на средних и высоких частотах.
Рис. 9.10. Изменение эффектив-
ности АЭ в зависимости от за-
зора между АЭ и отражаю-
щей поверхностью:
l — h = 0 м; 2 — 0,1; 3 — 0,2; 4 — 0,4
Рис. 9.11. Зависимость эффек-
тивности экрана от типа отра-
жающей поверхности:
1 — войлок; 2 — песок; 3 — сталь
Одним из факторов, существенно влияющих на эффектив-
ность АЭ, устанавливаемых на ТМ, является наличие зазора
между АЭ и отражающей поверхностью. С увеличением такого
зазора от 0 до4 0,4 м эффективность АЭ падает на 4—9 дБ
в диапазоне частот 500—8000 Гц (рис. 9.10).
- Немаловажную роль играют звукопоглощающие свойства
отражающей поверхности (рис. 9.11). Эксперименты показали,
зазора от 0 до ’0,4 м эффективность АЭ падает на 4—9 дБ
что эффективность ЭА, располагаемого над поверхностью, обли-
цованной войлоком (коэффициент звукопоглощения 0,7—1,0),
в диапазоне 1000—8000 Гц на 3—5 дБ выше, чем над поверх-
ностью из песка (0,2—0,4), и на 4—9 дБ, чем над поверхностью
из стали (0,01).. Применение звукопоглощающих материалов
в конструкции АЭ увеличивает эффективность последнего до
2—7 дБ во всем нормируемом диапазоне (рис. 9.12), при этом
расположение звукопоглощающей облицовки по краям (если
невозможно облицевать весь АЭ) более целесообразно, чем
в середине. х
Материал, из которого изготовлен АЭ, также сказывается
на его эффективности. При этом в низко- и среднечастотном
диапазонах звукопроводность может играть меньшую роль, чем
192
звукопоглощение материала экрана. Так, эффективность 2-мм
стального АЭ и 3-мм фанерного (соотношение поверхностных
плотностей составляет 5) отличается всего на 1—4 дБ в диа-
пазоне частот 63—1000 Гц (рис. 9.13). Эффективность АЭ из
резины может достигать 10—25 дБ в средне- и высокочастот-
ном диапазонах.
Рис. 9.12. Зависимость эффек-
тивности экрана от наличия
звукопоглощающей облицовки:
1 — без облицовки; 2 — облицовка
на внутренней поверхности; 3 — об-
лицованы края; 4 — полная обли-
цовка
Рис. 9.13. Зависимость эффек-
тивности экрана от его мате-
риала:
1 — сталь (2 мм); 2 — резина (3 мм);
3 — фанера (3 мм)
9.4.	ПРАКТИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ
4
При изготовлении и установке АЭ на ТМ следует:
применять в качестве материалов для АЭ резину или обли-
цовывать стальные АЭ звукопоглощающими материалами;
по возможности облицовывать звукопоглощающим материа-
лом металлические ограждения вблизи АЭ;
устанавливать АЭ без зазора или с минимальным зазором
между ограждающей поверхностью;
закрывать щели и приемы в АЭ.
Не следует стремиться применять на ТМ толстые АЭ боль-
шой площади. Г- и П-образным экранам следует отдавать
предпочтение перед плоскими.
13 Заказ № 50
193
Установка на открытых рабочих местах операторов АЭ, об-
лицованных со стороны источника шума звукопоглощающим
материалом, позволяет снизить УЗД. Так, экран размером
1,5X2 м дает ДЛ = б4- 12 \дБ в нормируемом диапазоне частот
[9.9]. Эффективность АЭ площадью 1 м2, установленного для
снижения внешнего шума корпуса ДВС, а также шума на ра-
бочем месте тракториста, составила 4 дБА.
Японские специалисты применили мягкий акустический эк-
ран из резины для снижения шума рабочих органов вибраци-
онного действия. Он обеспечил снижение шума на 8 дБА. На
очистных машинах для строительства трубопроводов снижение
шума рабочего •органа на 5—18 дБ в нормируемом диапазоне
частот было обеспечено применением П-образного экрана [9.9].
Применение АЭ для снижения шума на ТМ имеет большое
будущее. ;
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
9.1.	Kurze U. J. Noise Reduction by Barriers//J. Acoust. Soc. of Amer.—
1974.—Vol. 55.—N 3.—P. 504—508.
9.2.	Градостроительные меры борьбы с шумом/Г. Л. Осипов и
др — М.: СтройизДат, 1975.— 215 с.
9.3.	Самойлюк- Е. П., Денисенко В. И., Пилипенко А. П. Борьба с шу-
мом в населенных местах.— Киев: Будивельник, 1981.— 144 с.
9.4	Снижение шума в зданиях и жилых районах/Под ред. Г. Л. Осипова
и Е. Л. Юдина.—*М.: Стройиздат, 1987.— 558 с.
9.5.	Kurze U. J., Anderson G. A. Sound Attenuation by Barriers//Appl.
Acoust—1971.—N 4.—P. 35—53.
9.6.	Maekawa Z. Noise Reduction by Screen of Finite Size//Mem. Fac.
Eng., Kobe Univ.— 1966.—P. 1—12.
9.7.	Скучик E. Основы акустики: В 2 т.— М.: Мир, 1976.— Т. 1: 520 с;
Т. 2: 542 с.
9.8.	Гомзиков Эч А., Изак Г. Д. Проектирование противошумового ком-
плекса судов.— Л.: Судостроение, 1981.— 184 с.
9.9.	Методы и средства снижения шума мелиоративных машин/
Л. Ф. Дроздова, Н. И. Иванов, Б. А. Кри ш невский, М. М. Са-
мо й л о в.— М.: ЦНИИТЭИстроймаш, 1984 — 70 с.
Г^ава 10. ГЛУШИТЕЛИ ШУМА
10.1.	ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Основные требования к глушителям шума ТМ. Системы
впуска и выпуска газов являются наиболее интенсивными ис-
точниками шума ТМ, оборудованных поршневым ДВС. Напри-
мер, акустическая мощность незаглушенного шума выхлопа ав-
томобильного двигателя достигает 10—100 Вт (130—140 дБА)
и в десятки и еотни раз превосходит мощности остальных ис-
точников шума.
194
Специфичным для шумов всасывания и выхлопа является их
широкополосный характер, обуславливающий необходимость
уменьшения колебаний потока газов как на низких, так и на
высоких частотах. Для низко- и среднечастотной областей
спектра шумов впуска и выпуска характерны дискретные со-
ставляющие, пропорциональные частоте сгорания, а для об-
ласти высоких частот—непрерывность спектра.
Для уменьшения шумов впуска и выпуска ТМ оборудуются
глушителями. Глушители шума выпуска выполняют обычно как
специальные однофункциональные агрегаты. Кроме того, опре-
деленную роль в уменьшении шума выпуска играют также до-
жигатели и нейтрали-
заторы. В системах впу-
ска функции глушите-
лей часто выполняют
воздухоочистители. яо-
Рис. 10.1. Распределение
потоков звуковой энер-
гии в глушителе
этому проектирование воздухоочистителя должно обязательно
включать его акустическую проработку.
К глушителям шумов впуска и выпуска предъявляются
очень жесткие требования. С одной стороны, они должны пре-
граждать путь шуму, с другой — не препятствовать свободному
движению рабочей среды. Кроме того, глушители должны иметь
небольшие габаритные размеры, удобное расположение, неболь-
шую металлоемкость, хорошую технологичность, высокую кор-
розионную стойкость и стабильную акустическую эффектив-
ность. Необходимость обеспечить небольшие гидравлические
потери, особенно в системах всасывания, существенно ограни-
чивает выбор возможных конструкций глушителей. Именно по-
этому, в частности, проблема уменьшения шума впуска, потен-
циально значительно менее интенсивного, чем шум выхлопа,
часто оказывается наиболее сложной.
Баланс звуковой мощности в глушителе. Уравнение баланса
звуковой мощности в глушителе (рис. 10.1) имеет вид
прош = пад	(1Готр 4“ Wпогл 4“ иэл) 4" Wгею	(10.1)
где Н^пад, и^прош и Готр— соответственно звуковая мощность па-
дающих, прошедших и отраженных волн; ЯРПогл— мощность,
поглощенная в глушителе; 1ГЯЗл — мощность, излучаемая стен-
ками глушителя в окружающее пространство; 1Гген—мощность,
генерируемая в глушителе. Если глушитель хорошо спроекти-
рован, мощностью 1Гген в уравнении баланса можно пренебречь.
13*
195
Эффективными средствами уменьшения генерации являются
уменьшение скорости потока газов в глушителе и придание
внутренним элементам глушителя более обтекаемой формы.
' Передача звука через глушитель происходит не только по
газу, транспортируемому через глушитель, но и по элементам
конструкции глушителя. Энергия, передаваемая по конструк-
ции, т. е. косвенным путем, обычно невелика из-за большой раз-
ницы акустических сопротивлений  воздуха и металла (мате-
риала корпуса). Если она оказывается соизмеримой с энер-
гией, передаваемой прямым путем, принимают меры, умень-
шающие передачу вибрации по конструкции, в частности, аку-
стически разделяют корпусные элементы глушителя или ис-
пользуют'несколько глушителей меньшей эффективности [10.1].
Часть энергии падающих волн излучается в атмосферу не-
посредственно стенками глушителями и подводящих труб при
их вибрации. Особенно характерно такое излучение для зоны
приемной трубы на выпуске. Для уменьшения этого вторичного
излучения или ужесточают конструкцию корпуса, или увели-
чивают вибродемпфирование наиболее гибких панелей кор-
пуса, выполняя их, например, двухслойными. Следует избегать
крепления глушителей к тонким листовым панелям, интенсивно
излучающим звук (в частности, к полу салона автомобиля).
Классификация глушителей. По принципу действия глуши-
тели делят на две’ основные группы — отражающие (реактив-
ные) и диссипативные. В отражющих глушителях умень-
шение шума достигается в основном за счет отражения энергии
набегающих волн,.в диссипативных — за счет превраще-
ния звуковой энергии набегающих волн в теплоту непосредст-
венно в элементах глушителя. Глушители, в которых отраже-
ние сочетается с диссипацией, относят к комбинирован-
ным. В последнее время разрабатываются также активные
глушители, в которых звуковое поле основного источника дол-
жно компенсироваться посторонним источником энергии.
Для диссипативных глушителей характерно использование
звукопоглощающих материалов (ЗПМ). Максимальный контакт
ЗПМ со звуковым полем обеспечивается путем облицовки этим
материалом стенок’внутренних полостей глушителей и труб и
размещения в глушителях, газоводах и вблизи от их выхода
в атмосферу пластин, экранов и других элементов, облицован-
ных ЗПМ (см. табл. 10.10).
Отражающие глушители выполняют обычно в виде системы
расширительных и резонансных камер-, соединенных между со-
бой и с объемом газовода с помощью труб, щелей и отверстий.
Иногда камеры облицовывают изнутри или заполняют звуко-
поглощающим материалом. При этом в низкочастотной обла-
сти они работают как отражатели, а в высокочастотной — как
поглотители звука.
Поглощение Звуковой энергии в системах с отражающими
196
глушителями происходит обычно в соединительных трубах си-
стемы или в специально предназначенных для этой цели рассей-,
вателях при многократных отражениях волн от реактивных от-
ражателей. Аналогичную роли выполняют отражающие и направ-
ляющие звук элементы и в диссипативных глушителях, созда-
вая за счет дополнительных отражений условия для более ча-
стого контакта звуковых волн с поглощающими звук, элемен-
тами, которые в диссипативных глушителях располагаются не-
посредственно в объеме глушителя.
Отражающие глушители используют обычно для уменьшения,
шума на частотах, для которых половина длины звуковой
волны (X) больше характерного поперечного размера канала
bx : 0.5А, >1 (Ьх= -VF, где F — площадь сечения газовода). При
меньших % (для более высоких частот), когда по газоводам'
могут распространяться не только плоские волны, добиться эф-
фективного отражения затруднительно, и в этом случае исполь-
зуют глушители с ЗПМ.
Характерный для систем впуска и выпуска ТМ диапазон ча-
стот колебаний, возбуждаемых процессами газообмена, соот-
вествует диапазону длин волн 0,5Х > Ьх, и поэтому наиболее
широкое применение для них нашли отражающие глушители
[10.2]. Глушители с ЗПМ применяют значительно реже, обычно
в системах крупных двигателей (в частности, на судовых ди-
зелях) .
Очевидным достоинством отражающих глушителей является
-отсутствие в них поглощающего материала. Это особенно важно
для систем выброса продуктов сгорания, где применение ЗПМ
осложняется его выдуванием, замасливанием, коксованием
продуктов сгорания. Исключение ЗПМ способствует также,
улучшению условий труда. на заводах-изготовителях глушите-
лей и уменьшает стоимость глушителей.
Эффект установки. Методы его оценки. Эффективность глу-
шителя характеризуют эффектом установки по звуко-
вому давлению (AL) в точке контроля шума (AL = Li — L2, дБ
или дБА) или по уровню звуковой I мощности, излучаемой си-
стемой (вносимым потерям ALw = Lwi — Lw-г). Здесь Li и
±2— уровни звукового давления в точке контроля шума до
и после установки глушителя; Lwt и Lwz — уровни звуковой
мощности, излучаемой системой до и после установки глуши-
теля. Если установка глушителя не изменяет направленности
излучения шума выпускной (впускной) трубой, то эти оценки
идентичны. Обычно определяют эффект установки по уровню
звуковой мощности, так как он может быть измерен в точках,
расположенных вблизи срезов излучающих труб, где уровни по-
мех, как правило, ниже.
Эффективность установКЙ" глушителя зависит от его кон-
струкции, так и от характеристик системы, в которую он уста-
197
навливается. Обычно определяют эффект установки глушителя
в так называемую базовую систему, уровень шума ко-
торой (Li = Le) может быть наиболее просто измерен. Это по-
зволяет* например, по измеренному на испытательном стенде
эффекту установки в полосах частот ALTO и по результатам из-
мерения уровней «внешнего (внутреннего) шума	ТМ.
с базовой системой (т. е. по результатам измерения усиленного
шума) оценить возможные уровни шума от системы в m-й по-
лосе частот в точке контроля шума после установки глуши-
теля (Lm):
Lm = Lf*-bLm.	(10.2>
Для системы выхлопа в качестве базовых используют системы,
в' которых на место снятых одного или двух глушителей уста-
новлены прямые участки труб, для систем впуска — системы
р демонтированным воздухоочистителем.
Аналогичным путем оценивают шум от системы с глушите-
лями в точке контроля шума по расчетному эффекту установки
(Д£расч)
;	£т = £бт-Д£Гч.	(Ю.З)
Формулу (10.3) используют для расчета шума в частотных по-
лосах (октавных или третьоктавных) и на дискретных гармо-
никах. Значения также измеряют по частотным полосам..
Для оценки совершенства конструкции собственно глуши-
теля вне зависимости от системы, в которую он устанавлива-
ется, используют эффект установки по уровню звуковой мощ-
ности для случая, когда на входе и выходе глушителя установ-
лены не отражающие звук воздуховоды («бесконечные» трубы).
Эту величину называют трансмиссионными потерями
(Д£т) и определяют как
ALT = Ю 1g (Я^пад/^прош)*
Трансмиссионные потери измеряют экспериментально на
стандартных установках [10.2], в октавных и третьоктавных
полосах и на дискретных частотах. Экспериментальные измере-
ния Д£т используют также при доводке глушителей [10.3].
Для шума высоких частот, т. е. в случае, если во входном вол-
новоде распространяются не только плоские волны, измеренные
значения трансмиссионных потерь зависят от распределения
энергии в набегающих волнах. В этом случае трансмиссионные-
потери оценивают обычно при равномерном распределении
плотности звуковой энергии по волнам, распространяющимся
во входном воздуховоде глушителя.
198
Особенности акустического проектирования глушителей для
ТМ. При проектировании глушителей основной задачей явля-
ется достижение эффекта установки, обеспечивающего норма-
тивные значения шума в контрольной точке. Если нормируется
также спектр звукового давления, то система шумоглушения
должна обеспечить и необходимую зависимость эффектов уста-
новки от частоты звука.
Системы шумоглушения компонуются обычно из последовав
тельно соединенных элементов, как бы нанизанных на впуск-
ную и выпускную трубы, и представляют таким образом после-
довательность элементов с высоким отражением глушителей),
чередующихся с соединительными трубами. Функции этих эле-
ментов четко разделены. Глущители отражают звук, снижая'
его передачу, каналы связи обеспечивают благоприятные усло-
вия для работы отражающих элементов и транспортировку ра-
бочей среды между отражающими элементами. Роль отдельных
элементов на различных частотах может быть разной в зависи-
мости от их частотных характеристик.
Ослабление шума системой последовательных элементов:
определяется суммой ослаблений ее элементов.
На первом этапе проектирования при расчете ослабления
шума отдельными элементами, не учитывают взаимодействия
глушителей и для оценки эффекта, их установки используют
трансмиссионные потери. Необходимое ослабление шума и ши-
рокополосный характер заглушения обеспечиваются подбором
характеристик глушителей. При проектировании каналов связи
добиваются того, чтобы они, по крайней мере, не усиливали'
звук.
Специфической особенностью систем шумоглушения на
впуске и выпуске является также высокая добротность элемен-
тов систем и склонность их к резонансным колебаниям. В та-
ких системах большая часть звуковой энергии, генерируемой,
источниками колебаний, передается через систему вблизи ее ре-
зонансных частот, и именно подавление резонансных передач
в таких системах наиболее важно для повышения эффективно-
сти шумоглушения. Подавление резонансной передачи звука'
позволяет более эффективно использовать потенциальную за-
глушающую способность объемов глушителей, за счет этого
уменьшить габаритные размеры камер и металлоемкость си-
стемы, улучшить ее компонуемость на транспортном средстве.
Повышения акустической эффективности глушителей и со-
единительных труб добиваются путем подавления резонансных
колебаний в каждом из этих структурных элементов. В этом
случае (за исключением области низкочастотных резонансов —
см. п. 10.5.1) звуковые колебания в отдельных элементах сйА 1
стемы оказываются слабосвязанными, а эффективность раз-
дельной доводки элементов — высокой.
199
10.2.	МАТЕМАТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ ГЛУШИТЕЛЕЙ
10.2.1.	ГЛУШИТЕЛЬ .КАК ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЬ
АКУСТИЧЕСКИХ СИГНАЛОВ
линейной акустики является
Рис. 10.2. Акустическая схема глу-
v шителя
Преобразование акустических волн глушителем. Для мате-
матического описания передачи звука глушителями используют
обычно методы л’инейной акустики. Глушитель с точки зрения
преобразователем акустических
сигналов, поступающих на его-
входы из входной и выходной,
труб (рис. 10.2). Набегающие на
него слева и справа звуковые,
волны (at и аг) частично пропу-
скаются, частично поглощаются и
частично отражаются глушите-
лем. Характеристики глушителя,
как преобразователя акустиче-
ских сигналов при такой поста-
новке исчерпывающе описыва-
ются элементами Smn матрицы
рассеивания [5], связывающей амплитуды рассеянных волн (bt.
и &2) с амплитудами набегающих волн:
bi —	—|-	^2 — -^21^'1 “I” -Sjjaj.	(10.4)
Коэффициенты 5ц и Si2 характеризуют отражение и пропуска-
ние волны (ai), набегающей слева, S22 и S2i — справа (а2)„
Величины Smn — комплексные. Модуль 5тп характеризует
преобразование амплитуды волны, фаза — изменение фазы
волны.
В области низких частот, когда по газоводам систем впуска
и *выпуска распространяются лишь плоские волны, описание
(10.4) является . исчерпывающим. В области высоких частот
(0,5% <Ьх), больших частоты среза (см. п. 10.2.3), в подводя-
щих к глушителю газоводах могут распространяться и плоские
и косые волны. В. этом случае на входах глушителя учитывают
полный набор распространяющихся волн (ап и Ьт) в левом
и в правом газоводах. Связь их также описывают при помощи
матрицы рассеивания:
Ьт == Smn(ln.	(10.5)
Элементы матрицы рассеивания Smn описывают здесь не
только отражение^ пропускание волн, но и их взаимную транс-
формацию глушителем. Соотношение (10.5) характеризует аку-
стический многополюсник с числом входов, соответствующим
суммарному числу распространяющихся волн [10.3]. В частно-
сти, в случае распространения плоских волн на входах глуши-
200
теля уравнения (10.4) описывают акустический четырехпо-
люсник.
В газоводах систем впуска и выпуска кроме истинно звуко-
вых волн распространяются энтропийные и вихревые волны.
Первые описывают перенос потоком температурных неоднород-
ностей, вторые — перенос неоднородностей поля скоростей. Эн-
тропийные и вихревые волны распространяются только в на-
правлении движения газового потока. В элементах глушителя
они могут генерировать акустические волны. И наоборот, часть
энергии акустических волн в глушителе может преобразоваться
в волны энтропии и завихренности [10.3].
Метод электроакустической аналогии. Для вычисления эле-
ментов матрицы рассеивания глушителя необходимо решить
дифракционную задачу для волнового уравнения, описываю-
щего передачу звука в заполняющем глушитель газе при
•сложных граничных условиях. Точные аналитические методы
решения этой задачи для общего случая не разработаны, по-
этому для расчета и проектирований глушителей широкое при-
менение получили приближенные методы, основанные на упро-
щенных моделях передачи звука через глушитель, и экспери-
ментальные методы.
Наиболее часто для расчета глушителей используют метод
•электроакустической аналогии, суть которого сводится -к тому,
что расчет глушителя заменяется расчетом эквивалентной цепи
{акустической или электрической). Характеристики эквивалент-
ной цепи и ее элементов описывают обычно матричными соот-
ношениями, связывающими токи (im) и напряжения (ит) На
•ее входах:
ит = Zmain И 1т==¥птит-	(Ю.6)
Матрицу [Z] называют матрицей сопротивлений,
[У] — матрицей проводимостей.
Для каждого типа волн на входе в глушитель вводят свои
ток и напряжение (im и um), которое связывают с амплитудами
падающих и отраженных волн (ат и bm): Um=am+bm и im=
= (ат—	где Z™— волновое сопротивление трубы для
m-й волны (см. п. 10.2.3).
Для плоских волн в трубах без потока эквивалентные на-
пряжения характеризуют средние по сечению трубы звуковые
.давления р', токи — колебания объемной скорости Q' [10.4],
для неплоских волн — среднеквадратичные по сечению колеба-
ния давлений и скоростей [10.3].
Для труб с потоком напряжения (и) связывают с вариаци-
ями внешней механической энергии волн, характеризующими
изменениями как потенциальной, так и кинетической энергии
частиц газа. Токи (i) в системах с потоком связывают с коле-
баниями акустического массового расхода [10.3]. Произведения
2И
токов и напряжений для каждого типа волн при таком описа-
нии характеризуют парциальные потоки энергии на входах
в- глушитель. 9 частности, для плоских акустических волн
в трубах систем впуска и выпуска в качестве аналогов исполь-
зуют токи и напряжения, определяемые выражениями
I = (ро* + «о-72-)^ и “ = -7- +
где р и vo — плотность и скорость газа; с — скорость звука
в нем; р' и v'— вариации давления и осевой скорости; F —
площадь сечения трубы. Для полного исследования характери-
стик системы в описание цепи (10.6) включают энтропийные
и вихревые токи и напряжения [10.3].
10.2.2.	\КУСТИЧЕСКИИ РАСЧЕТ ГЛУШИТЕЛЕЙ
МЕТОДОМ ЧЕТЫРЕХПОЛЮСНИКА
Основные элементы эквивалентных цепей, используемые для
новной задачей акустического расчета глушителей является
определение вносимых в систему потерь на отдельных частотах
(Д£) и в полосах частот (Д£т). Кроме того, на этапе проекти-
рования обычно рассчитывают и трансмиссионные потери
в глушителях. Для решения этих задач составляют эквивалент-
ную модель системы (или глушителя). Для этого вначале глу-
шитель мысленно разбивают на простые элементы с одним,
двумя или большим числом входов — акустические многопо-
люсники. Затем соединяют и упрощают, пользуясь правилами
теории электрических цепей, которые будут изложены далее.
В результате сводят эквивалентную цепь системы к простейшей
цепи (как правило, к нагруженному или ненагруженному аку-
стическому четырехполюснику — см. рис. 10.3) и определяют
для этой цепи вносимое и трансмиссионные потери.
Основные элементы эквивалентных цепей, используемые для
описания передачи шума через системы впуска и выпуска, при-
ведены б табл. 10.1. Пассивные- двухполюсники используют
для описания излучателей звука, тупиковых ответвлений и дру-
гих элементов с одним входом без источников колебаний (см.,
например, рис. 10.3), источники тока (активные двухполюс-
ники) — для описания процессов рпуска и выпуска газов из
цилиндров ДВС, идеальные тройники и трансформаторы — для
описания разветвлений (см. рис. 10.3) и входных элементов глу-
шителей (см. табл. 10.6).
Наиболее широко для описания глушителей используются
акустические четырехполюсники. Они описываются обычно
в Z,-, Y- и Т-форме. Связь между этими формами описаний ха-
рактеризует табл. 10.2. В табл. 10.3 приведены характеристики
наиболее широко используемых соединений элементов глуши-
телей.	4
202
Таблица 10.1. Основные элементы эквивалентных схем глушителей
u/u |	Тип	Элемент эквивалентной цепи					Типичная акусти- ческая схема					Форма описания
1	Пассивный двух- полюсник	L и	L — z					I				U\ = Zi\ или q = Уиь где Z и У—вход- ные сопротивление и проводимость двухпо- люсника (У = Z-1)
			т4			|—				 г v' г	i	и'		
			к						/			
2	Источник тока..	\1А		т	• ИСТ 1	1>1 U F *	v(t)		1А L!_i ?|			h = кст — Уиот«, где /ист — производитель- ность источника тока (кг/с); Уист — его внутренняя проводимость
3	Четырехполюсник	V	2			рЛ Л? г	4				t3	«I = 2ци + Z12X2*, х’в = Уц«1 + У12М12; U.2 = ^2\1\ + ^22^2> 1’2 в Уг1^1 + У22И2;
		I					I	-				
1 № п/п|	Тип /	Элемент эквивалентный цепи			Типичная акустическая схема '			Форма описания
3	Четырехполюсни к *	•			• «			И| = Аи2 + В (—12); t’l = Cll\ +eD(—l2)> ,	<•	* где A, Bt C, D — элементы матрицы передачи
4	Идеальный трой- ник	см ф" - X а			... 			V2 .1 — J—J Н		• f’l 4“ I2 = hi Ul = U2 U3
5	Идеальный транс- форматор (ТР)	4 4	ГР	Li X п in Х’К Iff		г О	3 0* 3 с	1	j	N SB	BA- . o 	 V „АВ„В	nAB ln —an lA^ an— 2j a« W«’ ГАе an и A ~ — коэффициенты трансформации л-й волны (<ХдЛ=адВ); W — число вхо- дов в сечении В (число учитываемых волн в широкой части канала)
Таблица 10.2. Соотношения между элементами матриц четырехполюсника
1. Соотношения между элементами матриц Z, F, Т
						
Тип матрицы	Т		Z		Y	
			zit	N <	-У22	1
	А	В	Z21	Z21	Уз. "	у21
Т	с	D	1	Z22	дк _	Ун
			Z21	Z2i	Уз.	у21
	А				У 22	-У|2
Z	С	С	Zu	Z12	дг	дг
	1	D			У2.	Уи
	С	С	Z21	Z22	дг	Ду
	D		^22		Z\2		
Y	В	S’	N		У и	У 12
	1	А	_?2t	Zu		
	“ В		N	N	У 21	Г 22 ‘
Принятые		О б О э и	а ч e н и я: Ду»	AD-ВС;	1^22 “^12^2 V	
				Yltrtv		
						
2. Соотношения между элементами матриц Т и Т
A = z\ Л: В -	C = VZ1Z2 С; D=s\J D;
V~zT- _____________ c	-
В; C----j===-\ ОD,
где Z} — характеристические импедансы впускной и выпускной труб
( z/=z?=^r)-
Преобразование эквивалентных схем. Примеры преобразо-
вания эквивалентных схем системы приведены на рис. 10.3.
Исходные эквивалентные цепи для системы и для глушителя
составляются на основе соответствующих акустических схем по
правилам, изложенным в п. 10.2.3, поэлементно. Затем они пре-
образуются и упрощаются, как показано в табл. 10.3. Напри-
мер, в случае преобразования эквивалентной цепи глушителя
вначале по формулам табл. 10.3 для нагруженного четырехпо-
люсника определяют входные проводимости Уз и У?. Затем пре-
205
Таблица 10.3. Характеристики соединений акустических элементов
г-
Соедине-
ния четы-
рехполюс-
ников
5. Последовательное с помощью идеальных Л трансформаторов	В	п	п	г*				
	ТР	ЕГТЗ	ТР с—п		А	Z	Ц	N АА	^ВВап »  —•	n==1 N zAD = Z »nBznBd^ п—1 N ZDA=^t апС^СВапА> n=l N ZDD = S O« CZCC^ °» n=l где ZgB, Zgc, ZnCB, ZqC “ элементы матрицы Z n-го четырехполюсника
							

208
Продолжение табл. 10.3
Элемент
Исходная цепь
Преобразованная цепь
Характеристики преобразо-
ванной цепи
6. Четырехполюсник
7. Идеальный тройник
Нагружен-
ные много-
полюсники
8. Идеальный трансфор-
матор
9. Многополюсник
ИПФ
Z3
—пАВаВА7
доп—а2 а2 z2
%mp—%mp “Ь (^mi +
+ ztpy(ztt +zt),
где t — номер нагружен-
ного входа; // — сопро-
тивление нагрузки

AZt + Ё
CZt + D
r3 = zr‘
Примечание. Стоящие внутри элементов и рядом с ними буквы Z, Y и Т относятся к форме их описания.
образуют нагруженные тройники 2Л— 3—4 и 6—7—9А в экви-
валентные четырехполюсники 2А—4 и 6—9А и получают це-
почку каскадно соединенных четырехполюсников 2—9. Матрицу
передачи этой цепочки дает последовательное перемножение
матриц передач ее элементов (см. табл. 10.3). Аналогично вы-
Рис. 10.3. Пример преобразования эквивалентной схемы выпуска одноцилин-
дрового двигателя: а — акустическая схема выпуска; б — исходная и преоб-
разованная эквивалентные цепи для выпуска; в —то же для глушителя;
г — акустическая схема и эквивалентная цепь для базовой системы;
ИС Т — источник; ИЗЛ — излучатель; СТ — соединительная труба; ГЛ — глушитель;
КАМ — камера; ВХ — вход в камеру; ВЫХ — выход из камеры; ВД — волновод;
=> — преобразование акустической схемы в эквивалентную цепь; “ — преобразование
цепи по правилам табл. 10.3 (остальные обозначения см. в табл. 10.4 и 10.5)
14 Заказ Xs 50
209
числяют матрицу передачи четырехполюсника	1А—10А
(рис. 10.3,6).
.Расчет трансмиссионных потерь. Трансмиссионные потери,
дБ, в глушителе вычисляют через коэффициент передачи по
мощности Sw: ’	)
ALT=-101gSr.	(10.7)
Здесь
е _____________________________________
V	| А4-В + C + D |2 ’
где А, Б," С, D — элементы яомированной матрицы передачи
(см. табл. 10.2). . -
Для оценки трансмиссионных потерь в глушителе в полосе
частот используют коэффициенты передачи шума
Д£т = — lOlgSl.	(10.8)
В свою очередь, 52ш рассчитывают по формуле
I	N
$ш = -^	(,0-9>
где N — число расчетных точек в полосе частот; Swt — коэффи-
циент передачи по мощности да частоте ft.
При этом используют наборы частот ft с постоянными абсо-
лютным и относительным шагом. В первом случае величина
характеризует передачу через глушитель белого шума, во вто-
ром — розового. •
Если известны значения для нескольких узких полос
частот Aft, составляющих одну широкую полосу Af='£Aft,
t
то для оценки передачи шума в широкой полосе принимают
’	=	Д/4.	(10.10)
Расчет эффекта установки. Для расчета эффекта установки
вначале определяют ток в излучателе (гизл), возбуждаемый ис-
точником /ист- Обычно оперируют с эффективными значениями
ТОКОВ (/изл И /ист) :
где С и 'D — элементы матрицы передачи четырехполюсника
1А—10А; Z-яал—>.сопротивление излучению (см. табл. 10.5).
210
Токи, возбуждаемые в излучателе другими источниками
{например, в многоцилиндровом двигателе), определяют анало-
гичным образом. Если источники на исследуемой частоте син-
хронизированы, токи складываются алгебраически (»изл =
= Е ^иэлт), если нет, то квадрат эффективного значения тока
т
в излучателе вычисляют по формуле 1*зл = £ %юлт 
т
Излучаемую звуковую мощность №язЛ определяют по фор-
муле
Гизл *= Re 2ИзЛ1иэл-	(10.12)
Уровень звуковой мощности (Lw, дБ) вычисляют по формуле
Lr=101g(FH34- 10«).	(10.13)
Аналогичным образом (при тех же значениях 1Ист) рассчи-
тывают уровень шума от базовой системы Lwc-
Эффект установки ДЬг для рассчитываемой частоты опре-
деляется разностью Lw6 — Lw-
Величина ALw не зависит от производительности (тока) ис-
точника. Можно, например, принять 1иСТ = РнУлЛ, где рн — плот-
ность атмосферного воздуха; Уд— рабочий объем двигателя;
fi — основная частота газообмена (fi равно п/120 для четырех-
тактного двигателя и п/60 для двухтактного, где п — частота
вращения коленчатого вала, мин-1). Следует помнить, что вы-
численные при этом предположении уровни Lwc и Lw — чисто
условные и могут использоваться только для расчета Д£ж и
сравнительных оценок.
Для расчета вносимых потерь (Д£р£сч) в полосе частот ис-
пользуют формулу
=	(10.14)
Здесь и —расчетные уровни шума от базовой и
исследуемой систем в полосе частот;
/ N	X
аасч = 101g 1012 Е Гим< ,	(10.15)
\	t*=l	/
где N — число расчетных точек в полосе частот; W^nt— звуко-
вые мощности, излучаемые системой на расчетных частотах.
10.2.3.	АКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ТИПОВЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГЛУШИТЕЛЕЙ
Характеристики одномерных элементов. Набор элементов,
из которых компонуются глушители, достаточно ограничен. Это
14*
211
сосредоточенные сопротивления и податливости, соединительные
трубы и объемные элементы (в частности, волноводного типа).
Большинство из «них сводятся к элементам одномерного типа.
Матрицы передачи для некоторых широко используемых од-
номерных элементов глушителей приведены в табл. 10.4 и 10.5.
К сосредоточенным последовательным сопротивлениям (поз. 1
в табл. 10.4) сводится, например, большая группа элементов,
представленных в табл. 10.5'. Параллельными сопротивлениями
(поз. 2) описываются идеальная акустическая емкость (см.
табл. 10.5) и большая группа отражателей резонансного типа
(см. табл. 10.9).
Волноводы шуроко используются в качестве проходных и
тупиковых элементов глушителей. В частности, проходные ци-
линдрические й конические волноводы применяются в качестве
камерных глушителей, плоские диффузоры — в качестве камер
воздухоочистителей и т. д. Тупиковые цилиндрические волно-
воды служат резонансными отражателями звука (см. поз: 2
в табл. 10.9 и поз. 3 в табл. 10.12).
Характеристики элементов глушителей, содержащих много-
модовые'волноводы. Одномерные расчетные схемы применяют
до частот, при которых половина длины волны больше попереч-
ного размера глушителя. Для более высоких частот учитывают
косые волны в волноводах (табл. 10.6). Для многомодового
волновода, образующего цилиндрическую расширительную ка-
меру (поз. 1 в табл. 10.6), матрицу [Z] вычисляют по формулам
табл. 10.3 (поз. 5). Элементы матриц Z^h, используемые в этих
формулах, являются элементами матрицы [ZN] для каждого
(W-го) типа волны. Формулы для их определения приведены
в табл. 10.6.
Формулы для вычисления коэффициентов трансформации
на выходе глушителя (поз. 4) а£в и для круглой впускной
трубы в прямоугольном и в круглом волноводах также даны
в табл. 10.6. Выражения для используемых в этих формулах
значений собственных функций Ф^г(М) и волновых чисел среза
k^z содержит табл. 10.7. Функции Фтег(Л1) описывают распре-
деление звуковых давлений в волне с индексами т и I; вели-
чины k^z определяют частоты среза (см. ниже).
Косые волны распространяются лишь при частотах, боль-
ших частот среза f™ , которые определяют по формуле =’
= [с/(2n}]k”gz. Для f < fw передачу затухающей волной Фт»
учитывают лишь тогда, когда ее затухание по длине волновода
(k^L — см. табл. 10.6) не очень велико. Расчеты ведут для всех
т и /, соответствующих распространяющимся волнам (т. е. для
всех kyz<.k), и для нераспространяющихся волн с затухани-
ями kmlL <7 4-8.
X
212
Таблица ЮЛ. Матрицы передачи основных одномерных элементов глушителей
с	Элемент	Акустическая схема					Эквивалентная цепь					Коэффициенты матрицы передачи
1	Последовательное сопро- тивление		|2				4	Z 1 I	1			2	ir II св II N О II о
			1	%	т 1							
												
2	Параллельное сопротив- ление						♦	1		rt		7 N II II О о II 7 JI
Волновод постоянного
сечения (ВД)
1	2	4 I 	 I Q	Л = Р = соэА£; B = C = sin^L, где А = сэ/с;
		i “ f	
		т-	т	
Конический диффузор
(КД)
213

Продолжение тцбл. 10.4
Элемент
Акустическая схема Эквивалентная цепь
Коэффициенты матрицы передачи
Плоский диффузор
(ПД)
Соединительная труба
(СТ)
л = Л [ J, (Л2) ЛГ„ (А,) - /0 (Л,)	(Ар];
В =	(7о (At) (Л2) - /0 (Аг)’	(АО]?
С = /л	[/, <Л,) Nt (АО - Л (АО ЛГ| (Аг)];
D = л (Л (АО ЛГ» (Аг) - Л (Аг) AG (АО].
где At=Ari, Аг = Агг
А = D = exp (—JMk'L') cos k'L';
В = С = /ехр (—jMk'L') sinA'L',
W L>----fZZA?5"’ M---c” ’ k----~Ja‘
Принятые обозначения: Jn (Л) и N п (Л) — функции Бесселя первого и второго рода; М — число Маха; k — волновое
число; — коэффициент трения (£х « 0,02>; а — постоянная затухания; — эффективный коэффициент динамической вязкости
« 1,4ут/293 ц), где и — коэффициент динамической вязкости газа при Г = 293 К, для воздуха Цв 1,8ИО-6 кг/м»с); ^ — гидравличес-
кий диаметр трубы. Для тонкостенных труб в постоянную затухания (а) включают потери на излучение от вибрации стенок.
Таблица 10.5. Имепдансы акустических сопротивлений
U/U эд 1	Элемент	Акус		ТИЧ	век	ая	схема	Эк!	швалентная цепь		Характеристики элемента
1	Вход в узкую трубу				1 2	1	Ц'	Л	2	2	2 = /?? + /х. где /?? = 5,-^7^= 0,5 (1)Д X = ~^F7
$	Выход из узкой трубы			г:	J			1х	Z	2	Z=R° + jx, где Я2=Ь-^г-[Ь = (1-е2)2; оД - 	р ip 1. v	
				1		I 2	—					— ppi
3	Перфорированная пере- городка		а; г	7. ! 1'	2 fa	1 г<	0) r01 5 с?)	1	z	i2	о	0 (t 4» 2Д) Z— j?r + Jx, где х— _р	> для перего- Р* отв родки со сквозным потоком (a) /?f =s= (gi + ёг) X ХУ ^ОТВ
									-		X рр > для перегородки со скользящим пото- ком (б) /?3а= (0,3 4-0,5)-^-
216
Продолжение табл. 10.5
I № п/п	Элемент	Акустическая схема					Эквивалентная цепь						Характеристики элемента
4	Открытый конец выхлоп- ной трубы * • и *.		13 с 11				ч		f |		% ИЗА п		/?«»[!-0,8е—0,7Для St< 1; DQ п с Р01	с. 1 7		 С РнСн ^2 -г- 0,2-^-для St > 1; 2ИЗЛ	X 1 Х 1+2/ухн
				Мн '						1		74		
5	Открытый конец впуск- ной трубы				^V0f 1			% ИЗА гСЗ-		*1			D.0 _ 0 5 ”01 . z	_£«	 K1 - °’ РвСн • "изл - frFi 1 + 2//ХН
										1А 1			
6	Идеальная емкость	V											/о V р Zc~ JaVp или у<=— сг ’ где V объем
					2				1	X	zc	2*	
Принятые о б о з н а ч е н и я:	н— вихревые сопротивления; 8| и 82—коэффициенты перфорации; fci и & — коэффициен
ты местных потерь; Д — концевые поправки, Д « (0,3 4-0,4)4Ф(8), где Ф(8)— функция Фока, Ф(е)- 1 — 1.47 е0*® + 0,47 хн—акусти
ческое число Струхаля (*н—St —число Струхаля (St dffv9\).
Таблица 10.6. Расчетные схемы элементов глушителей, содержащих многомодовые волноводы
п/п Элемент
Акустическая схема
Эквивалентная цепь
Характеристики элемента
1 Цилиндрическая
камера
%ВВ я %СС----
k cosfk^L)
^х s‘n (k«L)
7^
лвс — лсв
iz k 1
4" sin(^L)
Камера с перфо-
рированной пере-
городкой
Цепь для N-н моды и ее
преобразование
A f	= cos
=* /Zo T/v
1 kN
где V = 0, 1, 2, ...
217
1 Продолжение табл. 16.6
8I&
п/п	Элемент
Акустическая схема
Эквивалентная цепь
Характеристики элемента
3 Цилиндрическая
камера с точеч-
ными источниками
1 kN
=	— — to kN±c
1 ZQ k
1 kN
y3 — 1 Zo k isk»L3
AB _ ф [M‘\ 2A (*paa)
aN — ®N\M0)
для kyz/a < 1 и
поз. 3 а$в « Ф N (Af0)
Принятые обозначения: к* — волновая постоянная распространения, Л/ к?— (к% )2, где к^ — волновая постоянная
среза (см. табл. 10.7); Zo — характеристический импеданс для плоской волны (Zq = c/pF0). Для k^z > k используют следующие соот-
ношения:	^2»	cos	ch Знак а указывает на преобразование формы опи-
сания по формулам табл. 10.2.
Таблица 10.7. Собственные функции цилиндрических волноводов
Сечение	Форма сечения	Собственные функции и волновые постоян- ные среза
Прямоугольное	Z	- / .	1	/ПЛ 1 к, Фт1 (У, 2) — Wm COS в Wi X
	Mfy.z)	Xcos-^-;	=
	Я 3 .Гу	“"VOS') +(4") ’ m’ Z =
		= 0,1,2,...; ir,-=l для / = 0,
		Wj =	АЛЯ	0
Круглое
_ ,	1 fcos (Z0)) 1
Фт1 (Г, 6) -	{ sjn (/е) } X
X Ji (^™гг); kyz =
m, 1 = 0, 1, 2, .Um/==l// (vm/)IX
X V1 — /2/vmZ (Vm* ~ ко₽яи ypaB"
нения J;(vm/) = 0, ?оо = О; v01 =
= 3,83; V02 == 7,02; ...; Vio== 1»84;
V|i = 5,53; ..¥20 = 3,05; v2i =
= 6,71; ...; v3o = 4,20; ... и т. Д.]
Аналогично ведется расчет камеры глушителя, содержащей
волновод, в котором установлена поперечная перегородка с рас-
пределенным по ее площади сопротивлением (поз. 2). Элементы
матрицы передачи Т” для сопротивления определяют по фор-
мулам, приведенным в табл. 10.4 и 10.5, элементы матриц пе-
редачи отдельных мод на участках ВС и DE — по формулам
табл. 10.6 (поз. 1).
Для приближенных расчетов глушителей часто используют
расчетную схему в виде камеры (см. поз. 3 в табл. 10.6) с то-
чечными источниками расхода (тока). Такую камеру рассчиты-
вают аналогично камере с перегородкой (см. табл. 10.6).
Характеристики двухтрубных элементов глушителей. Для
приближенного расчета двухтрубных глушителей с перфориро-
ванными трубами (табл. 10.8) используют методику, близкую
к изложенной в предыдущем разделе. Предполагают [10.5], что
в таком глушителе распространяются две волны — основная
219

Таблица 10.8. Эквивалентные схемы двухтрубных элементбй
№	Элемент	Акустическая схема					Эквивалентная цепь					Характеристика эквивалентной цепи
/ 1 Z 4	Двухтрубный (общая схема)	/ D	Л					О					/ Z„-Z«m+4‘. /->,2.3.4. .. ... / S'ДЛЯ j, k= 1, 2; »	» где	< /,* = 3,4; а'=а’ = а’; а2 — а< = — а, (<Т| = F|/Fo; 02 = Ft/Fo — относи- тельные площади, Fo = Fi + F2)
			□ L	г2		Zh	j	Z			- «		
		И к* CN	2 £ T'f		—1	»А I 1					- и»		
							1			J		
					.^Al							
												
2	С перегородкой в наружном ка- и О па	л	о „	- 27 F					. Г	-ч т		_ _Г	—		^АЛ = ^П» ^DZ>=^33> ^AD = ^DA = ^I3 и’ T’ Д*
			D L		VL	/г						
	нале	• *	Vot1		I	О	J	Ti	 А		Ь	I	9	
												
3	С перегородкой во внутреннем канале	4		в I		г		—		—		2ЛЛ±=7Н; ZdD = Z44; Zad — Zda = Zi4 и. t. д.
			S I	г Г	1 I u UI		А		в	—	G	
				£	: F							
4	С поворотом		А	Г							АА ““	1» ПП —	АП — ПА ~~~	19
										
		А				А	" Z '		77	ЛЛ	11’	ULJ	22’ ли	МЛ	12
5 .	С укороченной внутренней тру- бой		L	2	1		%дол	kl2		/доп = ~ 2^\ где 2ДОП — дополнительное сопро- тивление на входе в глушитель; Z^ — входное сопротивление для поперечной волны в сечении В
			-L								
									17	
		Д	L			А В				
			в	С 1						
6	С поворотом и	1	С				2n“2S+-22-Z<B'>; Z12 = Z2I = z2-4'>;
	емкостью	Л-__. / 1 ООО		1		
				А	А	D	Z22 = 4 +где 4 = - jZ0 ctg (feL2) - U2 входной импеданс для плоской волны в сечении В
Продолжение табл. 10.8
Элемент
Акустическая схема
Эквивалентная схема
Характеристика эквивалентной цепи
Ячейка с ЗПМ
в наружном
канале
ZAA = ZDD = — /4° ct6 ulL “ iZU} c*g u2L>
ZAD=‘ZfiA== — iZu} sIn UlL
где 2 и ?u' 2> “ волновые постоянные распрост-
ранения и волновые сопротивления для основной
(1) н поперечной (2) волн
Примечания:
1. Волновую постоянную распространения поперечной волны в элементе без поглотителя определяют по формуле
= д/*2 “ 4^бэф ^1а2* где бэф = -£-(* + 2Л ~ Mq) + 0,25гj + 0,33 (г2 ~ Г1) “ эффективная толщина перфораций [6q — поправка, характери-
зующая вихревые потери, = 2иотв/ш — для потока, проходящего через перфорации, дд = (0,3 4-0,5) «01/<в — для потока, скользящего
вдоль отверстия].
2. Волновые постоянные в канале с ЗПМ рассчитывают по формулам
“1.2 = д/0,5 (ft2 + *2)- °^2<1 + ♦>a2; zu'2) = х
— fl ±	И ^'^.где В2 = 0,бд/ц4(1 +’»)2 + (*2-*i)2+(fe2-*|)|i2(l-М>); 4 = <Т1Р2/(а2р):	4/(бэффан);
-L (д +1 + -& д - /ва)
k2 = (а/с2 ^р2 и с2~ эффективные плотности и скорость звука в ЗПМ [10 1]: бЭфф 5=5
+ 0.25г, +0.33^- (Г2-Г,)].
(плоская) и поперечная. Характеристики глушителя определя-
ются суперпозицией этих волн.
Двухтрубный элемент (поз. 1 в табл. 10.8) описывают экви-
валентным восьмиполюсником, связывающим токи и напряже-
ния во внутреннем и наружном каналах [10.5]. Элементы мат-
рицы [Z] этого восьмиполюсника (ZpJ вычисляют по формулам,
приведенным в табл. 10.8 через элементы матриц >[Z] четырех-
полюсников, которые описывают распространение плоской и по-
перечной волн между сечениями В и С (2®^ и Z*^A).
Передачи сигналов каждой из этих волн независимы друг
от друга. Передача плоской волной определяется Z-характери-
стиками однородного волновода без внутренней перфорирован-
ной трубы (см. поз. 1 в табл. 10.6 — формулы для k£=k). Для
однородной перфорации на всей длине внутренней трубы Z-ха-
рактеристики для поперечной волны определяются по тем же
формулам при №=№ (см. примечание к табл. 10.8).
Для определения передачи поперечной волной для случая,
когда характеристики перфораций на отдельных участках {Be,
ef и fC) различны, используют схему каскадного соединения
четырехполюсников (см. табл. 10.3). Элементы матриц [Т] для
отдельных участков определяют по формулам табл. 10.6 при
£^ = £(0, затем матрицы [Т1 перемножаются, определяется мат-
рица [Т] для всего перфорированного участка и далее матрица
[Z] участка по формулам табл. 10.2. Для участков без перфо-
раций (8=0) принимают k^=k.
В табл. 10.8 приведены характеристики двухтрубных элемен-
тов с жесткими перегородками в наружном и внутреннем кана-
лах (поз. 2—4) и элементов с укороченной внутренней трубой
(поз. 5 и 6). Если вместо перегородок одно-два сечения двух-
трубного элемента нагружены сопротивлениями, расчет ведется
по методике табл. 10.3 (поз. 9). Характеристики двухтрубных
элементов с ЗПМ в наружном канале (поз. 7 в табл. 10.8) рас-
считывают аналогично.
10.3.	КАМЕРНЫЕ И РЕЗОНАНСНЫЕ ОТРАЖАТЕЛИ ЗВУКА
10.3.1.	ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАСШИРИТЕЛЬНЫХ КАМЕР.
ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ИХ ЭФФЕКТИВНОСТИ
Особенности частотных характеристик камер. Основными
элементами отражающих глушителей являются расширительные
камеры (рис. 10.4). Работают они следующим образом. Набе-
гающая из приемной трубы волна ai возбуждает на входе в ка-
меру колебания расхода газа, которые, в свою очередь, возбу-
ждают в камере колебанияцдавления р. Колебания давления
возбуждают в выпускной трубе звуковую волну Ьг, амплитуда
223
которой приближенно равна амплитуде давления у ее среза
(pi). Величина этих колебаний зависит от объема и формы ка-
меры и от частоты колебаний. Типичные характеристики соос-
ных цилиндрической и конической камер приведены на
рис. 10.4, в.
На низких частотах, для которых наибольший линейный
размер камеры Lm меньше Л/4, звуковое давление во всех точ-
Рнс. 10.4. Цилиндрическая (а) и коническая (б) расширительные камеры
4 и их характеристики (в):
--------цилиндрическая камера; —----коническая камера;--------идеальная ем-
кость, fx — характерная частота камеры
ках камеры почти одинаково и она работает, как идеальная
акустическая емкость (см. табл. 10.5). Характеристики идеаль-
ной емкости, имеющей тот же объем V, что и цилиндрическая
и коническая * расширительные камеры, приведены на
рис. 10.4, в.
Трансмиссионные потери в области частот, где камера рабо-
тает, как идеальная емкость, не зависят от формы камеры и
определяются только ее объемом. В области более высоких ча-
стот для камер, один из линейных размеров которых больше
двух других, характеристики трансмиссионных потерь имеют
вид широких чередующихся полос заглушения и пропускания
(см. область < 2,5 на рис. 10.4, в) и уже существенно зави-
сят от формы камеры. Расчеты ALT для проходных камер
(рис. 10.4, а и 10.4,6) в области частот, меньших частоты пер-
вого поперечного резонанса, выполняют с использованием рас-
четных схем табл. 10.4.
В частности^ проходные цилиндрические камеры, длина ко-
торых больше характерного поперечного размера, описываются
одномодовыми волноводами (поз. 3 в табл. 10.4). Для входной
и выходной труб с примерно одинаковой площадью сечения
характеристики Д£т можно рассчитывать также по упрощен-
ной формуле
ALT = 101g(l 4-0,25Уэкв),	(10.16)
224
где УЭкв — эквивалентная нормированная проводимость камеры,
равная нормированной реактивной проводимости (У) парал-
лельного сопротивления (см. табл. 10.3), имеющего те же А£т,
что и камера, УЭкв= |У| VZ1Z2 (Zi и Z2 — характеристические
сопротивления входной и выходной труб).
Для цилиндрической камеры
F3KB = (m — m-I)sinfe£,	(10.17)
для идеальной емкости
^экв == Vfe/VF,F2.	(10.18)
Здесь т — степень расширения камеры, m = Fol^FiFi, где
Fo — площадь ее поперечного сечения.
Полосы пропускания в характеристике камеры соответст-
вуют продольным резонансам камеры на частотах fn,
f„ = nc/(2L), п= 1,2,3............. (10.19)
На этих частотах колебания давления pt у входа в выпускную
трубу (см. рис. 10.4) резко возрастают и пропускание звука
растет. На частотах fn по длине камеры L укладывается целое
число полуволн (£ = п-0,5Л). Интервалы между частотами fn
постоянны. В области более высоких частот (f > c/D) в ка-
мере возбуждаются и продольные и поперечные волны; число
полос пропускания увеличивается и эффективность камеры
резко уменьшается.
Собственные моды колебаний газа в камере. Для анализа
передачи звука через камеру поле звуковых давлений в камере
описывают суперпозицией стоячих волн (мод) Фк(Л1). Пере-
дача звука определяется суммой передач от всех мод Ф^ДЛГ).
Возможные пути ее уменьшения можно оценить на основе ана-
лиза суммарного переходного сопротивления Zw.
О°	Г	оо N 2
z21= X 22Wi = Zc 1 + £	.
N=0	L N = 1 J ~ JN _
где aNu — факторы формы, равные произведению средних по
сечению срезов труб значений нормированных собственных
функций <bN; for— собственные частоты камеры, соответствую-
щие модам Фх. Для сравнительно маленьких номеров мод они
равны произведению значений собственных функций в центрах
тяжести срезов труб и М2):
« Фа, (Mt) Фл, (М2).	(10.20)
Если частота звука приближается к одной из собственных
частот камеры (fa), вследствие возбуждения резонансных ко-
15 Заказ № 50
225
лебаний растут передачи Z^ , и заградительные свойства ка-
меры, как правило, соответственно уменьшаются.
Собственные функции Ф/у и собственные частоты fN простей-
ших цилиндрических камер прямоугольного и круглого сече-
ния (см. рис. 10.4, а) определяются выражениями
Фпт1(х, У, =	z); п = 0, 1, 2, . ..,
(10.21)
'где Фт1(у, z)v—собственные моды волноводов (см. табл. 10.7).
Собственные частоты fnmi для прямоугольной камеры
(«.-I д/(тУ+(тг)’+(тУ-	<10-22>
для кругового цилиндра
—5-л/(тУ+(-^У-	<10-2з>
где L,'B, Н, R — линейные размеры камер (см. табл. 10.7 и
рис. 10.3).
Моды с индексами т = 0, 1 = 0 и п#=0 называют продоль-
ными, с п = 0 — поперечными. Для камеры круглого сечения
поперечные моды с т^0 — называют радиальными, с /#=0 —
тангенциальными.
Пути повышения эффективности расширительных камер.
Характеристики камерных отражателей звука могут быть су-
щественно улучшены путем подавления (даже частичного) ре-
зонансных передач звука на низших резонансных частотах.
Характеристику.камеры в частотной области, в которой подав-
лены резонансные передачи, приближаются к характеристикам
акустической емкости. Достигается это за счет: 1) увеличения
частот первых собственных колебаний путем изменения гео-
метрии камеры; 2) избирательного увеличения декрементов ко-
лебаний конкретных мод 'за счет размещения активных сопро-
тивлений в узлах давления (пучностях скорости) и активных
податливостей ; в пучностях давления подавляемых мод;
3) уменьшения возбудимости камеры и передачи звука посред-
ством размещения срезов труб в узлах низших собственных
форм (при этом уменьшаются а^); 4) взаимной компенсации
передач одних мод колебаний другими.
В йоследнем случае размеры камеры подбирают таким об-
разом, чтобы В'спектре ее собственных частот были одинаковые
(кратные) частоты, соответствующие различным модам (фор-
мам) колебаний. Компенсация осуществляется подбором распо-
ложения срезов труб, обеспечивающим сложение давлений на
срезе выпускной трубы от мод с кратными собственными часто-
тами с противоположными знаками.
226
Используют также камеры с разветвленными входами (см.
рис. 10.10,а,е,дас). Сложение сигналов от каждого из развет-
влений в местах соединений труб позволяет дополнительно из-
бирательно подавить передачу звука теми модами, передача ко-
торыми в камере не подавлена. Аналогичным целям служит
использование настроенных на подавление пропускаемых мод
дополнительных резонаторов (см. рис. 10.10,6).
10.3.2.	КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ КАМЕР
С ОПТИМИЗИРОВАННОЙ СТРУКТУРОЙ
И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Увеличение низшей собственной частоты камеры. Наимень-
шая собственная частота камеры fi определяется ее наиболь-
шим линейным размером Lm(fi^c/2Lm)- Для камеры фиксиро-
ванного объема увеличения низшей собственной частоты дости-
гают приближением ее формы к шаровой или кубической. На-
пример, для соосной цилиндрической камеры без внутренних
труб выбирают D : L = 2,44. При этом достигается равенство ча-
стот первой продольной и радиальной мод (fioo = foio). Харак-
теристики этой камеры приведены на рис. 10.7, б. Частота пер-
вого резонансного провала заглушения (f*) в такой камере
f\ = /юо = foio = l,67fx — характерная частота камеры, /х = с/2/х
(/х — характерная длина камеры,/Х = -^У). Частота характе-
ризует потенциальный частотный диапазон эффективной работы
камеры. Для «длинной» камеры с L:D = 2 (см. рис. 10.4, а)
частота первого провала Д£т (fi = 0,58/х) значительно ниже,
чем для камеры с D:L = 2,44 (см. рис. 10.7,6).
Камеры с внутренними трубами. Эффективным средством
уменьшения передачи звука через камеру является размещение
открытых концов подводящей и отводящей труб глушителя
в узлах низших мод колебаний газа. При этом трубы могут
вводиться в полость глушителя. Положение внутренних срезов
подводящей и отводящей труб в глушителе в общем случае
описывается шестью координатами. Изменение каждой из них
может быть использовано для подавления передачи звука кон-
кретной модой, что позволяет подавить передачи по крайней
мере шести первых мод. Для камер, обладающих симметрией,
оказывается возможным подавить передачу значительно боль-
шего числа мод, за счет того что в этих камерах существуют
особые точки, в которых пересекаются узловые поверхности не-
скольких низших форм. Например, в центре шаровой камеры
пересекаются узловые поверхности всех нерадиальных мод,
в центре прямоугольной камеры — всех нечетных мод и т. д.
Расположение узловых поверхностей низших собственных мод
в камерах определяется нулями их собственных функций
ФЛ-(,И) [см. формулу (10.21)[. Используют также экспернмен-
15»	997
тальный метод определения положения узловых поверхностей
при помощи зондов [10.3].
Некоторые конструктивные схемы камер, в которых пере-
дача низших мод подавляется за счет размещения срезов труб
в узлах колебаний, приведены на рис. 10.5. В кубической ка-
мере показанной на рис. 10.5,а, подавление передачи звука
низшими модами с индексами п, т, 1=1, 2, 3 достигается за
Рис. 10.5 Акустические схемы оптимизированных камер с внутренними тру-
бами: а, б — кубические камеры; г, д — цилиндрические камеры (D : L=0,9);
в — характеристики кубической камеры (а)
счет размещения эффективных срезов впускной (Mt) и выпуск-
ной (М2) труб в узлах этих мод, в точках с координатами Xi =
=0,5L, t/i = 0,5B, zi = 0,5H и. x2 = 0,75L, i/2=0,75B, z2 = 0,25/7.
Колебания нечетных мод с индексами п, т, 1=1,3 в этой схеме
не возбуждаются, Потому что давления в этих модах в точке
возбуждения равны нулю:	=0. Пульсирующий по-
ток на срезе впускной трубы не встречает сопротивления сил
давления и не передает энергии соответствующим модам. Моды
с индексами п, т, 1 = 2 в камере возбуждаются, но не передают
энергии в выпускную трубу так, как давление у среза выпуск-
ной трубы (в точке М2) в этих модах равно нулю. Срезы труб
должны быть несколько смещены в направлении их осей от уз-
лов низших мод объема пустой камеры (A»0,3d) для компен-
сации дополнительных ближних полей, связанных с наличием
внутренних труб в объеме [10.3]. Для кубических камер, выпол-
ненных по' схемам рис. 10.5, а и б, f i = 4fx.
Сам способ вбода труб во внутренний объем камеры не ока-
зывает существенного влияния на ее акустические характери-
стики. Аналогичного эффекта подавления передачи звука низ-
шими модами с индексами п, т, 1=1, 2, 3 в кубической камере
можно добиться, располагая срезы труб (рис. 10.5,6) в точках
Mi (0.25L, 0,5В, 0,5Я) и М2 (0.5L, 0,25В, 0,25Я) или в любых
228
других, так чтобы хотя бы один срез внутренней трубы нахо-
дился па узловых поверхностях перечисленных мод.
Характеристики, близкие к характеристикам кубических ка-
мер, имеют цилиндрические камеры (рис. 10.5, г и д). Для них
Г=3,98/х.
Примеры реализации в конструкциях воздухоочистителей.
Примеры реализации принципов подавления передачи звука
Рис. 10.6. Акустические схемы камер воздухоочистителей с улучшенными ха-
рактеристиками (а —пат. СтВ 2128896В Великобритании; б —а.с. 1375847
СССР) и сравнительные характеристики воздухоочистителей (в):
-------выполненного по схеме а;----------стандартной конструкции (без взаим*
ной перпендикулярности радиусов OOt и ОО3)
низшими формами колебаний за счет размещения срезов труб
на узловых поверхностях мод для улучшения характеристик
камер плоских цилиндрических воздухоочистителей — глушите-
лей шума приведены на рис. 10.6. Характерным для этих воз-
духоочистителей, используемых, например, на автомобилях
ВАЗ, является нецентральное расположение окна под карбю-
ратор 1, связанное с особенностями размещения воздухоочис*
тителя в моторном отсеке автомобиля. Для таких воздухоочис-
тителей характерно пропускание звука на частоте первой тан-
генциальной моды foot — 0,586с/D.
В камере воздухоочистителя двигателя легкового автомо-
биля ВАЗ-2105 (рис. 10.6, а) подавление передачи первой тан-
генциальной модой достигнуто за счет расположения отверстия
под карбюратор (/) и входа во впускную трубу (2) на взаимно
перпендикулярных радиусах. При этом срез впускной трубы
располагается на узловой линии моды Фом с собственной часто-
той fooi «630 Гц. Влияние такого взаимного расположения
впускного и выпускного окон воздухоочистителя иллюстрирует
рис. 10.6, в (измерения проводились в 6 см от среза выпускной
трубы). В схеме на рис. 10,6,6 аналогичный эффект достигнут
при помощи дефлектора, переносящего срез впускного патрубка
в зону минимальных давлений моды Фаи.
229
Камеры со взаимной компенсацией колебаний. Несколько
схем расширительных камер, в которых реализуется принцип
взаимной компенсации передач модами с одинаковыми собст-
венными частотами, приведены на рис. 10.7. В камере, изобра-
женной на рис: 10.7, а, компенсируется передача мод Фюо и
Фою. Равенство собственных частот этих мод обеспечивается при
-.Рис. 10.7. Камеры с компенсацией передач: а—цилиндрическая несоосная;
в, г — прямоугольные с	равным 0,5: 1:1,4 и 2: 1:1,4; б — харак-
теристики соосной* (—) и несоосной (------) цилиндрических камер
с D : L=2,44
соотношении размеров камеры D.L =2,44, как и в соосной ка-
мере (см. стр. 227), но в соосной камере коэффициенты формы
О1оо и aoio хотя и ИМеют противоположные знаки, не равны по
модулю — =—2, а°*°=6,16 (для а//?«;1). Передачи модами
Фюо и Фою скомпенсированы слабо. Для полной компенсации пе-
редач смещаю^1 центр одной из труб (выходной, на рис. 10.7, а)
в зону меньших значений функции Фщо (см. эпюру на
рис. 10.7,а), так чтобы выполнялось равенство а®1® = 2. Срав-
нйтельные характеристики соосной камеры и камеры с ком-
пенсацией приведены на рис. 10.7,6. Компенсация достижима
и в соосной камере при a/R = 0,54 (см. поз. 5 в табл. 10.9).
Аналогичным образом настраивают и прямоугольные ячейки.
Вариант ячейки, показанный на рис. 10.7, в, позволяет компен-
сировать передачи модами Фюо и Фого. Камера на рис. 10.7, г
образована удлинением ячейки с рис. 10.7, в. В ней скомпенси-
рована передача'модами Фюо и Ф020. Первая частота пропуска-
ния ячейки (рис. 10.7, в)—f*=2,52fx, камеры (рис. 10.7, г) —
f* = 4,00fx.
230
Расчет камерных глушителей в приближении узких труб.
Для расчета цилиндрических камер с внутренними трубами
в области низких и средних частот используют метод четырех-
полюсника. В приближении плоских (одномерных) волн рас-
четные схемы таких камер составляют их одномодовых проход-
ных и тупиковых волноводов и идеальных тройников (см.
рис. 10.3,в). Такие схемы верны для частот, не превышающих
первой частоты низшей поперечной моды, т. е. когда в направ-
лении оси камеры распространяются только плоские волны.
С некоторыми оговорками область применения этих схем можно
расширить до частоты первой пропускаемой поперечной моды.
При этом в области заглушения вычисленные трансмиссионные
потери в полосах частот дают достаточно хорошее приближение
к действительным характеристикам глушителя.
При расчете цилиндрических камер глушителей в области
частот, соответствующих неплоским волнам, используют при-
ближение узких труб [10.3]. Основное допущение в этом случае
заключается в том, что при учете передачи и отражения волн,
распространяющихся в направлении оси камеры, на участке
2—3 на рис. 10.3, а пренебрегают изменением сечения волно-
вода, обуславливающим частичное отражение и взаимопревра-
щение волн, т. е. фактически пренебрегают объемом, занимае-
мым трубой на участке 3—Ь. При таком предположении можно
считать, что в направлении оси цилиндрического глушителя
волны распространяются независимо одна от другой, взаимо-
действуя лишь в местах соединения камеры с внешними уст-
ройствами (входными и выходными трубами) в точках Mi и
Мг. Для расчета глушителей могут быть использованы схемы
к поз. 3 в табл. 10.6. Расчетная схема для каждой моды при
этом совпадает с расчетными схемами камеры (см. рис. 10.3, в)
для плоской волны.
Для более точного расчета камер сложной формы исполь-
зуют также метод конечных элементов [10.6]. Возможности ме-
тода достаточно широки, но он требует значительных затрат на
программирование и много машинного времени для расчетов.
Осредненные характеристики камер в первой полосе заглу-
шения. Осредненные значения трансмиссионных потерь настро-
енных камер (типа представленных на рис. 10.5) в первой по-
лосе заглушения оценивают по формуле (10.16). Их эквива-
лентную проводимость Уэкв в этой полосе вычисляют по фор-
муле
Гэкв = I Ус |	= Лт21 Sin [л//(Л/х)],	(10.24)
4//1
где т-21 — объемная степень расширения камеры, характеризую-
щая потенциальные заглушения камеры заданного объема,
(10.25)
231
A — параметр, характеризующий эффективность использования
полезного объема расширительной камеры, A—f*/fx. Для опти-
мизированной кубической камеры типа изображенной на
рис. 10.5, а, б А =4, для оптимизированных цилиндрических ка-
мер Л =*3,98. Значение А определяет ширину первой полосы
заглушения (f*=Afx) и максимальную широкополосную эффек-
тивность камеры, которая на частоте fM = 0,5Afx равна
ДЬТ = 201g (0,5Лт21).	(10.26)
*
Осредненные зависимости эффективности камер от безраз-
мерного комплекса Л/П21 и частоты звука приведены на
рис. 10.8, б. На отдельных частотах и в очень узких полосах ча-
Рис. 10.8. Обобщенные характеристики цилиндрических камер в первой полосе
заглушения
стот рассмотренные выше камеры могут иметь значительно
большие резонансные заглушения (см. рис. 10.5,в), не влияю-
щие практически на передачу шума в широких полосах
частот.
При проектировании расширительных камер обычно исходят
из условия обеспечения необходимых заглушений в области
низких и средних частот. Для обеспечения Д£т = ДА”орм вначале
вычисляют необходимую эквивалентную проводимость камеры
(по графику на рис. 10.8, а или по формуле У>кв =
=2 д/ю0,1 £т°₽м — 1). Затем вычисляют предварительный
объем камеры 14экв, равный объему идеальной емкости и обес-
печивающий необходимые УЭКв:
V езкв —. Y экв	(10.27)
где k = <&lc — волновое число на частоте f, для которой под-
бирается камера. Д1о рассчитанному объему производятся пред-
варительная конструктивная проработка камеры и оценка ее
характеристики (по графику на рис.' 10.8,в). При неообходи-
мости объем и конструкция камеры корректируются.
232
10.3.3.	камеры с диссипативными элементами
Камеры с поперечными перегородками. Подавление пере-
дачи звука модами более высоких номеров в камерах с опти-
мизированной геометрией достигается при использовании до-
полнительных диссипативных элементов. В схемах, приведенных
на рис. 10.9,6—е, использовано подавление передачи звука чет-
Рис. 10.9. Камеры с диссипативными элементами: а и б — с непроточными
перегородками; в — L : В : Н = 2 : 1 : 1; г — с компенсацией (L: В :Н =
=4: 1 : 1,4); д, е — цилиндрические (L:D=1,79); ж, з — облицованные ЗПМ
вертой продольной модой при помощи активных перегородок,
установленных в узловых плоскостях этой моды (в пучностях
звуковых скоростей).
В камере, показанной на рис. 10.9, а, передача четвертой
продольной модой подавляется при помощи торцевых резона-
торов, образованных дырчатой перегородкой и полостью между
перегородкой и торцевой стенкой, настроенных на частоту Доо=
=4c/(2L). Эта полость может быть заполнена ЗПМ. Срезы
внутренних труб в камерах располагаются в узлах первых про-
дольных и поперечных мод (п, т, /=.1, 2, 3). При этом учиты-
вают дополнительные небольшие смещения узловых поверхно-
стей этих мод, связанные с введением перегородки [10.3].
Оптимальное значение удельного акустического сопротивле-
ния перегородок в схеме 10,9,6 должно быть близко к рс. При
233
меньших сопротивлениях перегородка недостаточно эффективно
рассеивает звук,, при больших — чрезмерно ослабляется связь
объемов камеры, разделенных перегородкой, и нарушается на-
стройка камеры. Входное удельное активное сопротивление тор-
цевых резонаторов в схеме 10.9, а на их резонансной частоте
также нужно подбирать равным или близким к рс. Камеры
типа, изображенных на рис. 10.9, а и б обеспечивают в широком
диапазоне частот c/(2L) <Z f < 7с/(2L) эффективность Д£т«
«20 1g (0,5f4oom2i/fx).
- Камеры, выполненные по схемам 10.9, в—е, эффективнее ка-
мер, показанных на рис. 10.9, а и б, но их можно рекомендовать
только для систём шумоглушения, в которых допустимы доста-
точно большие перепады статического давления на перегородке,
так как активное сопротивление перегородки создается за счет
повышенных скоростей потока газа. Для эффективной работы
глушителя числа Маха (М) потока в отверстиях перегородки
должны отвечать условию М«е, где е — степень перфорации
перегородки. При оптимальном выборе соотношений между ли-
нейными размерами камеры с перегородками обеспечивают вы-
сокое заглушение вплоть до. частот f* = 5,02fx (рис. 10.9, в, д, <?),
а построенные по схеме с компенсацией (рис. 10.9, г) —до ча-
стот f*=6,34fx. Возможно также использование камер с двумя
перегородками (см. рис. 10.10,а).
В рассмотренных выше глушителях, так же как и в глуши-
телях без перегородок (см. рис. 10.5), возможны и другие ва-
рианты размещения срезов труб в объеме камеры и способы
ввода их в объем. В частности, для автомобилей с поперечным
расположением глушителя используют камеры с боковым вво-
дом одной из двух труб (см. рис. 10.9,е — а.с. 1337788, СССР).
Переменой положения срезов можно, в определенной степени
регулировать отражение звуковых волн от глушителя и влиять
на резонансы в приемной и выпускной трубах. Расчет камер
с перегородками ведут по методике, изложенной выше (см.
стр. 231).
Камеры, облицованные ЗПМ. Для улучшения звукопоглоще-
ния в области высоких частот используют настроенные камеры
облицованные звукопоглощающим материалом (рис. 10.9,ж и
з — а. с. 1343049, СССР). Центральная труба в этих камерах
настраивается На подавление первых нечетных форм. Срез вто-
рой трубы, по которой газ удаляется из камеры, размещают
приблизительно на расстоянии 0,3d от поверхности поглотителя,
вне зоны прямого попадания звуковых лучей из центральной
трубы. Такое расположение труб обеспечивает дополнительный
экранный эффект при незначительном росте сопротивления ка-
меры.
Эффективность камер при частотах, не превышающих /м=>
= с/1м, определяют по формулам (10.16) и (10.24) или по
234
рис. 10.8, в. При этом принимают A=4/X/LM, где LM —макси-
мальный линейный размер камеры. В полосах частот, превы-
шающих fM, ALt практически постоянно и равно ALT на ча-
стоте fK. Дополнительный экранный эффект на частотах f >
>0,25с/6х оценивают по графику трансмиссионных потерь для
экранного глушителя (см. табл. 10.10).
10 3.4. КОНСТРУКТИВНЫЕ ВАРИАНТЫ
КАМЕРНЫХ ГЛУШИТЕЛЕЙ
Арсенал возможностей, которые открывает для конструиро-
вания глушителей синтез по собственным формам с использова-
нием приемов, описанных в п. 10.3.1, достаточно богат. В каче-
стве примера на рис. 10.10 изображены конструкции камерных
глушителей, реализующие комбинации этих приемов.
Так в схеме на рис. 10.10, а для дополнительного уменьше-
ния передачи звука четвертой продольной модой использованы
интерференционные эффекты в трубе АС. Длина волны для этой
моды A,4oo = O,5L. Колебания давления в сечениях А и С для
этой моды происходит в одной фазе. Длины патрубков АВ и СВ
равны 0,25А,4оо и 0,75А.4оо соответственно. Именно при таких дли-
нах труб наиболее эффективно подавляются колебания на ча-
стотах /чоо за счет интерференционных эффектов (см. п. 10.3.5).
В схеме на рис. 10.10,6 размещение отверстий 1 и 3 — вхо-
дов в камеру, образованную внутренней и наружной трубами,—
использовано для подавления первых продольных мод в ка-
мере. Перегородка 2 участвует в подавлении четвертой продоль-
ной моды. Отверстия 6 в перегородке расположены таким об-
разом, чтобы не пропустить колебания от первой радиальной
моды из первой секции камеры во вторую. Кроме того, тупико-
вые четвертьволновые резонаторы 4 и 5 в центральной трубе
(см. п. 10.3.5) настроены на подавление четвертой и восьмой
продольных мод в камере. Эффективность этих глушителей
иллюстрируется результатами испытаний на двигателе
(рис. 10.10, в).
Глушитель, представленный рис. 10.10,6, спроектирован по
схемам, приведенным на рис. 10.9, как замена серийного глу-
шителя ВАЗ (рис. 10.10,г). (Корпус серийного глушителя со-
хранен.) Дополнительно в основном глушителе смонтирован
маленький глушитель с внутренней перфорированной трубой
(см. п. 10.3.5), увеличивающий трансмиссионные потери в об-
ласти высоких частот. Входной участок выпускной трубы пер-
форирован, за счет чего увеличены потери в выпускной трубе
и уменьшены резонансные звоны в ней (см. п. 10.5.2) Глуши-
тель прост по конструкции и характеризуется низкой металло-
емкостью.
В камере воздухоочистителя, представленной на
рис. 10.10, ж, для подавления передачи звука первой радиаль-
235
ной модой (ФО|о) использованы интерференционные эффекты.
Разность путей, проходимых звуковыми волнами по дефлектору
АВ—СВ = 0,4Z) в этой камере равна О,5ою- Соотношение длины
ёетвей дефлектора АВ!СВ = 3. В схеме на рис. 10.10, е откры-
Рис. 10.10х. Варианты камерных глушителей: а и б — основной (ас. 1962003
СССР) и дополнительный (а.с. В59444 СССР) глушители для двухцилиндро-
вого двигателя с рабочим объемом Ул=650 см3; в — шум от системы двух-
цилиндрового двигателя без глушителей (штриховая линия) и с глушителями
(сплошная линия) по схемам а и б; г и д — серийный и «упрощенный»
(а.с. 641140, 850874, 101306 СССР) глушители для четырехцилиндровых дви-
гателей с Ул = 1200 ч- 1500 см3; е, ж — воздухоочистители (а.с. 1377438
СССР) для четырехцилиндрового двигателя с Уь=1300 -е- 1500 см3
тые концы впускного канала, образованного дефлектором и кор-
пусом воздухооочистителя, размещены в узлах второй танген-
циальной моды (Фоог). Колебания от первой тангенциальной
моды (Фш) не пропускаются, так как на срезах труб А и С
колебания давления от этой моды имеют противоположные
236
знаки, и возникающие в патрубках АВ и АС колебания взаимно
подавляются в месте соединения ветвей дефлектора
(в точке В).
10.3.5 РЕЗОНАНСНЫЕ ОТРАЖАТЕЛИ ЗВУКА
По сравнению с широкополосными камерными отражате-
лями звука резонансные отражатели имеют большую эффек-
тивность, но в более узких полосах частот. В практике борьбы
с шумом применяют резонаторы Гельмгольца, четвертьволновые
и объемные резонаторы, концентричные и интерференционные
отражатели звука. Основные виды резонаторов и их характери-
стики приведены в табл. 10.9.
Резонаторы Гельмгольца. Резонаторы Гельмгольца содер-
жат камеру объемом Vp, соединенную с воздуховодом горлом
в виде короткой трубки или отверстий в стенке воздуховода.
Используют резонаторы Гельмгольца для подавления низкоча-
стотных колебаний. Эти резонаторы описываются эквивалент!
ной цепью с параллельным сопротивлением (см. табл. 10.4) Zp,
которое определяется (см. табл. 10.9) суммой сопротивлений
горла (два последних слагаемых) и объема (первое слагаемое).
Резонансная частота fv (см. табл. 10.9) соответствует взаимной
компенсации этих сопротивлений.
В полосе заглушения эффективность резонатора определя-
ется как сумма трансмиссионных потерь камеры на частоте
/р(ДДр) и резонансных добавок (ДЛр):
Д£т = Д£р + Д£р.	(10.28)
Значения Д£рс определяют по формулам (10.16) и (10.18)
при k = kp. Значения Д£р для резонатора без потерь приведены
в табл. 10.9. Там же указаны резонансные добавки для опре-
деления эффективности резонатора в полосах частот шириной 1,
!/г и */з октавы. Формулы для определения эффективности резо-
натора в полосе частот содержит табл. 10.11.
При проектировании резонатора объем его камеры выби-
рают исходя из условия обеспечения необходимой эффективно-
сти Д£"орм в полосе частот. Для этого по графику в табл. 10.9
определяют Д£р. Затем вычисляют необходимые значения Д£,р
по формуле
Д£? = Д£?орм - Д£р	(10.29)
и устанавливают УЭкв (по графику на рис. 10.8, а) и объем ка-
меры [по формуле (10.27)]. Необходимое значение fp обеспе-
чивают, варьируя размеры горла резонатора (см. формулу для
fp в табл. 10.9).
237
238
Таблица 109. Резонансные отражатели звука
Элемент
Акустическая схема
Характеристики А/^т
Характеристики эквивалентной цепи. Ре-
комендации для проектирования
Резонатор
Гельмгольца
с / F
2л /у Ир^экв
1 — 1/3 октавы, 2 — 1/2 октавы; 3 —
октава; 4 — идеальная емкость; 5 —
дискретная частота
^p = pVp/(/coc2) + /<|)Аэкв/(Р^г) +
+ 0,Зи01/(рГг),
где £экч = /г + 2Д (А — см. табл.
10.5)
2
Четвертьволно-
вой резонатор
2₽----J-^-ctg(feLp)
3
Концентрический
резонатор
Методика подбора характеристик
перфорации:
1)	вычислить Хр по формуле
хр = kpL д/о2 sin ^p£/(oi/tpL);
2)	определить фР (см. график);
3)	Вычислить Цебэфф по формуле
КедЭфф = —-X
а2МГ
/	sin kpL \ —
X Hi + <М>р ——;—
\	kPL /
240
Продолжение табл. 10 9
№
n/n
Элемент
Акустическая схема
Характеристики Д£
Характеристики эквивалентной цепи. Ре-
комендации для проектирования
3
Концентрический
резонатор
4	Интерференцион- ный отражатель	F-f J-1 №	, Й")				
				l2	Ft	
5	Резонатор с ком- пенсацией	(L	)	- L /		2
		д L /	п			
						
						
F,
4Z
20
10
	JI fl fl	II II	
	II		
			
° 0,6 0,8 1,0 1,2-Р/fp
Z)Zr
20
fp = 0,5c/(L,-£2)
		II //	V \\
		CL'	V
0/4 0,6 Ofi 1/0 f/fp
fp = 0,5c/L
%
0,8
о
Li L — 0,5Лр;
ZJ?nT = 0,25Xp
ДУ
= 0,75Хр;
Для схемы a F2 = 2Fb Re 6Эфф =
4
=-----я---, для схемы б — D —
«2*р*г
= 1,85 d, L = 0,76d, при этом fP -
= 0,66 c/d
Четвертьволновые резонаторы. Четвертьволновые резона-
торы выполняют в виде отростков труб (см. табл. 10.9) и в виде
кольцевых камер, охватывающих воздуховод (см. поз. 3
в табл. 10.12). Эти резонаторы имеют несколько резонансных
частот, низшая из которых — fpi— соответствует длине волны
(ЛР), в четыре раза большей длины резонатора A,P = 4LP. Рас-
четной схеме четвертьволнового резонатора соответствует экви-
валентная цепь с параллельным сопротивлением Zp (см.
табл. 10.4).
Эквивалентная проводимость четвертьволнового резонатора
определяется выражением
F9KB = mptg(feLp),	(10.30)
где wip — степень расширения резонатора (mp = Fp/F-r). По эф-
фективности вблизи первой резонансной частоты fp четвертьвол-
новой резонатор близок к резонатору Гельмгольца с объемом
Vp=0,81FpLp. Эффективность четвертьволнового резонатора
в полосе частот определяется по формулам табл. 10.12.
При проектировании длина резонатора Lp подбирается по
первой резонансной частоте [LP = c/(4fP)], площадь (Fp)— по
необходимой эффективности в полосе частот.
Камеры с резонансными характеристиками. Для достижения
резонансных эффектов используют также резонансные свойства
объемов камер. Это могут быть эффекты, связанные с повышен-
ной податливостью объемов камер на антирезонансных часто-
тах. Эти эффекты часто проявляются в камерах, близких к од-
номерным (когда один из линейных размеров намного больше
других), и в камерах с ослабленной связью между отдельными
объемами. В частности, такими ярко выраженными резонанс-
ными свойствами на частотах /=(1, 2, 3)fioo и f=(5, 6, 7)fioo
обладают камеры, представленные на рис. 10.9, в—е. Это свой-
ство камер с перегородками используется, в частности, для
компенсации резонансных провалов заглушения в соединенных
трубах системы [10.3].
Другой тип резонансного отражения камерами связан
с взаимной компенсацией мод (см. поз. 5, схему б в табл. 10.9).
Камера в этом режиме работает как жесткий отражатель
с большим последовательным сопротивлением.
Концентрические резонаторы. Концентрические резонаторы
выполняют в виде цилиндрических камер (с длиной L <
<0,25Хр), охватывающих перфорированную трубу. Резонанс-
ная частота концентрического резонатора несколько выше ре-
зонансной частоты резонатора Гельмгольца, который имеет
объем, равный внешнему объему кольцевой камеры резонатора,
и проводимость горла, равную суммарной проводимости отвер-
стий в стенках внутренней трубы. Расчет концентрических ре-
зонаторов ведут по формулам табл. 10.8. Резонансную частоту
определяют из уравнения JffiZsi=0.
16 Заказ № 50
241
Методика подбора эффективной толщины перфорации, обес-
печивающей необходимую резонансную частоту концентриче-
ского резонатора [10.5], приведена в табл. 10.9. Рассчитанные
по этой методике значения Re бЭфф несколько больше значений
Re бэфф для аналогичного резонатора Гельмгольца, которые
определяются первым сомножителем в выражении для Re бЭфф.
Концентрические резонаторы и резонаторы с компенсацией
(поз. 5 в табл. 10.9) обеспечивают дополнительное заглушение
звука в области высоких частот (при Z?x>0,5X). Это дополни-
тельное заглушение можно оценить приближенно по Dh для
трубчатых глушителей, для области kh> 1 (см. табл. 10.10 и
п. 10.4.2).
Интерференционные отражатели. Интерференционные отра-
жатели применяют для ослабления узкополосного шума и для
улучшения характеристик глушителей в полосах пропускания.
Классический вариант интерференционного отражателя и реко-
мендации для его проектирования приведены в табл. 10.9.
Другие варианты использования того же принципа приведены
на рис. 10.10, а, ж.
Другая форма* использования интерференционного принципа
заключается в суммирований сигналов, переносимых плоской и
поперечной волнами в концентрическом резонаторе (поз. 5,
схема а в табл. ”10.9). Для этого частоту среза поперечной
волны подбирают так, чтобы она равнялась первой собствен-
ной продольной, частоте камеры, а площадь наружного ка-
нала— исходя из условий полной компенсации сигналов, пе-
реносимых волнами. Оптимальные соотношения для выбора'ха-
рактеристик этого резонатора приведены в табл. 10.9.
К ячейке с йерфорациями близка по характеристикам соос-
ная ячейка с компенсацией (поз. 5, схема б в табл. 10.9). Преи-
муществом ячейки с перфорацией является то, что ее резонанс-
ная частота не связана жестко с диаметром подводящих труб
(d) и может регулироваться путем изменения 6Эфф и L.
10.4.	ГЛУШИТЕЛИ СО ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИМ МАТЕРИАЛОМ
10.4.1.	ЗАТУХАНИЕ ЗВУКОВЫХ ВОЛН
В ОБЛИЦОВАННОМ КАНАЛЕ
И МЕТОДЫ ЕГО ОЦЕНКИ
Особенности распространения звука в каналах, облицован-
ных звукопоглощающим материалом. Принцип работы глуши-
телей с облицованными каналами иллюстрируются схемой
к поз. 1 в табл. 1*0.10. Из приемной трубы на вход глушителя А
набегают волны аА с различными распределениями давления
по сечению. Они частично отражаются и частично проникают
242
в глушитель и распространяются в нем уже в виде волн р-^,
специфических для данного облицованного канала. Эти волны
затухают при распространении вследствие поглощения звуковой
энергии в ЗПМ. Причем различные волны затухают по-раз-
ному в зависимости от их формы, скорости распространения,
глубины проникновения в ЗПМ. Для достаточно длинных обли-
цованных участков в выходном сечении В можно пренебречь
энергией, переносимой сильно затухающими волнами, которые
генерируются на входе А, и учитывать лишь наименее затухаю-
щую волну р®. На выходе из канала она, в свою очередь, ча-
стично отражается, а частично проникает в выпускную трубу.
Эффективность глушителя с облицованным каналом Д£т
определяется отношением суммарной звуковой энергии набегаю-
щих волн к энергии прошедших волн 6® и зависит от кон-
струкции глушителя и модального состава волн а£ на его
входе. Полные потери звуковой энергии 1Гпад — й^прош склады-
ваются из потерь на отражение и на генерацию быстрозатухаю-
ших волн на входе в канал, потерь при распространении наи-
менее затухающей моды по каналу и потерь на выходе
из канала. Элементы матрицы рассеивания облицованного ка-
нала определяются через коэффициенты трансформации и от-
ражения волн на входе и выходе S^m и и постоянные
распространения волн в каналах. В практике расчета харак-
теристик глушителей с облицованными каналами потери пере-
дачи энергии ALT часто определяют по затуханию наименее за-
тухающей моды (ро), а волновые взаимодействия на входе и
выходе учитывают через дополнительные поправки к затуха-
нию звука.
Распределение звуковых давлений в волнах рт и затухание
этих волн определяются решением системы уравнений Гельм-
гольца, описывающих распространение волн в ЗПМ и в сво-
бодном проходе канала при условии равенства входных прово-
димостей на границе слоев [10.1]. Затухание определяется
мнимыми частями волновых чисел (—Jm£™). Обычно вводятся
безразмерное затухание (Dh) на одном условном калибре ка-
нала (й), равном отношению площади свободного сечения ка-
нала к длине облицованной части периметра свободного се-
чения:
D™-----Гтй^й.	(10.31)
Расчет затухания звука в канале с локально реагирующей
облицовкой. Различают поглотители с локально реагирующей
облицовкой, в которой распространение звука вдоль канала
в поглотителе или невозможно, или не играет сколько-нибудь
существенной роли в общей передаче звука вдоль канала, и
«прозрачные» поглотители [10.1]. Локально реагирующая обли-
16*
243
цовка полностью характеризуется безразмерной нормальной
удельной проводимостью облицовки ys = pc/Zs (Па-с-м-1),
где Zs — нормальный удельный импеданс облицовки. В сопро-
тивление Za включают также сопротивление дырчатой перего-
родки, обычно отделяющей поглотитель от проточной части ка-
нала и предохраняющей его от выдувания. Основными пара-
метрами «прозрачной» облицовки являются комплесные плот-
ность и скорость звука (см. табл. 10.8).
Затухание наименее затухающей моды (£>л) в каналах с ло-
кально реагирующей облицовкой определяют по специальным
номограммам [10.1] в зависимости от параметра (Yskh). Для
каналов с не очень большими проводимостями облицовки
(Yskh 1) значения Dh можно оценить по формуле
Dh « 8,65Re ^/jkhYs - (kh}2.	(10.32)
Максимальные значения Dh для круглого и щелевого кана-
лов с остро настроенными локально реагирующими поглотите-
лями равны 13 и 19 дБ соответственно. Такие поглотители ис-
пользуки> например, для подавления тональных составляющих
шума авиационных двигателей.
Характеристики каналов с «прозрачными» облицовками.
Для автомобильных глушителей обычно используют «прозрач-
ные» облицовки. Они обеспечивают большее затухание звука
в области низки* частот по сравнению с локально реагирую-
щими и имеют достаточно стабильное затухание в широкой по-
лосе частот. Оптимальные значения сопротивления продуванию
(rss) на толщине слоя поглотителя (t — см. табл. 10.10) соот-
ветствуют для них г sst= 800 4- 1400 Па-с/м [10.1]. Хорошие
результаты дает выбор сопротивления поглотителя по формуле
rss/?/(pc) = 2,5(o1/o2)115.	(10.33)
' Максимальные значения затуханий, обеспечиваемые «проз-
рачными» поглотителями, относительно невелики —
«34-4 дБ. Частота, которой соответствуют максимальные за-
тухания, уменьшается с ростом толщины облицовки (см., на-
пример, зависимости Dh (<h) для поз. 1 в табл. 10.10). Для ма-
лых kh (kh<Z 1,57) затухание звука в канале с акустически
прозрачным поглотителем существенно зависит от относитель-
ной площади, занимаемой поглотителем, так как звуковые
волны проникают практически на всю глубину ЗПМ. Для
kh > 1,57ч затухание не зависит от толщины поглотителя, и
зависимости Dh{kb) имеют достаточно универсальный характер.
В области сравнительно низких частот (kh<\) для опреде-
ления характеристик затухания основной моды в каналах
с «прозрачным» поглотителем используют формулу
Dh=-\mu,Ji>	(10.34)
где Ui определяют по формулам табл. 10.8.
244
На высоких частотах (при kh > п) затухание звука умень-
шается обратно пропорционально частоте, из-за того что
с уменьшением длины волны по сравнению с характерным раз-
мером h направление волнового вектора наименее затухающей
моды приближается к оси канала, и эта волна практически не
взаимодействует с облицовкой (лучевой эффект). Для умень-
шения лучевого эффекта каналы большого сечения разбивают
на системы отдельных каналов меньшего сечения (используют
пластинчатые глушители — см. табл. 10.10).
Эффективность объемных поглотителей повышается при раз-
делении их на ячейки поперечными перегородками в наружном
канале, установленными друг от друга на расстоянии (12 -j-
4-16)й или (3-г-4)<4 (см. поз. 7 в табл. 10.8). На перегород-
ках происходит генерация высших мод и дополнительное по-
глощение звука, связанное с переходом энергии основной волны
в высшие моды. При меньших расстояниях между перегород-
ками эффективность их действия уменьшается вследствие недо-
статочного затухания волн на длине ячейки и резонансного
взаимодействия отражений. Так как на высоких частотах звук
практически скользит вдоль облицовки, влияние перегородок на
его распространение невелико. На низких и средних частотах
глушители с перегородками в наружном канале рассчитывают
и оптимизируют по эквивалентным схемам (см. п. 10.2.3).
10.4.2.	КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ ГЛУШИТЕЛЕЙ С ЗПМ
И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Облицованные патрубки. Глушители шума, содержащие об-
лицованные патрубки (табл. 10.10), применяют для уменьше-
ния шума в каналах со сравнительно небольшой площадью
сечения. Они содержат внутреннюю перфорированную трубу и
герметичный кожух, между которыми размещается ЗПМ. Внут-
ренняя перфорированная труба служит для удержания ЗПМ
и защиты его от выдувания при эксплуатации. В качестве по-
глотителя в таких глушителях используют ЗПМ из штапель-
ного, капронового, супертонкого и базальтового волокна и пе-
нопластов с открытыми порами. При скоростях движения воз-
духа, больших 15 м/с, в случае использования облицовок из
волокнистых материалов между перфорированной трубой и
слоем ЗПМ размещают ветрозащитное покрытие из неплотных
тканей и сеток. В глушителях шума выпуска двигателей внут-
реннего сгорания для этой же цели используют специальные
материалы из металлической шерсти (путанки).
Ослабление шума на одном условном калибре такого глу-
шителя (Dh) определяют в зависимости от относительной пло-
щади свободного сечения оч и характеристик поглотителя. Ти-
пичные зависимости /)л(о1, kh) приведены в табл. 10.10 (поз. 1).
В полные потери Д£т включают также дополнительные потери
245
246
Таблица 10.10. Конструктивные схемы глушителей с ЗПМ и их характеристики
№ п/п 	—4		*	Глушитель		
	Тип	Схема		
Типичные характеристики затухания
Поправка на дисрсруз-
ность поля на входе
2
3
Пластинчатый
Облицованный
поворот
--------- облицованный поворот;
---------необлицованный поворот
247
248
Продолжение табл. 10.10
№ п/п
Тип
Глушитель
Cxetaa
Типичные характеристики затухания
4
Э^анный
энергии от генерации высших мод на входе и выходе глушителя
[10.1]. Если глушитель возбуждается на входе многомодовым
шумбм (для kh> 1,57), косые моды падают на поглотитель-
под большими углами, испытывают больше отражений и значи-
тельно быстрее затухают. Обусловленное этим дополнительное
поглощение учитывают через поправку б на диффузность звуко-
вого поля на входе (см. табл. 10.10). Для бх/0,5Х > 4, вели-
чина б а; 10 дБ.
Пластинчатые глушители. Для умеьшения передачи шума
в каналах большого сечения, например на впуске больших ди-
зельных двигателей, используют пластинчатые глушители
(табл. 10.10) со сравнительно небольшими расстояниями между
пластинами, что обеспечивает подавление лучевого эффекта на
высоких частотах и дополнительное увеличение затухания на
единице длины глушителя, связанное с относительным увеличе-
нием площади поглощающей звук поверхности. Пластины
(щиты) состоят обычно из каркаса, к которому с боков кре-
пятся перфорированные листы с коэффициентом перфорации не
менее 0,2. Между листами закладывается слой ЗПМ. Расчет
пластинчатых глушителей производят аналогично расчету труб-
чачтых глушителей исходя из затухания на один условный ка-
либр. Кроме затухания звука по длине глушителя при проек-
тировании пластинчатых глушителей также учитывают допол-
нительное затухание от диффузности звукового поля на входе.
Поправки на диффузность б для пластинчатых глушителей
близки к аналогичным поправкам для трубчатых глушителей.
Облицованные повороты. Для увеличения эффективности
шумоглушения на высоких частотах используют повышенное
поглощение звука при его нормальном падении на облицовку
в каналах с искривленной осью свободного сечения. С той же
целью облицовывают повороты воздуховодов и используют эк-
ранные глушители. Типичная характеристика облицованного,
поворота для диффузного поля на его входе приведена
в табл. 10.10. Для повышения поглощения высших мод участки
воздуховода до и после поворота дополнительно облицовывают
на участке длиной около 4бх [10.1]. Эффективность необлицо-
ванных поворотов, в том числе и поворотов газа при его расши-
рении в глушителях, можно оценить по нижней кривой Д£т
на графике к поз. 3 в табл. 10.10.
Экранные глушители. В экранных глушителях (табл. 10.10)
изменение направления звукового потока достигается установ-
кой у открытого конца воздуховодов облицованных экранов.
На низких частотах (при 0.5А. > бх) звуковые волны огибают
экран, и он практически не влияет на излучение. На высоких
частотах излучение из воздуховода носит направленный харак-
тер, оно поглощается и частично отражается при взаимодейст-
вии с облицованным экраном. Диаметр экрана D обычно выби-
рают равным 2d, толщина облицовки f«0,5d, расстояние от
24»
поверхности экрана до среза воздуховодов &«0,5d. Дополни-
тельное гидравлическое сопротивление от введения такого эк-
рана обычно невелико. Значения ALw и их зависимость от
длины волны для экранного глушителя близки к характерным
для облицованных* поворотов. Максимальное уменьшение зву-
ковой мощности, создаваемое простым экраном при 6«0,5d,
не превышает 11 дБ. Уменьшение интенсивности звука в на-
правлениях, близких к оси трубы, т.-е. в направлении основного
излучения при отсутствии экрана, может быть значительно
большим (до 30 дБ).
На низких частотах вследствие уменьшения эффективного
телесного .угла излучения Q увеличивается эффективный радиус
излучателя аЭфф = VFt/й и повышается сопротивление излу-
чения. Вследствие этого установка экранного глушителя может
привести даже к некоторому увеличению излучения на низких
частотах.
10.5.	СИНТЕЗ МНОГОКАМЕРНЫХ ГЛУШИТЕЛЕЙ
10.5.1.	РЕЗОНАНСНОЕ ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ
ОТРАЖАЮЩИХ ЭЛЕМЕНТОВ
В МНОГОКАМЕРНОМ ГЛУШИТЕЛЕ
хЕсли одна камера или резонатор не обеспечивают достаточ-
ного уменьшения передачи шума, используют многокамерные
глушители. Добавление второй камеры обычно эффективнее,
чем простое удвоение объема, глушителя, так как в последнем
случае эффективность глушителя возрастает не более чем на
Б дБ. Однако из-за резонансного взаимодействия камер через
соединительную трубу их общая эффективность может ока-
заться значительно ниже суммы эффективностей отдельных ка-
мер (и даже ниже эффективности одной камеры). Вследствие
резонансного взаимодействия глушителей с другими элементами
системы шумоглушения их потенциальная эффективность часто
оказывается в значительной мере нереализованной.
Физическая природа резонансного усиления звука. Резо-
нансное взаимодействие камер имеет волновую природу и свя-
зано с образованием в соединительной трубе глушителя вторич-
ных волн после пробега первичной волны от первой камеры до
второй, отражения от нее, возвращения к первой камере и вто-
ричного отражения от нее. Если вторичные и последующие
волны складываются с первичной волной в фазе, происходит
заметное усиление последней и эффективность глушения шума
уменьшается. Сложение в противофазе приводит к увеличению
эффективности составного глушителя приблизительно на 6 дБ
по сравнению с арифметическим суммированием трансмиссион-
ных потерь.
250
Кроме резонансов, имеющих волновую природу, на низких
частотах в многокамерных глушителях возникают резонансные
колебания газа в трубах, подобные колебаниям сосредоточен-
ных масс на пружинах. Они обуславливают появление дополни-
тельных полос пропускания в характеристике глушителя. Для
двухкамерного глушителя частота низкочастотного резонанса
<1оз6а>
для одиночной камеры с выпускной (впускной) трубой, связан-
ной с атмосферой,
<10'35б>
где Vi, Уг и V — объемы камер; L? и F? — длина и площадь се-
чения соединительной трубы.
Интенсивность резонансных колебаний в трубах глушителя
может быть оценена как непосредственными расчетами эквива-
лентных моделей, так и при помощи приближенных соотноше-
ний, приведенных в следующем разделе.
Потери взаимодействия и их расчет. Трансмиссионные по-
тери в глушителе, состоящем из двух отражающих камер (Л
и В) и соединительной трубы между ними рассчитывают по
формуле
ALT = ALt + AL? + AL?P + ALB3,	(Ю.36)
где AL-^ и AL*— трансмиссионные потери в камерах; AL*p—
трансмиссионные потери в соединительной трубе; ALB3 — потери
взаимодействия. В потери AL*p включают потери звуковой
энергии непосредственно в трубе (см. табл. 10.4)
AL^.effifc-	(10.37)
и потери в слабо отражающих звук элементах между глушите-
лями, в частности на вихревых сопротивлениях на входе и вы-
ходе глушителей
ALr® = 20 lg (1 + R°/Zo\	(10.38)
где Zo — волновое сопротивление соединительной трубы.
Потери взаимодействия вычисляют по формуле
ALB3 = 101g(l — 2а cos <р + а2).	(10.39)
Здесь ф и а — суммарный набег фазы звуковой волны и коэф-
фициент уменьшения амплитуды волны при двойном пробеге по
трубе и при отражении от глушителей А и В,
Ф = 2kL' + фд + Фв!	(10.40а)
-0.1	+ AL? + 8,7a£')
а = |Гл| • |ГвГ- 10	\ я я	(10.406)
251
где фА и фв —набеги фазы при отражениях; ГА и Гв — коэф-
фициенты отражения от глушителей А и В соответственно для
волн, набегающих слева и справа.
Для углов ф, кратных 2л(ф = п • 2л), ослабление взаимодей-
ствия отрицательно и имеет минимальное значение
min Д£вз = —20 1g	(10.41)
Происходит резонансное усиление звука (усиление взаимодей-
ствия). Характерная зависимость Д£вз(ф) для а = 0,8 приведена
в табл. 10.11. Наибольшее ослабление соответствует углам ф =
=л + п • 2л:
max Д£вз = 201g (1 + а).	(10.42)
Для сильных отражений (при а«1) максимальное ослабление
взаимодействия Д£вз « 6 дБ. При сильном ослаблении волны
в трубе и при слабых отражениях (при 1) ослабление взаи-
модействия не учитывается.
Формула (10.36) используется и для определения передачи
шумового сигнала. В этом случае величины ДЬ^ и AL® вычис-
ляют для полосы частот по методике п. 10.2.2 через коэффици-
енты.передачи шуца S^. Если в полосе частот характеристики
Д£т глушителей изменяются незначительно, величины Д£* и
Д£® вычисляют обычно для среднегеометрической частоты т-й
полосы. Для среднегеометрической частоты полосы вычисляют
также трансмиссионные потери в соединительных трубах
(Д£*р). Для некоторых стандартных конструкций глушителей
с неравномерными характеристиками Д£т значения приве-
дены в табл. 10.11.
В табл. 10.11 также приведены формулы для вычисления
величины S^, используемые для определения потерь взаимо-
действия в соединительной трубе между глушителями. Пара-
метр а при этом вычисляют по формуле (10.406). Коэффици-
енты отражения Га и Гв находят по формуле
Г = д/1	(10.43)
Набеги фазы прц отражении фА и фВ вычисляют для гранич-
ных частот полосы (см. также формулы в табл. 10.11).
Величину Д£вз’вычисляют по формуле Д£ вз — IOIgS!m.
Для широкой полосы частот, содержащей несколько резонанс-
ных частот трубы, используют формулу
ДЛВЗ = 10 lg (1 — а2).	(10.44)
Этим же выражением пользуются для предварительных рас-
четов, когда длины соединительных труб неизвестны. Оно со-
252
Таблица 10.11. ШирокОпОлОснОе Заглушения элементов глушителей
Элемент
e				2
'e'				Коэффициент передачи шума Зш и набеги фазы ф
£	Тип	Схема	Характеристики	
1 Цилиндрическая камера		 43 1	14	Af п fe	/	5ш=4гг(и"’ ив)>где и==п4г в,= /	= В2 = 0,5 (/n + m-*) [ 	<р = 0,5л + е
253
Камера с оптимизиро-
ванной структурой
Резонатор Гельмгольца
в полосе заглушения
Л < f < h
ALT
5щ = -^-Г(«н, a»)- W и = п4г> В' =
-	В 2УА?
2~ сд/ГЛ
<	р = 0,5л + е для f < 0,25/ж; <р « л для
f > 0,25fx
„2	1	I
Ш“0,25|Гр|1	3f2	+
f2	1
+ y*-----2 + Q-2
»н»в
<	₽ = -^— arctg 0,5 | Yp | для f < f p; <p =
= — -y arctg 0,5 17P | для f > fp, где Ур =
= ypZo
254
.Продолжение табл 10.11
Элемент
Трп
Схема
Характеристики
Коэффициент передачи шума 5Ш и набеги фазы ф
Четвертьволновой резо-
натор
5ш Г(“н- “в) "	гДе “ — я If ;
Bi — Q&np — (0,5/Пр)—J; В2 = 0,5/np
Ф = 0,5л + е
Соединительная труба
глушителя
5ш = -^7г(“н> “в)> где « = 0.5ф;
Вх = \—а2-, В2 = -1—
1	*	1 — л
6 Излучатель
о _ х? + ^2^1 4* х2
= В-----------=------- для х2 < 0,8;
О
s2 _в______________xtx2 (1 + 0,25X1X2)___________
ш [ 1 + 0,25xiX2 (1 + В2]2 + 0,25В-’х|Х2
для х2 > 0,8, где В = рн<н/(Р<0;
Примечание Вспомогательная функция Г(ин, ыв) « (eB—eH)/(wB— uHJ, где е = arctg(B2tg «)• Фаза е выбирается в той
же четверти, что и фаза и. Для и3—ин > 0.5 я—Г(ав, ан) « 1. и В2 — постоянные.
ответствует равновероятным значениям фазы в диапазоне ча-
стот /н = /в. Как показывает анализ шума, пропущенного в по-
лосе частот, передающаяся по соединительной трубе звуковая
энергия распределена по частотам существенно неравномерно.
Большая ее часть сосредоточена в узких полосах частот вблизи
резонансных частот трубы (при <р = п-2п).
Формула (10.36) может использоваться также и для слу-
чая, когда одним из отражателей является открытый конец
впускной или выпускной трубы (излучатель). Потери на вихре-
вом сопротивлении при этом включаются в потери в трубе
ДЛЕ . Приведенные для этого случая в табл. 10.11 формулы
определяют долю энергии набегающих на излучатель волн,
идущую на излучение звука в окружающее пространство.
10.5.2. СТРУКТУРНЫЕ СХЕМЫ ШИРОКОПОЛОСНЫХ
МНОГОКАМЕРНЫХ ГЛУШИТЕЛЕЙ
Метод фазового синтеза. Интенсивность резонансных явле-
ний в многокамерном глушителе существенно уменьшается
с ростом потерь энергии в соединительных трубах и при боль-
шой разнице отражений (эффективностей) глушителей. Эту
закономерность используют при синтезе многокамерных глуши-
телей по фазовым характеристикам, при котором стремятся
обеспечить благоприятные фазовые соотношения между первич-
ными и вторичными волнами в соединительной трубе глушителя
в полосе частот с близкими эффективностями элементов (там,
где резонансные взаимодействия оособенно опасны), а небла-
гоприятные сместить в полосы частот с большой разницей эф-
фективностей, в которой резонансные явления проявляются зна-
чительно слабее. Этот метод эффективен при синтезе глуши-
телей из отражателей, настроенных каждый на определенный
частотный диапазон (в частности, из узкополосных резонато-
ров), при необходимости компенсации полос пропускания
в широкополосных глушителях и для синтеза узкополосных
глушителей повышенной эффективности.
Широкополосные глушители из резонаторов и расширитель-
ных камер. Вариант схемы многокамерного глушителя, состав-
ленного из двух резонаторов Гельмгольца, представлен
в табл. 10.12 (поз. 1). Резонаторы настроены на частоты ft и f2
(f2>fi). Соотношение частот fz:fi = D<2. Каждый из резо-
наторов перекрывает свой диапазон частот. Объемы резонато-
ров (Vi и Кг) выбирают или равными, или обратно пропорцио-
нальными резонансным частотам. Оптимальную длину трубы
£opt устанавливают исходя из условия обеспечения благоприят-
ных фазовых соотношений в области частот с примерно рав-
ными Д£т резонаторов — на частоте Vfifz. Если нельзя уста-
новить длинную трубу, ее длина может быть уменьшена, но она
256
256
'Таблица 10.12. Схемы элементов многокамерных глушителей
1 ц/ц SN>	' Глушитель	Акустическая схема	Эквивалентная цель	Характеристики	Рекомендации для проектирования
* Из двух резона-
торов
f
V2 = Vi или V2==sV\D~l;
iff = cl4 V/Л; ^,n=v;>
xU—Л’где fe₽=~;
\ £pl ^p2 /	' C
kpi=-^
17 Заказ № 50	2Б7
не должна быть меньше L“In (см. табл. 10.12), при которой
низкочастотный резонанс системы попадает в диапазон частот
/>Ар[ю.з]. .
Минимальная эквивалентная проводимость глушителя
(min Уэкв) из двух резонаторов в диапазоне частот /г > f > fi
при оптимальном выборе длины соединительной трубы не
меньше, чем
•	(10.45)
Минимальная эффективность такого глушителя в полосе ft — fz
значительно вкше эффективности одиночной камеры с объемом
Vc = Vi+V2.' Она также выше максимально возможной эффек-
тивности двухкамерного глушителя (с Vci = Ei и Усг=Уг) в той
же полосе частот.
При проектировании глушителя из трех и более резонаторов
(поз. 2 в табл. 10.12) соотношение между их резонансными ча-
стотами задают в виде геометрической прогрессии. В качестве
знаменателя прогрессии выбирают £)«20-75 (0,75 октавы).
Объемы резонаторов обычно выбирают обратно пропорциональ-
ными резонансным частотам. Оптимальные и минимальные
длины соединительных труб — согласно табл. 10.12. n+2-й ре-
зонатор может быть размещен между n-м и п+ 1-м, что сокра-
щает суммарную длину .глушителя. Если в низкочастотной об-
ласти из-за ограничений габаритных размеров невозможно вы-
полнить условие L^z=L0^ для первой пары резонаторов, резо-
наторы располагают на максимально возможном расстоянии LT,
но не меньшем, чем L“ln. Если условие Lz3 = L<^i не может
быть выполнено и для следующей пары резонаторов, вход
в третий резонатор располагают вместе с входом в первый резо-
натор и т. д.
В качестве отражателя шума повышенной эффективности
применяют глушитель, составленный из двух четвертьволновых
резонаторов с длинами камер Lt = 2Lz и длиной трубы между
камерами £ = £г (см. схему б к поз. 3 в табл. 10.12). Он чрез-
вычайно прбст конструктивно и обладает высокой эффективно-
стью в полосах частот (14-3)^, и (5-r-7)fpi (если последние
не больше собственной частоты первой поперечной моды). Ми-
нимальная эффективность этого глушителя в полосах затухания
(дБ)^ — Д£т»401g /Пр+3,5.
Аналогичным образом проектируют глушитель, содержащий
камеру и низкочастотный резонатор. Его возможная схема и
рекомендации для проектирования приведены в табл. 10.12.
Этот глушитель имеет повышенные заглушения в области низ-
ких частот по сравнению с одиночной расширительной ка-
мерой.
258
Ослабление резонансного взаимодействия в соединительных
трубах. Важным способом повышения эффективности многока-
мерного глушителя является рассеивание энергии резонансных
колебаний в соединительных трубах глушителей. Резонансные
колебания возникают в соединительной трубе глушителя на ча-
стотах fm, соответствующих собственным частотам fm открытой
с двух концов трубы (рис. 10.11,а),
fm = mc/(2LT); tn = 1, 2, 3..... (10.46)
Наиболее опасны, как правило, низшие резонансы труб с мень-
шими т.
а) h-----------------4
А—...............- —
I	I
у |-г1ТГГПТП 1111111 ПИПтж. ।
т -2
ПТГГгк xflfilll
Рис. 10.11. Схемы параллельных рассеивателей: а — распределение звуковых
давлений (p'«sin тлх/£т, две верхние эпюры) и звуковых скоростей
(и' ~ cos rmtv I Lt, нижние) для первых двух мод т — \ и т — 2 колебаний
газа в трубе АВ\ б — рассеиватель с объемом V; в — рассеиватель с резонато-
ром; г — рассеиватель во впускной трубе воздухоочистителя (пат. GB 2127094В
Великобритания); д — рассеиватель в выпускной трубе (а.с. 1043329 СССР)
Увеличения потерь энергии при резонансных колебаниях
в трубе достигают размещением последовательных активных
сопротивлений в пучностях скоростей (обычно во входном и вы-
ходном сечениях труб — см. например, рис. 10.10) и активных
податливостей параллельных рассеивателей в пучностях давле-
ния низших собственных форм колебаний. Возможности пер-
вого пути существенно ограничены потерями напора в си-
стеме.
В качестве параллельных рассеивателей используют замк-
нутые объемы, связанные с трубой отверстиями (рис. 10.11,6),
небольшие резонаторы, настроенные на опасные частоты fm
(рис. 10.11, в), отверстия в стенках труб, открывающиеся или
в окружающее пространство, или в полости камер глушителя
(рис. 10.11,г и 6).
17*
259
Для полного подавления резонансных колебаний низшей
формы (т=1) параллельный рассеиватель должен иметь объем
не менее 0,6Ут. (Ут— объем трубы); для последующих форм —
не менее 0,6VT/zn. Внешняя полость рассеивателя может быть
заполнена ЗПМ. Параллельные рассеиватели типа изображен-
ного на рис. 10.11,6 целесообразно устанавливать на расстоя-
нии около 0,3£т от одного из концов трубы. При этом рассеи-
ватель^ одновременно участвует в подавлении нескольких форм
колебаний. Активное сопротивление рассеивателя целесообразно
выбирать равным волновому сопротивлению трубы. Объемы
резонансных рассеивателей (Ур) могут быть в два-три раза
меньшими, но и полоса их действия ограничивается, как пра-
вило, лишь одйой гармоникой. В качестве резонансных рассеи-
вателей исп'ользуют иногда четвертьволновые отрезки труб.
Дополнительные отверстия, открывающиеся в атмосферу,
используют для ослабления резонансных колебаний во впуск-
ной трубе воздухоочистителя — глушителя шума (рис. 10.11,г).
Площадь этих отверстий нужно устанавливать на основе соот-
ношения
F0Te«MFT.	(10.47)
где М— число Маха в трубе; FT— площадь ее сечения у откры-
того конца. При меньших площадях отверстий рассеивание
энергии менее, эффективно. При больших площадях начинают
проявляться низкочастотные резонансы, соответствующие уко-
рочению трубы. Немсотря на появление дополнительных отвер-
стий, через которые происходит дополнительное излучение
звука, эффективность уменьшения звука таким воздухоочисти-
телем выше, чем воздухоочистителем с гладкой трубой, из-за
подавления в ней резонансных колебаний.
Аналогичную функцию выполняют отверстия на выпускной
трубе глушителя, показанного на рй*с. 10.11, д. Площадь отвер-
стий также выбирают по формуле (10.47). Располагают отвер-
стия на расстоянии L/4 от стенки глушителя, чтобы не допус-
тить передачу звука второй продольной модой, на подавление
которой настроена выпускная труба.
Более сложную проблему представляет подавление низкоча-
стотных резонансных колебаний в сравнительно коротких со-
единительных трубах глушителей и в трубе, соединяющей глу-
шитель с атмосферой. Обычно в этих случаях увеличивают
длинуч соединительных (выпускных) труб глушителей, смещая
резонансную, частоту fm [см. формулы (10.35)] в область не-
слышимых частот. Еще один способ — установка настроенных
на частоту fm резонаторов в другой части системы, желательно
на расстоянии Хнч/4 от одной из камер глушителя [10.3]. Ис-
пользуют также специальные рассеиватели с параллельной
фрикцией [10.5].
МО
10.6. АКУСТИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГЛУШИТЕЛЕЙ
ДЛЯ ВПУСКНЫХ И ВЫПУСКНЫХ СИСТЕМ
10.6.1. РАСЧЕТ ВНОСИМЫХ ПОТЕРЬ
Исходными данными для проектирования глушителей явля-
ются уровни излучаемой звуковой мощности на срезе впускной
(выпускной) трубы без оглушителей ) или уровни звука
в точке контроля (£™м). Они или измеряются непосредственно
для данного двигателя, или экстраполируются по результатам
измерений на аналогичной машине. Необходимые эффекты
установки (в дБА или в полосах частот) определяются как
разность между измеренным и нормативным уровнями звука.
Расчетный эффект установки определяют в стандартных по-
лосах частот по результатам расчетов базовой системы и си-
стемы с глушителями [см. формулы (10.14) и (10.15)]. Для
определения эффекта установки обычно используют упрощен-
ную расчетную схему системы. В упрощенной схеме коллектор
с цилиндрами и другими источниками шума заменяют трубой
с источником тока на конце трубы. Площадь трубы берут рав-
ной площади приемной трубы за коллектором, длину — равной
среднему расстоянию от цилиндров до начала приемной трубы.
В затухание (aL') на этом участке трубы условно включают
потери звуковой энергии в коллекторе. Для низких частот при
расчетах AL можно рекомендовать а/.'«0,1 4-0,2, для высо-
ких— aL' «0,4 -4- 0,6. Большие значения выбираются для более
развитых коллекторов. Интенсивность источника в полосе при-
нимают постоянной (равной, например, 1ист=рнУЛЛ —
см. п. 10.2.2).
Условные уровни звука в полосах частот рассчитыва-
ют по формуле
L£C4=10 1g{10124-	(10-48)
где N — число расчетных точек в zn-й полосе частот; 1Гизлг —
расчетные звуковые мощности на частотах ft. Используют на-
боры частот с постоянным абсолютным шагом и постоянным
относительным шагом. По формуле (10.48) рассчитывают
также и условный уровень шума от базовой системы £р^сч.
Эффект установки в полосе частот определяют по формуле
(10.14). По известным вычисляют уровни звука в полосах
[см. формулу (Ю.З)]
=	(10.49)
Общий уровень звука определяется энергетическим суммиро-
ванием составляющих шума Lm в полосах частот.
261
Для определения уровней L₽£C4 для системы с глушителями
и без них может быть использована упрощенная методика, учи-
тывающая взаимодействие только близко расположенных отра-
жающих элементов (метод парных взаимодействий [10.3]). Со-
гласно этой методике разность между уровнем звука, который
излучал бы ИСТОЧНИК В «бесконечную» трубу (Лист), и излучае-
мым звуком (Лиэл) в т-й полосе .частот складывается из транс-
миссионных потерь в глушителях и в трубах (ДЛ™), ослабле-
ний взаимодействия (ДЛВз) и ослабления в излучателе
(ДЛт ):
' изл '
^ист ^изл === Е (ДЛ?)„ + £ (Д£вз)р 4- ДЛ?зл, (10.50)
• , »
где п — число элементов системы глушителей и соединительных
труб, в которых учитываются потери передачи; р — число участ-
ков, для которых учитывают потери взаимодействия.
Вносимые потери в полосе вычисляют по формуле
= (22	+ 22 Д^взА — (22 Д^т — 2 Д£вз\
\«б Рб J \п	р J
где Лб и ре — число участков базовой системы, для которых
учитывают потери передачи и взаимодействия. Достоинством
метода непосредственного суммирования ослаблений звука
в элементах ^системы является возможность независимого рас-
чета каждого из них в полосе частот.
10.6.2. РЕКОМЕНДАЦИИ
ПО ВЫБОРУ ОБЪЕМА ГЛУШИТЕЛЯ
Акустическое проектирование системы шумоглушения, обес-
печивающей необходимые значения AL, являются сложной и
многовариантной инженерной задачей, решение которой зача-
стую зависит в большой степени от субъективных предпочтений
проектировщика, технологических возможностей, особенностей
компоновки Транспортного средства и ряда других факторов.
Технической базой для выбора тех или иных вариантов кон-
струкций и их сочетаний служат рекомендации по синтезу глу-
шителей и систем, приведенные в п. 10.3—10.5, что же касается
числа и объема основных глушителей, то их можно достаточно
просто выбрать по необходимому спектру заглушений в обла-
сти низких и средних частот.
Исходными данными для расчета необходимого объема глу-
шителей являются уровни звука в точке контроля шума в поло-
сах в системе без глушителей (Lm) до частот f=1000 Гц (как
правило, измеренные) и необходимые (требуемые) уровни
звука (или суммарные LHOpM, например в дБА, или в полосах
£норм)
т '
262
1.	По уровням Lm вычисляют уровни L' :
L'm = Lm - 20t lg-^-,	(10.51)
где t — предполагаемое число глушителей; fm — центральная
частота полосы; fi—частота первой гармоники шума
(см. п. 10.2.2); i — число цилиндров.
2.	Энергетически суммируют уровни L' и определяют сум-
марный уровень L' (обычно в дБА).
3.	Определяют необходимое условное заглушение
М' = Ls — LHOpM.	(10.52)
4.	Вычисляют суммарный объем глушителей (Vs) по фор-
муле
у2 = /уц_±_(_^ • ю0’0541'/'.	(10.53)
Здесь Уд — рабочий объем одного цилиндра; BF— параметр,
характеризующий скорости движения газа в системе выпуска
(впуска) на режиме максимальной мощности двигателя, BF =
=nVhfie/ (cFT), где FT — площади сечений основных труб в си-
стеме; пе — частота вращения коленчатого вала в режиме мак-
симальной мощности; fie — основная частота процесса газооб-
мена при п = пе. Для системы выхлопа современных форсиро-
ванных автомобильных двигателей BF» 0,30	0,35 (большие
значения относятся к двигателям с большей скоростью газа).
Для систем впуска В^«0,5 4- 0,55.
Число камер выбирают исходя из результатов, полученных
для различных t. Обычно t выбирают равным 2 или 3. Объемы
камер должны быть разными, чтобы у них не совпадали резо-
нансные частоты. Если нормируется спектр шума, то подбор Vs
ведут цо полосе с наибольшим L'.
Вклад в общий уровень шума от k-н (наиболее интенсивной)
гармоники f = kft можно уменьшить до необходимого уровня
(например, до £ = £норм— 3 дБ) при помощи резонатора, объем
которого устанавливают для третьоктавной полосы с fp = kfi по
необходимому (см. п. 10.3.5). Объемы глушителей шума
для уменьшения шума в остальных полосах (также до уровней
£=/норм — з дБ) выбирают по изложенной выше методике без
учета шума на частоте kfi.
Конструкцию глушителей и расположение их в системе кор-
ректируют после оценки характеристик системы методом рас-
четного эксперимента с учетом качественного влияния конструк-
тивных факторов на акустические характеристики, описанного
в п. 10.3—10.5. Окончательно глушители доводят при безмотор-
ных и моторных акустических испытаниях систем.
263
Для безмоторной доводки глушителей обычно используют
испытательные установки с не отражающими звук каналами.
Для исследования звукового поля в глушителях находят при-
менение акустические зонды и подвижные микрофоны [10.3].
При доводке уточняют собственные частоты объемов камер,
расположение узловых поверхностей основных мод колебаний,
выбирают (если нужно) компромиссные решения. Расположе-
ние срезов труб и дырчатых перегородок в камерах уточняют
по данным измерений характеристик глушителей вблизи их соб-
ственных частот [10.3]. Прибегают к коррекции местных полей
косыми срезами труб, козырькам и т. п. Идентифицировать
причины отклонений характеристик глушителей от запроектиро-
ванных позволяет расчетная имитация конструктивных откло-
нений на ЭЦВМ [10.3].
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
10.1. Справочник по технической акустике/Под ред. М. Хекла и
X. А. Мюллера: Пер. с нем.— Л.: Судостроение, 1980.—440 с.
10 2. Munjal М L. Acoustics of Ducts and Mufflers.— N. Y.: Wileyenters-
science, 1987 — 328 p.
10.3. Старобинский P. H. Теория и синтез глушителей для впускных и
выпускных систем двигателей внутреннего сгорания: Дис.... д-ра техн,
наук — Тольятти, 1982.— 333 с.
10. Sullivan I. W. Modelling of Exhaust System Noise//Symposium on
Noise and Fluids Engineering, New York, 1977.—P. 103—104.
10.5. Старобинский P. H. Исследование гасителей колебаний для тру-
бопроводной системы двигателей летательных аппаратов: Дис.... канд. техн,
наук.— Куйбышев, 1969.— 196 с.
10.6? Young С. I. I., Crocker М. J. Prediction of Transmission Loss in
Mufflers by Finiti-Element Method//JASA.— 1975.— 57.— N 1—P. 144—148.
Часть IV. ТРАНСПОРТНЫЕ МАШИНЫ:
ИЗМЕРЕНИЯ ШУМА, НОРМЫ,
АКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ,
ШУМОЗАЩИТА
Глава 11. АВТОМОБИЛИ
11.1. НОРМЫ ШУМА
Международные требования к уровню шума автотранспорт-
ных средств (АТС) постоянно ужесточаются (табл. 11.1). Так,
к 1990 г. предельно допустимый уровень внешнего шума легко-
вых автомобилей стал ниже по сравнению с принятым в 1975 г.
на 5 дБА, грузовых — на 7 дБА, автобусов — на 9 дБА.
В европейских странах кроме правил ЕЭК ООН № 51 дейст-
вуют правила № 59 для глушителей шума выпуска и № 28 для
автомобильных звуковых сигналов, введенные в целях ограни-
чения внешнего шума АТС.
В СССР с 1989 г. действуют нормы, которые полностью со-
ответствуют правилам ЕЭК ООН № 51 (табл. 11.2 и 11.3).
Уровень внутреннего шума АТС регламентируется пока
только внутригосударственными документами. Нормы внутрен-
него шума приведены в табл. 11.4.
Исследования шума типового автотранспортного потока по-
казывают, что для его снижения в первую очередь следует до-
биваться уменьшения шума грузовых автомобилей грузоподъ-
емностью 3500—12000 кг, затем — грузоподъемностью более
12000 кг и, наконец, легковых автомобилей (их доля в типовом
потоке составляла 60 %) •
В Европе, Японии и США с 1977 по 1984 гг. было осущест-
влено 39 проектов, связанных со снижением внешнего шума
автомобилей до уровня перспективных международных норм
[11.1]. Снижение шума автомобилей сопровождалось повыше-
нием их массы ги некоторым увеличением расхода топлива
(табл. 11.5), а также себестоимости автомобиля.
По данным зарубежных исследователей, при снижении внеш-
него шума легковых автомобилей с 80 до 77 дБ А их стоимость
повышается в среднем на 1—3 %, при снижении шума грузо-
вых автомобилей с 90 до 83—84 дБ А— на 1,5—7 %.
Переход от правил ЕЭК ООН № 9 к правилам № 51 не со-
провождался повышением стоимости автомобилей, другое
дело — поправка к правилам № 51, предусматривающая сниже-
ние внешнего шума грузовых автомобилей и автобусов соответ-
ственно до 83—84 и 80 дБА, что потребует, как показала прак-
тика, специальных конструктивных мероприятий.
265
Таблица 11.1. Эволюция требований к внешнему шуму автомобилей, дБА
Автомобили X	Правила ЕЭК ООН		Поправка 01 к пра- вилам ЕЭК ООН № 51 с 1988-1989 гг. (директива ЕЭР № 424/84)
	№ 9	№ 51	
е Легковые Грузовые с полной массой, кг: до 3500 3500—12000 св. 12000 Автобусы с полной массой, кг: до 3500 св. 3500 (с двигателем мощностью до 150/св. 150 кВт)	82 84 89 91 84 88/91	80 81 86 88 81 82/85	77 79 83 84 78 80/83
Таблица 11?2. Допустимые уровни внешнего шума (УЗ, дБА)
базовых моделей автомобилей
э Автомобили	Производство начато	
	до 01. 01. 87	с 01. 01. 87
Легковые и грузопассажирские Автобусы с двигателем мощностью до 147 кВт	82	80
и полной массой, кг:		
3500 и менее	84	81
св. 3500	89	82
Автобусы с двигателем мощностью 147 кВт и	91	85 _
выше 4		
Грузовые автомобили, автопоезда с полной мас-		
сой, кг:	' *		
3500 и менее	84	' 81
св. 3500	89	86
12000 (с двигателем мощностью 147 кВт и	91	88
выше)		
Таблица 11.3. Допустимые уровни внешнего шума
базовых моделей автомобилей и их модификаций (с 01.01.89)
Автомобили	УЗ, дБА
Легковые и грузопассажирские м Автобусы с полной массой св. 3500 кг и с двигателем мощ- " ностью, кВт: менее 150 150 и болеее Автобусы и грузовики с полной массой, кг: не более 2000 св. 2000, но не более 3500 Грузовики и автопоезда с полной массой св. 3500 кг и с дви- гателем мощностью, кВт: менее 75 75 и более, но менее 150 150 и более	77 80 83 78 79 81 83 84
266
Таблица 11.4. Допустимые уровни внутреннего шума (УЗ, дБА)
базовых моделей автомобилей
Автомобили	Производство начато	
	до 01. 01. 9!	с 01. 01. 91
Легковые и грузопассажирские	80	78
Грузовики и автопоезда для международных и междугородных перевозок*	82	80
Остальные грузовики и автопоезда	84	82
Автобусы с передним расположением двигателя (на рабочем месте водителя/в пассажирском са- лоне) Автобусы с другим расположением двигателя (на рабочем месте водителя/в пассажирском са- лоне, кроме городского автобуса/то же в город- ском автобусе)	82/81	80/80
	78/82/84	78/80/82
Примечание. Допустимые нормы для модифицированных равны нормам для базовых моделей. * Автомобили, в которых имеется спальное место.		автомобилей
Таблица 11.5. Увеличение массы автомобиля
и расхода топлива в результате снижения внешнего шума
Автомобили	Снижение УЗ, ДБА	Увеличение		
		массы		расхода топлива, %
		кг	%	
Легковые автомобили	6-7 (до 74)	15—60	2,5	1,2—3,5
Легкие грузовики	8—9 (до 78)	40—70	0,7—1,5	1,0
Тяжелые грузовики	3—9 (до 84) 7—12 (до 80)	15—40 100—300	0,1 1,0	0,2—2,4
Автобусы с задним рас- положением двигателя	9—10 (до 80)	100—150	1,0	1,0
Однако, рассматривая экономические аспекты проблемы
снижения шума АТС, надо принимать во внимание не только
повышение их стоимости, но и снижение ущерба, наносимого
внешним шумом АТС. Дело в том, что разность между предот-
вращенным ущербом и повышением стоимости отдельных авто-
мобилей из-за снижения внешнего шума положительна. В част-
ности, затраты 70 руб. на один автомобиль ВАЗ для снижения
внешнего шума от 80 до 77 дБА приносят годовой экономиче-
ский эффект от снижения шума автотранспортного потока при
объеме выпуска 700 тыс. автомобилей около 248 тыс. руб.
(в ценах 1985 г.) [11.2].
267
11.2. МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ ШУМА
Измерение внешнего шума. Показателем, по которому нор-
мируется внешний и внутренний шум автомобиля и шум двига-
теля, является уровень звука, дБА.
Автомобили с полной массой до 3500 кг, имеющие не более
четырех передач, при определении внешнего шума в соответст-
вии с правилам# ЕЭК ООН № 51 испытываются на второй пе-
редаче. Если число передач переднего хода в коробке больше
четырех, то испытания проводятся на второй и третьей переда-
чах. За результат измерения принимается среднее арифметиче-
ское значение уровней звука, определенных на этих передачах.
Автомобили с полной массой свыше 3500 кг, автопоезда, ав-
тобусы, которые имеют механическую коробку с числом пере-
дач переднего ^ода Af, испытываются последовательно на пере-
дачах от N/2 до Af. За результат измерения принимают наиболь-
шие значения уровня звука.
Автомобиль проходит контрольный участок дороги длиной
20 м с интенсивным разгоном в двух направлениях. Автомобиль
приближается к началу участка с установившейся скоростью,
соответствующей 3/4nHOM (номинальной частоты вращения ко-
ленчатого вала двигателя), но не превышающей 50 км/ч. В мо-
мент пересечения автомобилем границы контрольного участка
водитель резко нажимает на педаль дроссельной заслонки или
подачи топлива?
Измерительный микрофон устанавливается на расстоянии
7,5 м от продольной оси автомобиля на высоте 1,2 м от поверх-
ности дороги.
При измерении регистрируется максимальное показание шу-
момера по временной характеристике «Быстро».
Измерение внутреннего шума. Измерение шума внутри ав-
томобиля проводится по правилам, принятым в СНГ, при рез-
аком разгоне со скорости, соответствующей 0,45пПОм, до скоро-
сти 120 км/ч или до 0,9пНом- Если при частоте вращения
0,9пНом скорость автомобиля на высшей передаче превышает
120 км/ч, измерение шума следует проводить на более низкой
передаче, но не ниже третьей (если коробка передач имеет че-
тыре и более передач) или второй (если она имеет менее че-
тырех передач). В момент достижения на контрольном участке
начальной скорости водитель резко нажимает до упора педаль
дроссельной заслонки. Измерение проводится у сидения води-
теля и^у сидений пассажиров. Микрофон устанавливается на
высоте 0,6 м над серединой сидения. Регистрируется максималь-
ное показание^ шумомера по временной характеристике «Бы-
стро». Как правило, регистрируется максимальное значение УЗ
в автомобиле.
Измерение шума двигателя. Структурный шум двигателя
характеризуют: УЗ, дБА; УЗД, дБ, в октавных полосах со
268
среднегеометрическими частотами от 31,5 до 8000 Гц; уровень
звуковой мощности в тех же октавных полосах; корректирован-
ный уровень звуковой мощности, дБА. Последние две характе-
ристики используются при сопоставлении различных по кон-
струкции двигателей для обоснования требований к модернизи-
руемым и вновь создаваемым моделям, а также для расчетов
уровней шума автомобилей на стадии их проектирования и
доводки.
Рис. 11.1. Допустимые уровни звука:
/ — дизели с наддувом и без наддува; 2 —
двигатели с искровым зажиганием легковых
автомобилей и грузовых автомобилей полной
массой до 3500 кг включительно; 3 —то же
грузовых автомобилей полной массой более
3500 кг и автобусов
Рис. 11.2. Разница частотных
характеристик нового и изно-
шенного глушителей:
1 — испытания на автомобиле; 2 —
испытания на лабораторной уста-
новке на основе «сирены»
Во внимание принимаются три нормативные кривые: для ди-
зелей грузовых автомобилей и автобусов; для карбюраторных
двигателей грузовых автомобилей и автобусов и для высокообо-
ротных карбюраторных двигателей легковых автомобилей. До-
пустимые значения структурного шума для серийных автомо-
бильных двигателей представлены на рис. 11.1. Для новых ав-
томобильных двигателей наибольшие допустимые УЗ должны
быть на 2 дБА ниже.
Акустические испытания двигателей проводятся либо в спе-
циальных помещениях со звукопоглощающей облицовкой, либо
в обычных помещениях объемом не менее 200 м3. Для оценки
свойств звукового поля и учета влияния отраженного звука
определяется значение корректирующей постоянной, которая не
должна быть более 2 дБ. Двигатель заключают внутрь измери-
тельной поверхности сложной формы. Микрофоны устанавли-
вают вокруг двигателя в восьми точках на расстоянии 1 м.
Уровни звука измеряют в каждой из восьми точек при полной
подаче топлива (полностью открытом дросселе) и при частоте
вращения коленчатого вала, сответствующей номинальной мощ-
ности двигателя. В точке, где УЗ достигает максимума, его из-
269
измерительной поверхности определяются рас-
меряют во всем рабочем диапазоне частот вращения коленча-
того вала двигателя. При спектральном анализе октавные УЗД
измеряются в эТой же точке. Средние УЗ и УЗД в октавной по-
лосе частот на
четным путем.
Акустические и газодинамические испытания системы вы-
пуска. Автомобильные глушители должны обеспечивать сниже-
ние шума выпуска не менее чем на 30 дБ А. Акустические ха-
рактеристики глушителей подбираются таким образом, чтобы
УЗ системы выпуска был не менее чем на 10 дБА ниже УЗ ос-
новного источника внешнего шума (обычно это — двигатель).
Испытания проводятся как в лабораториях, так и на мотор-
ных стендах и автомобилях. В первом случае используется уни-
версальное испытательное устройство, выполненное на основе
«сирены» (а. с. 1296884 СССР). Оно имитирует шум двигате-
лей различного рабочего объема при разной нагрузке. Экспери-
ментальная проверка показала, что спектры заглушения, опре-
деленные с помощью такого устройства при учете поправки на
разницу скоростей звука в различных средах, удовлетвори-
тельно совпадает с результатами испытаний системы выпуска
на-автомобиле (рис. 11.2).
При испытаниях системы выпуска на автомобиле измерения
проводятся при холостом ходе двигателя и при движении.
Методика испытаний на неподвижном автомобиле регламен-
тируется правилами ЕЭК ООН № 59 (ГОСТ 27436—87). Мик-
рофон располагают на расстоянии 0,5 м под углом 45° к отвер-
стию выпускной трубы, а при вертикальном расположении вы-
пускной трубы — на высоте среза трубы на расстоянии 0,5 м.
Частота вращения коленчатого вала составляет 3/4гаНОм. После
достижения постоянной частоты вращения коленчатого вала пе-
даль подачи топливу быстро переводится в положение, соответ-
ствующее минимальной подаче. УЗ, дБА, измеряют как при
постоянной частоте вращения, так и в течение всего периода
снижения частоты вращения коленчатого вала двигателя. Ре-
зультатом считается максимальное показание шумомера по
временной характеристике «Быстро». Во внимание принимается
наибольшее из трех измерений.
Акустические испытания системы выпуска на движущемся
автомобиле проводятся при тех же режимах, что и измерения
внешнего шума. УЗ системы выпуска при движении автомобиля
измеряется как с глушителями, так и без них. Микрофон уста-
навливается на автомобиле на расстоянии 0,25 м от среза трубы
под углом 45° к оси выпускной трубы. Заглушение в системе
выпуска двигателя определяется по разности УЗ, дБА, и УЗД
в' октавных полосах. Уровень шума системы выпуска приво-
дится к-растоянию 7,5 м, на котором нормируется внешний шум
автомобиля:
- L = Lt — (Lto — Lzo),	(11.1)
270
где Lt и Lio — уровни звука выпуска на расстоянии 0,25 м в си-
стемах с глушителями и без глушителей; L20— уровень звука
на расстоянии 7,5 м в системе без глушителей.
Как отмечалось, УЗ системы выпуска должен быть не менее
чем на 10 дБА ниже УЗ основного источника внешнего шума
автомобиля.
Система выпуска снижает мощность автомобильных двига-
телей: у грузовых автомобилей примерно на 2 %, а у легко-
вых— на 5 %, что заставляет согласовывать акустические ха-
рактеристики с противодавлением в системе выпуска. Противо-
давление определяется в режиме разгона по методике, принятой
в СНГ (для автомобилей с карбюраторным двигателем и ди-
зелями), и на неподвижном автомобиле (только для автомоби-
лей с дизелем). Газы из системы выпуска двигателя с помощью
трубки отводятся к манометру. Трубка устанавливается перед
передним глушителем на расстоянии 150 мм. При измерении
противодавления на неподвижном автомобиле частота враще-
ния должна быть максимальной. За результат принимают сред-
нее из трех измерений.
Интенсиметрия. Новые возможности для акустических ис-
следований машин и механизмов открывают приборы, которые,
в отличие от ранее существовавших, позволяют измерять не
скалярную величину (УЗД), а векторную — интенсивность
звука.
Вектор интенсивности звука /г, Вт/м2, или вектор потока
акустической энергии равен усредненному по времени и отне-
сенному к конкретной точке звукового поля произведению мгно-
венных значений звукового давления L(t) и колебательной ско-
рости частиц звука vT(t):
+Т/2
/r=lim—I- j L(t)vr(t)dt.	(11.2)
-Т/2
Колебательная скорость частиц среды приближенно может
быть определена путем интегрирования по времени разностей
звукового давления в двух точках (Lb — La), расположенных
на расстоянии Аг (метод конечных разностей),
Р« J Дг
(11.3)
где ро — плотность среды (воздуха).
Этот метод используется в акустической аппаратуре фран-
цузской фирмы «Метравиб» (прибор типа INAC-201) и датской
фирмы «Брюль и Къер» (приборы 3360, 4433) для измерения
интенсивности звука. Для определения колебательной скорости
частиц среды достаточно иметь два микрофона (акустический
зонд), размещенных в направлении распространения фронта зву-
271
ковой волны и разнесенных между собой на расстояние, соизме-
римое с длиной волны наивысшего по частоте измеряемого коле-
бания. В отдельных полосах частот происходит определение
суммы и разности звуковых давлений. Значения La + Lb, соответ-
ствующие общему звуковому давлению, умножаются на найден-
ные значения vr, и в результате получаются отнесенные к опреде-
ленным полосам частот значения вектора интенсивности звука.
В зависимости от размеров микрофонов и расстояния между
Рис.J 1.3. Аппаратура для интенсиметрических акустических испытаний
ними определяется диапазон звуковых частот, в котором мо-
жно регистрировать интенсивность звука. Так, при использова-
нии микрофона диаметром 6,35 мм при Дг=12 мм диапазон
частот, в котором регистрируется интенсивность звука, равен
125 Гц — 5 кГц, а при Дг = 50 мм — 31,5 Гц—1,25 кГц.
Фирма «Метравиб» выпускает также системы «Салле», в ко-
торых число микрофонов .(акустических антенн) может дости-
гать 100, что позволяет с помощью ЭВМ проводить мгновенную
регистрацию интенсивности звука в ближнем поле. Преимуще-
ство упомянутых приборов заключается в том, что они позво-
ляют находить и опознавать при конкретной частоте колебаний
основные источники шума даже при высоком уровне шумового
фона, т. е. для, исследования автомобилей не требуется специ-
альных дорогостоящих заглушенных помещений.
Принципиальная схема системы «Микро-Салле 300» пока-
зана на рис. 11.3. В эту систему кроме приборов, указанных на
рис. 11.3, входит узкополосный анализатор с абсолютной поло-
сой пропускания 2, 5 и 10 Гц фирмы «Хьюлетт и Паккард»
(США). Звуковые сигналы с акустических антенн 1 передаются
на блок сбора и обработки сигналов INAC-201, в который вхо-
дят блок управления 2 и интенсиметр 3. Интерфейс 4 осущест-
вляет адресное управление в ручном или автоматическом ре-
жиме при помощи мини-ЭВМ НР-85 (5). Результаты исследо-
вания (звуковое давление, скорость частиц среды, акустическая
интенсивность) просматриваются на дисплее и выводятся на
графопостроитель. В этой системе анализ осуществляется в ок-
тавных полосах частот.
272
11.3. РАСЧЕТ И ПУТИ СНИЖЕНИЯ ВНЕШНЕГО ШУМА
В отечественном автомобилестроении для определения внеш-
него шума используется методика, разработанная Н. И. Ивано-
вым для СДМ (см. гл. 2) на основе статистической теории аку-
стики. В расчетных зависимостях, позволяющих определить
долю отдельных источников шума в общем внешнем шуме ав-
томобиля, в качестве исходных данных используются резуль-
таты экспериментов (спектры шума отдельных агрегатов, опре-
деленные в ближнем поле работающего автомобиля). Апроба-
ция этого метода на ряде автомобилей показала, что разница
между расчетом и экспериментом составляет 2—4 дБА, что сле-
дует считать приемлемым.
Внешний шум автомобиля существенным образом зависит
от режима работы двигателя, автомобиля и типа дорожного по-
крытия и изменяется в широких пределах, возрастая с увеличе-
нием частоты вращения коленчатого вала и нагрузки на дви-
гатель.
Внешний шум равномерно движущегося автомобиля (дБА)
примерно можно оценить по формуле
£Л = 301еоЛ + у,	(11.4)
где vr — скорость автомобиля, км/ч; у — постоянная, зависящая
от типа автомобиля, состояния и вида дорожного покрытия (при
движении по дороге с асфальтобетонным покрытием легковых
автомобилей у изменяется в пределах 21,0—21,7, грузовых —
26,5—34,8).
При равномерном движении со скоростью более 70 км/ч во
внешнем шуме легковых автомобилей преобладает шум шин,
он усиливается при движении по мокрой дороге.
Бывает, что обнаруживается большой разброс внешнего
шума у автомобилей или автобусов одной партии. Так, в НАМИ
была обследована партия автобусов, разброс внешнего шума
в которой достигал 6 дБА. Выяснилось, что на ряде автобусов
неправильно отрегулирован ограничитель частоты вращения ко-
ленчатого вала, что привело к увеличению шума и вибрации.
Эксперименты показывают, что при некачественной перфора-
ции элементов глушителя реактивного типа отверстия закоксо-
вываются после пробега автобусом около 20 тыс. км и глуши-
тель теряет свою акустическую эффективность, а это резко уве-
личивает внешний шум.
Существенно повышать уровень внешнего и внутреннего
шума автобуса или автомобиля может и некачественное изго-
товление коробки передач, заднего моста, бортовых редукто-
ров и других агрегатов.	*
Основные источники внешнего шума. Основными источни-
ками внешнего шума автомобиля являются, как правило, дви-
гатель (структурный шум), системы газообмена двигателя и
18 Заказ Aft 50
273
вентилятор систему охлаждения двигателя, а также агрегаты
трансмиссии (коробка передач, задний мост). Для каждого
типа автомобилей вклад источников может меняться, однако
структурный шум двигателя, как правило, преобладает.
Так, при общей звуковой мощности нового грузового авто-
мобиля ЗИЛ-4331 с дизелем ЗИЛ-645 0,74 Вт на долю двига-
теля приходится 0,664 Вт (структурный шум—0,36 Вт, шум
систем газообмена — 0,28 Вт), а на остальные источники (транс-
миссия, шины и т. д.)—0,1 Вт. Анализ акустического баланса
внешнего звукового поля автомобиля КамАЗ-5425 при равно-
мерном движений на шестой передаче со скоростью 88 км/ч
(пДв = 2600 мин-1) дает следующее распределение: 40 % —
структурный шум дизеля; 23,5 % — шум системы впуска дизеля;
15,3 %—шум системы выпуска дизеля; 12 %—шум трансмис-
сии и шин; 9,2 %—шум вентилятора и гидромуфты системы
охлаждения двигателя.
Вклад источников внешнего шума автомобиля целесообразно
оценивать с применением акустической интенсиметрии. Рас-
смотрим результаты исследования внешнего шума грузового ав-
томобиля семейства МАЗ [11.3].
Исследования проводились при имитации движения автомо-
биля по методике, установленной правилами ЕЭК ООН № 51.
Шум отдельных агрегатов и автомобиля в целом исследовался
при разгоне автомобиля на пятой — девятой передачах и при
равномерном движении. Оказалось, что даже при равномерном
движении автомобиля примерно 40 % акустической энергии из-
лучается поверхностями V-образного дизеля, при интенсивном
же разгоне вклад структурного шума дизеля в общее звуковое
излучение был еще больше. Звуковая мощность, излучаемая при
разгоне автомобиля на шестой передаче, составила для дизеля
3,4- 10-2 Вт, для коробки передач — 4,35- 10-3 Вт, для заднего
моста— 1,41 • 10-3 Вт. На исследуемом автомобиле был установ-
лен новый весьма эффективный глушитель шума выпуска ди-
зеля. Опыты показали, что шум систем газообмена не оказывал
существенного влияния на .внешний шум данного автомобиля.
Распределение источников- внешнего шума автомобиля МАЗ
по УЗ, дБА, приведено в табл. 11.6.
Шум двигателя. Как упоминалось ранее, структурный шум
двигателя является основной составляющей внешнего шума ав-
томобиля при том режиме движения, в котором определяется
допустимое значение его уровня. В свою очередь, в структур-
ном шуме двигателя можно. выделить компоненту, обусловли-
ваемую процессом сгорания, и механическую. Причем шум, по-
рождаемый сгоранием в дизелях, устанавливаемых на грузовые
автомобили, BbiHiq, нежели в карбюраторных двигателях, и
в большей степени проявляется при невысокой частоте враще-
ния коленчатого вала. С увеличением частоты вращения пре-
валирующим становится механический шум, вызываемый соуда-
274
рениями в деталях двигателя и, главным образом, перекладкой
поршня в цилиндре.
При использовании терморегулируемого поршня и уменьше-
нии зазора между ним и гильзой цилиндра до 0,03 мм, по дан-
ным различных исследователей, УЗ снижается на 1—2 дБА. Из-
вестны также конструкции поршней, в юбку которых впрессо-
ваны тефлоновые вставки, что на 1—2 дБА уменьшает шум от
перекладки поршня.
Таблица 11.6. Уровень звука, дБ А, основных источников
внешнего шума грузового автомобиля МАЗ
Источник	Расстояние от источника до измеритель- ного микрофона, м	
	I	7,5
Дизель (на моторном стенде при полной нагрузке и номинальной ча-	99—101	86—88 *
стоте вращения коленчатого вала) Коробка передач	92,0	78,0
Раздаточная коробка	87,5	72,0
Средний мост	86,0	70,0
Задний мост	82,0	65,0
Передний мост	78,0	62,0
* Определено расчетным путем.		
На кинематику поршня и, следовательно, на излучаемый
звук можно также воздействовать смещением оси поршневого
пальца на 0,5—1,5 мм к стенке цилиндра при рабочем ходе.
При этом достигается снижение УЗ на 1,0—1,5 дБ А. У дизелей
смещение поршневого пальца обеспечивает также тепловую
разгрузку. Таким образом, изменением жесткостных и упруго-
массовых характеристик поршня можно снизить амплитуды сил,
возникающих при его перекладке, и уменьшить шум.
Из многих параметров, определяющих интенсивность акусти-
ческого излучения двигателя, основными являются частота вра-
щения коленчатого вала и нагрузка. Установлено, что при от-
сутствии резонансных явлений „уровень шума автомобильного
дизеля практически линейно повышается с ростом частоты вра-
щения коленчатого вала (понижение частоты на 100 мин4
снижает УЗ дизеля обычно на 1 дБА) и мало зависит от на-
грузки. Если в дизелях изменение нагрузки от 0 до 100 % ме-
няет общий УЗ не более, чем на 3—4 дБ А, то в карбюратор-
ных двигателях такое изменение нагрузки повышает УЗ весьма
существенно — до 10 дБ А [11.7].
275
При определении внешней скоростной характеристики ди-
зеля угол наклона кривой, характеризующей общий УЗ, при-
мерно соответствует 30 1g и (п — частота вращения коленчатого
вала, мин-1). Это позволяет считать, что в шуме дизеля преоб-
ладает механическая составляющая. Угол наклона 40 1g п ука-
зывает йа преобладание шума от сгорания. Для определения
спектра силового воздействия на детали двигателя спектр газо-
вых сил при рабочем процессе представляют как сумму спек-
тров импульса давления при прокручивании и импульса давле-
ния при сгорании — расширении газа. Спектр импульса давле-
ния газов при сгорании, полученный экспериментальным путем,
при расчете аппроксимируется ломаной линией, при этом при-
нимается, что в пределах каждого элементарного импульса дав-
ление при сгорании изменяется по линейному закону [11.5].
Акустическое излучение поверхностей двигателя существенным
образом зависит от соотношения частотных характеристик спек-
тра силового воздействия и спектра собственных частот основ-
ных корпусных деталей двигателя. Как правило, наибольшее
акустическое и'злучение блок-картера автомобильного двига-
теля происходит ц октавных полосах со среднегеометрическими
частотами 1 и 2 кГц.
При интенсиметрических исследованиях рядного четырехци-
линдрового карбюраторного двигателя с левой фронтальной
стороны наибольшее акустическое излучение было зарегистри-
ровано у блока цилиндров двигателя (5,22- 10-3 Вт), сверху —
у клапанной крышки (2,97• 10-3 Вт), спереди — у головки
блока цилиндров (0,74• 10-3 Вт). Максимальное излучение по-
верхностей двигателя наблюдалось в диапазоне частот 700—
5650 Гц (головка блока излучает спереди 36 % всей звуковой
мощности, блок цилиндров с любой стороны — 62 % и клапан-
ная крышка вверх — 55 %). Поверхностность генератора излу-
чает вверх 27 % от всей звуковой мощности в диапазоне более
низких частот (90—700 Гц).
При холостом ходе дизеля наиболее шумными поверхно-
стями являются: крышки клапанного механизма (излучаемая
звуковая мощность—11,5-10~3 Вт); нижняя часть блок-кар-
тера (7,2* 10-3 Вт); поверхности развала блока в верхней ча-
сти дизеля (6,7- 10-3 Вт); масляный поддон (5,2- 10-3 Вт). При
полной нагрузке йзлучаемая звуковая мощность существенно
увеличивается, и основные излучающие поверхности в зависимо-
сти от их вклада можно перечислить в такой последовательно-
сти: поверхности .развала блока (1,5• 10-2 Вт); крышки кла-
панного механизма (1,4- 10-2- Вт); нижняя часть блок-картера
(1,1 • 10-2 Вт);- масляный поддон (5,9- 10-3 Вт).
Снижение шума двигателя достигается применением турбо-
наддува, что объясняется уменьшением задержки воспламене-
ния и, как следствие, более низким -значением dP/df в этой
фазе. Увеличение плотности заряда в камере сгорания также
276
способствует снижению шума. Следует отметить одно важное
обстоятельство: применение турбонаддува позволяет получить
требуемые мощностные характеристики двигателя при более
низкой частоте вращения коленчатого вала по сравнению с без-
наддувным вариантом, что позволяет существенно снизить уро-
вень шума двигателя.
Снижение шума двигателей обеспечивается использованием
новых материалов. Так, в последнее время для снижения шума
клапанных крышек они изготовляются из материала-сандвича
типа «металл—пластик—металл». Его целесообразно применять
и для масляных поддонов. Изготовление ненагруженных корпус-
ных деталей двигателя из материала-сандвича дает эффект
в том случае, если эти детали предопределяют общий уровень
шума двигателя.
В последние годы за рубежом начали применяться двига-
тели с улучшенными виброакустическими характеристиками
картерных деталей. Снижение шума в этом случае происходит
за счет изменения реакции конструкции на возбуждающее уси-
лие. Из исследованных наиболее интересным представляется
безнаддувный дизель «Софии 8140-61» (55,15 кВт, 4200 мин-1,
2,445 л). В нем увеличена жесткость картерных деталей, чтобы
вывести спектр собственных колебаний конструкции из диапа-
зона частот, в котором силовые факторы могут вызвать резо-
нансные колебания картера двигателя. Для этого используются
мощные опорные цлиты коренных подшипников, как в стацио-
нарных судовых двигателях большой мощности. Уровень звука
упомянутого двигателя на расстоянии 1 м от наружной поверх-
ности составил 97 дБА.
Японским исследователям за счет увеличения жесткости блока
цилиндров и картера серийного двигателя (при увеличении
массы двигателя от 2 до 10%) удалось снизить структурный
звук на 2,5—5,5 дБА. Разработанный ими новый малошумный
шестицилиндровый дизель имел УЗ на 9 дБА ниже, а массу на
20 % меньше, нежели серийный двигатель.
Расчетно-экспериментальные работы, предпринятые фирмой
AVL (Австрия) [11.6], позволили уменьшить УЗ шестицилинд-
рового рядного дизеля грузового автомобиля с рабочим объ-
емом цилиндров 11 л с 101,1 до 94,9 дБА (рис. 11.4).
Таким образом, снизить шум автомобильных двигателей
в источнике можно путем разработки малошумных рабочих про-
цессов, применения турбонаддува, понижения максимальной ча-
стоты вращения коленчатого вала, проектирования конструкции
картерных деталей с высокой изгибной жесткостью, применения
вибропоглощающих слоистых материалов типа «металл—плас-
тик—металл» для малонагруженных корпусных деталей (кла-
панной крышки, масляного поддона и т. п.), использования виб-
роизолирующих прокладок в местах установки поддона, впуск-
ных коллекторов и т. д. Максимальный эффект от использова-
277
ния этих методов, как показала практика, составляет 6—10 дБА
(табл. 11.7).
Шум газораспределительного механизма двигателя. Послед-
ний наиболее существенен в карбюраторных двигателях. Основ-
ным источником шума газораспределительного механизма явля-
Рис. 11.4. Снижение УЗ дизеля (пол-
ная нагрузка, п=2200 мин*”1):
/ — 101,1 дБА (серийный двигатель); 2 —
98,5 дБА (дизель с оптимизированным
рабочим процессом); 3 — 97 дБА (допол-
нительно установлена задемпфированная
фронтальная часть, экран вентилятора,
виброизолированная клапанная крышка);
4 — 94,9 дБА (дополнительно оптимизиро-
ваны картер дизеля и масляный поддон)
ется импульс, возникающий при посадке клапана в седло. Срав-
нение спектров шума при работе двигателя и при прокручива-
нии газораспределительного механизма от постороннего свиде-
тельствует о том, что упомянутый импульс возбуждает вибра-
Таблица 11.7.Пути снижения внешнего шума четырехцилиндрового
рядного автомобильного дизеля (на расстоянии 1 м) и их эффективность
Мероприятие , ч ’	Ожидаемое снижение УЗ при номи- нальной мощности, ДБА
Снижение шума сгорания Уменьшение механического шума за счет смещения поршня в сторону, не воспринимающую боковую силу Применение турбонаддува Снижение максимальной частоты вращения коленчатого вала до 100 мин-1 Увеличение жесткости блок-картера и изменение кривизны его поверхностей Ступенчатый впрыск топлива Замена сплошного шкива коленчатого вала на спицевую кон- струкцию с демпфером крутильных колебаний Ужесточение конструкции, вибродемпфирование, виброизоля- ция ненагруженных корпусных деталей (масляного поддона, клапанных крышек, впускного трубопровода и т. д.) Увеличение поверхности пятна контакта шестерен распреде- । лительного механизма Уменьшение массы поршней (на 10—15%)	1,0—2,0 0,5—0,4 2,0—4,0 0,5—1,0 1,0—3,0 2,0—3,0 1,0—1,5 1,0—1,5 0,2—0,4 0,2—0,3
278
цию корпусных деталей двигателя с их собственными часто-
тами в области частот 1000—2000 Гц и выше. Так, при работе
карбюраторного двигателя ЗИЛ-130 (2000 мин-1) по интенсив-
ности высокочастотная часть общего спектра шума близка
к той, которая возникает при прокручивании газораспредели-
тельного механизма от электромотора. В общем шуме четырех-
цилиндровых рядных карбюраторных двигателях шум, вызы-
ваемый механизмом газораспределения, формируется в широ-
ком диапазоне частот — от 315 до 8000 Гц.
Шум вентилятора системы охлаждения. Этот шум проявля-
ется во внешнем и внутреннем шуме автомобиля в диапазоне
средних звуковых частот (200—800 Гц). При исследовании
путей совершенствования вентилятора стремятся повысить его
производительность и уменьшить уровень шума.
Обычно вентилятор дизелей грузовых автомобилей потреб-
ляет около 5 % их мощности. Существенное влияние на шум
вентилятора оказывает окружная скорость вращения лопастей;
шум вентилятора пропорционален скорости в шестой степени.
Считается, что скорость вращения лопастей автомобильного
вентилятора не должна быть более 85—90 м/с.
Число лопастей вентилятора в значительной мере опреде-
ляет создаваемое вентилятором противодавление (производи-
тельность) и частотный спектр шума (точнее, интенсивность
составляющих на частоте первой и второй лопастных гармо-
ник). Подбирать акустическую характеристику вентилятора сле-
дует таким образом, чтобы свести до минимума интенсивность
этих двух гармоник., в первую очередь — интенсивность второй
лопастной гармоники, как более высокочастотной. Уменьшение
числа лопастей с одновременным увеличением их ширины улуч-
шает аэроакустические показатели вентилятора. При этом
уменьшается частота лопастной гармоники, а значит, и шум.
Угол установки лопастей мало сказывается на акустической
характеристике вентилятора.
В системах охлаждения современных автомобильных дизе-
лей применяются муфты вязкостного типа, которые включают
в работу вентилятор только кратковременно при определенном
повышении температуры охлаждающей жидкости. Применение
муфт, регулирующих работу вентилятора, не только улучшает
энергетические показатели двигателя, но и способствует умень-
шению внешнего и внутреннего шума автомобиля. При нали-
чии вязкостных муфт в системе охлаждения двигателя приме-
няются вентиляторы из пластмассы. Акустическая эффектив-
ность системы охлаждения двигателя зависит от того, насколько
близко вращающийся вентилятор расположен к неподвижным
деталям двигателя.
При уменьшении максимальной частоты вращения вентиля-
тора системы охлаждения двигателя автобуса НЛЗ-3205 с 2650
до 2000 мнн-1 и применении неравномерного расположения ло-
*79
пастей мощность, потребляемая вентилятором, снизилась
в 1,5 раза, а УЗ — со 103 до 94 дБА. Внешний шум автобуса
ПАЗ-3205 стал^ ниже на 2 дБА. Те же меры позволили умень-
шить шум автомобилей семейства УАЗ.
Шум топливоподаюк^ей аппаратуры. На УЗ двигателя могут
оказывать влияние навесные агрегаты, в частности — топлив-
ный насос высокого давления. Насос излучает воздушный шум
и передает вибрацию через свои опоры. Следует отметить, что
у V-образных дизелей плоскость развала цилиндров, где уста-
новлен топливный насос, является, как правило, зоной наи-
большего излучения структурного шума.
Шум .топливоподающей аппаратуры в основном обусловлен
механическими срударениями деталей и гидравлическими эф-
фектами, сопровождающими истечение топлива с высокими (бо-
лее 100 м/с) скоростями при впрыскивании и отсечке в конце
нагнетания. Наметившаяся тенденция к повышению энергии
впрыска в топливоподающей аппаратуре современных дизелей
вызывает резкое увеличение шума.
Экспериментальные исследования шума топливного насоса
V-образного восьмицилиндрового дизеля показали, что одним
из ^основных факторов, влияющих на шум, является частота
вращения кулачкрвого вала. При повышении частоты вращения
вала с 600 до 1400 мин-1 УЗ насоса при полной подаче топлива
увеличивается на 7—И дБ А. Примерно на такую же величину
повышается УЗ .насоса при увеличении подачи топлива (от по-
дачи холостого хода до полной) при номинальной частоте вра-
щения кулачкового вала.
Интенсиметрические исследования позволяют утверждать,
что в наибольшей степени излучает шум боковая поверхность
между 3-й и 4-й секциями насоса. В диапазонах частот от 720
до 930 Гц и от 1400 yi.0 2800 Гц были зарегистрированы резо-
нансные зоны, где излучается основная доля акустической
энергии.
Выяснилось, что топливный насос с открытым корпусом из-
лучает больший шум, чем насос с закрытым корпусом (разница
1—6 дБА).
Шум топливного насоса с более высоким (на 3—7,5 МПа)
давлением впрыска при полной подаче топлива на 0,5—2 дБА
выше, чем у насоса с меньшим давлением впрыска.
Шум топливного насоса, измеренный на отдельном стенде,
оказался ниже на 8—10 дБА' во всем диапазоне частот враще-
ния коленчатого вала, чем шум V-образного восьмицилиндро-
вого дизеля. Таким образом, он практически не оказывал влия-
ния на шум дизеля.
Шум системы впуска двигателя. Шум системы впуска су-
щественным образом зависит от скоростного режима работы
автомобильного двигателя. При повышении частоты вращения
коленчатого вала ена 1000 мин-1 УЗ системы впуска дизелей
280
повышается на 10—17 дБА, карбюраторных двигателей — на
5—12 дБ А.
Нагрузочный режим практически не влияет на шум системы
впуска дизеля без турбонаддува, УЗ системы впуска дизеля
с турбонаддувом при переходе от холостого режима к полной
нагрузке повышается на 15—20 дБ, а карбюраторного двига-
теля— на 15—25 дБ. Если у дизелей без турбонаддува шум
системы впуска — низкочастотный (до 250 Гц), то у дизелей
с турбонаддувом в ряде случаев появляются также ярко выра-
женные высокочастотные шумы (до 20 кГц). Максимум излу-
чения системы впуска карбюраторных двигателей наблюдается
при максимальной частоте вращения в диапазоне 50—800 Гц.
В последние годы в конструкциях систем впуска автомобиль-
ных двигателей получили широкое применение сухие фильтрую-
щие элементы. Эксперименты показывают, что фильтрующий
элемент из перфорированного картона обладает лучшим звуко-
поглощением, чем ранее применявшиеся конструкции, (50—
90 % при частотах 1500—4500 Гц). Увеличение высоты гофра
с 12 до 25—50 мм улучшает звукопоглощение в области частот
выше 500 Гц. Установка стального перфорированного экрана
для повышения прочности фильтрующего элемента приводит
к увеличению звукопоглощения на низких частотах и пониже-
нию на высоких частотах. Опыты показали, чот наилучшим зву-
копоглощением обладает двойной элемент с гофрами высотой
12 и 50 мм, при этом максимум звукопоглощения приходится
на 1200 Гц [11.7].
Шум системы впуска двигателя в большей степени проявля-
ется во внешнем и внутреннем шуме легковых автомобилей.
Так, на заднеприводных автомобилях семейства ВАЗ первого
поколения структурный звук двигателя составляет 82 дБА, УЗ
впуска — 79 дБ А, УЗ выпуска — 73 дБ А [11.9].
Шум системы впуска четы рехци л кадрового двигателя про-
является главным образом в третьоктаве со среднегеометриче-
ской частотой 125 Гц. При выборе размеров впускного патрубка
исходят из того, что длина патрубка должна составлять чет-
верть длины волны основной гармоники, возбуждаемой в си-
стеме впуска. Подбор оптимальной длины впускного патрубка
позволил уменьшить на 1,0—1,5 дБ А внешний шум и на 1,5—
2,0 дБА внутренний шум автомобиля ВАЗ-2101.
В целях снижения шума системы впуска двигателя легко-
вого автомобиля следует срез впускного патрубка располагать
вблизи геометрического центра мотоотсека, где обычно наблю-
дается понижение звукового давления. Так, на заднеприводных
автомобилях ВАЗ такое решение позволило уменьшить внеш-
ний УЗД автомобиля в октавных полосах с частотами 125 и
250 Гц до 8 дБ.
Для снижения низкочастотного шума легковых автомобилей
увеличивают объем воздухоочистителей, для чего используют
281
объемы под клапанными крышками. Снижение шума системы
впуска на основной моторной частоте (в октавной полосе часто-
той 125 Гц) достигается удлинением заборного патрубка (до
400—600 мм). Для устранения средне- и высокочастотного
шума впуска в ряде случаев применяется перфорация по длине
патрубка (как на автомобиле'ВАЗ-2108).
Применение термостатированной системы впуска двигателя
на легковом автомобиле несколько ухудшает ее акустические
характеристики. Чтобы компенсировать это ухудшение, термо-
регулятор обычно располагают в конце патрубка неподогре-
того воздуха, применяют и ряд других конструктивных
решений.
В некоторых случаях интенсивными излучателями звука яв-
ляются элементы'системы впуска двигателей. Например,
крышка воздухоочистителя может возбуждаться пульсациями
воздуха и вибрацией присоединенных к воздухоочистителю де-
талей. В целях снижения шума корпусных деталей воздухо-
очистителя их выполняют из пластмасс (на легковых автомо-
билях) , виброизолируют, демпфируют, либо крепят воздухоочис-
титель не к двигателю, а к кузову автомобиля.
Предпринимаются попытки снижения шума газораспредели-
тельного механизма. Так, опытная конструкция головки блока
цилиндров с опушенной плоскостью крепления позволила
уменьшить ее деформацию в четыре раза и понизить общий
уровень звуковой мощности двигателя ВАЗ-2108 на 1,5—
3,0 дБА.
Ослабление ударных импульсов, возникающих при посадке
клапанов, может быть достигнуто за счет применения вибро-
демпфирующих материалов. Установка пористо-сетчатых мате-
риалов под седло* клапанов уменьшает вибрацию из-за удар-
ных процессов в клапанном механизме и снижает акустическую
мощность двигателя йа 1,5—3,0 дБА при частоте вращения
2000—5000 мин-1 коленчатого вала двигателя ВАЗ-2108 (11.9].
Структурный и воздушный звук, излучаемый отдельными
поверхностями двигателя, например кожухами привода газо-
распределительного механизма и вентилятора, крышкой возду-
хоочистителя, приводным шкивом коленчатого вала, теплоизо-
лирующими щитками (стартера, карбюратора), может быть
уменьшен за счет- рационального перфорирования упомянутых
поверхностей, как на двигателях автомобилей ВАЗ. Перфори-
рованные отверстия располагаются в зонах максимальных ам-
плитуд вибрации. Наибольший эффект получен при перфора-
ции кожуха привода газораспределительного механизма: зву-
коизлучение снизилось на 10 дБА при частоте 160 Гц (п =
= 5000 мин-1, полная нагрузка). Перфорация кожуха вентиля-
тора и щитков стартера и карбюратора позволила уменьшить
УЗД на 1—2 дБч. Применение на автомобилях ВАЗ перфориро-
282
ванной крышки воздухоочистителя снизило УЗД двигателя на
4 дБ при частоте 200 Гц (п = 5000 мин-1, полная нагрузка).
Рациональная компоновка крышки привода газораспредели-
тельного механизма (ограждения ремня) относительно боковой
поверхности шкива коленчатого вала двигателя уменьшила
УЗД двигателя автомобиля ВАЗ-2105 на 6 дБ. Оребрение, виб-
роизоляция и демпфирование конструкций крышек головки
блока, воздухоочистителя, привода газораспределительного
обеспечило снижение УЗ двигателей ВАЗ на 3 дБА.
Существенный шум может создавать на двигателе легкового
автомобиля вращающийся шкив коленчатого вала, выполнен-
ный в виде сплошного диска. Применение шкива с перфорацией
и шкива спицевой конструкции снижает шум двигателя. Так,
шкив спицевой конструкции, внедренный на всех двигателях
автомобилей семейства ВАЗ, позволил существенно (на 15 дБ)
понизить УЗД двигателя на частотах 1600 и 2000 Гц (резо-
нансный режим, п = 5000 мин-1, полная нагрузка).
Шум двигателя снижает изготовление деталей из материа-
лов, обладающих демпфирующими свойствами. Так, замена ме-
таллической шестерни привода масляного насоса шестерней из
капрона позволила в ближнем поле (у передней крышки меха-
низма газораспределения) уменьшить УЗД в диапазоне п =
= 1000 4- 5800 мин-1 на 0,5—2,5 дБА. На 2,5 дБА снижается
УЗ в ближнем поле крышки воздухоочистителя из сополимера
с двумя отверстиями диаметром 5 мм по сравнению с метал-
лической крышкой. На 1,0—2,5 дБ А снижается УЗ клапанной
крышки карбюраторного двигателя при установке регулировоч-
ных болтов клапанов с наконечниками из полиамида.
Применение звукоизолирующих кожухов клапанных крышек
из полимерных материалов позволяет уменьшить УЗ двигателя
ВАЗ-2106 в ближнем поле на 1—5 дБА при n=1000-j-
-f- 5500 мин-1.
Комплекс перечисленных мер способствовал тому, что внеш-
ний шум модернизируемых заднеприводных автомобилей се-
мейства ВАЗ снизился с 80 до 75—77 дБА, т. е. до уровня бо-
лее жестких международных норм.
Воздух поступает в двигатель через заборочный патрубок,
расположенный в мотоотсеке. Система впуска двигателя в мо-
тоотсеке имеет направленный характер в области низких ча-
стот. В области частот 63—400 Гц легковые автомобили, как
правило, излучают шум со стороны, где расположен заборный
патрубок, сильнее, чем с противоположной стороны (при изме-
рении шума автомобиля по ГОСТ 27436—87). В третьоктаве со
среднегеометрической частотой 125 Гц для автомобилей с че-
тырехцилиндровым двигателем эта разница может достигать
8—10 дБ. Мотоотсек легкового автомобиля может быть пред-
ставлен в виде частично разомкнутого объема, для которого
характерны резонансные частоты, расположенные в диапазоне
283
50—280 Гц. Для резонансных колебаний характерна большая
неравномерность эрукового поля в объеме, которая по ширине
мотоотсека меняется до 10 дБ.
Шум системы выпуска. Во внешнем шуме автомобиля вклад
шума системы выпуска, как упоминалось ранее, при правильно
подобранных глушителях обычно занимает второе—третье ме-
сто после .вклада структурного шума двигателя. Акустические
характеристики системы выпуска подбираются таким образом,
чтобы при малом противодавлении (обычно 2—5 % от мощно-
сти двигателя) шум выпускаемых газов не предопределял об-
щий уровень внешнего шума.
По мере ужесточения норм внешнего шума автомобилей
требования к Шуму системы выпуска двигателя повышаются,
поэтому приходится искать пути уменьшения шума корпуса
глушителей. Чтобы внешний шум грузовых автомобилей не
превышал 83—84 дБА, корпусные детали глушителей следует
изготовлять из двойной стали толщиной 1,2 мм и применять не
менее двух глушителей реактивного типа. В этом случае шум
системы выпуска не будет превышать 72—74 дБА (при измере-
нии шума автомобиля по ГОСТ 27436—87).
На легковых автомобилях,,внешний шум которых ниже, чем
у грузовых, применяют глушители реактивного и абсорбцион-
ного типов. Вклад звуковой вибрации системы выпуска у лег-
ковых автомобилей выше, чем у грузовых, поэтому на них ис-
пользуют глушители, имеющие двойные стенки с теплоизоли-
рующей прокладкой. На переднеприводном легковом автомо-
биле, где силовой агрегат перемещается в пределах 20 мм,
в целях повышения долговечности системы выпуска в ней при-
меняют упругие элементы (шарниры, гибкие шланги), которые
понижают частоты.собственных колебаний силового агрегата.
Упругие элементы находят применение и в системе выпуска
грузового автомобиля.
Шум трансмиссии. Доля шума коробок передач и ведущих
мостов во внешней и внутреннем шуме автомобилей и автобу-
сов может быть значительной. На ряде грузовых автомобилей
с дизелями большой мощности при общем УЗ внешнего шума
84—86 дБА вклады шума коробки передач и заднего моста за-
нимают соответственно второе и третье место после структур-
ного шума дизеля. Практика показывает, что при разработке
проектов малошумных грузовых автомобилей после уменьше-
ния внешнего шума автомобиля до 83—84 дБА за счет сниже-
ния структурного шума дизеля приходится добиваться умень-
шения шума коробки передач и заднего моста.
Низкочастотная вибрация зубчатых передач вызывается не-
равномерностью приложения внешней нагрузки и действием
дисбаланса вращающихся масс. В наибольшей степени вибра-
ция и шум коробки передач и заднего моста проявляются в об-
ласти средних и высоких звуковых частот из-за изменения жест-
284
кости зубьев при зацеплении, погрешностей изготовления зуб-
чатых колес, вибрации подшипников качения, колебаний с соб-
ственными частотами колес и картерных деталей.
Исследования шумов коробки передач и ведущих мостов
с применением интенсиметрической аппаратуры (на испыта-
тельном стенде и на автомобиле) показывают, что существен-
ное влияние на шум коробки передач оказывает нагрузка. Из
результатов стендовых испытаний следует, что если при изме-
нении частоты вращения первичного вала с 1000 до 2000 мин-1
УЗ коробки передач грузового автомобиля возрастает на 2—
5 дБ А, то при увеличении нагрузки в 10 раз — на 3—9 дБ А.
Наибольшая звуковая энергия излучается боковыми поверхно-
стями коробки передач в октавных полосах с частотами 500,
1000 и 2000 Гц. В октавной полосе со среднегеометрической ча-
стотой 500 Гц проявляется шум шестерни, в октавных полосах
с частотами 1 и 2 кГц — собственные колебания картерных де-
талей коробки передач.
Приблизительно изменение УЗ, дБ А, коробки передач (на
расстоянии 3 м) при изменении нагрузки можно оценить по
формуле	L = 38+101gP,	(11.5)
где Р — механическая мощность, передаваемая коробкой пере-
дач, Вт.
При изменении мощности с 3 до 30 кВт УЗ коробки пере-
дач возрастает на 10 дБ А.
На стенде с беговыми барабанами имитируется разгон ав-
томобиля по методике, предусматриваемой правилами ЕЭК
ООН № 51. Из анализа спектров шума раздаточной коробки,
полученных на стенде, следует, что максимальное излучение
происходит в октавных полосах с частотами 1и 2 кГц. В спек-
тре шума раздаточной коробки при имитации разгонных режи-
мов движения основные составляющие зафиксированы в окта-
вах 125 Гц и 500 Гц. Анализ шума среднего моста грузового ав-
томобиля показал, что существенное влияние на него оказывает
работа бортовых редукторов. Максимум излучения среднего и
заднего моста на грузовом автомобиле располагается в октав-
ных полосах с частотами 500, 1000 и 2000 Гц. Можно считать,
что шум исследуемого агрегата в октаве со среднегеометриче-
ской частотой 500 Гц вызывается в основном зубчатым зацепле-
нием, а в октавах с частотами 1000 и 2000 Гц проявляется шум
собственных колебаний картерных деталей ведущих мостов гру-
зового автомобиля.
Снижение внешнего шума на пути распространения. Прак-
тика экспериментальных исследований показывает, что при не-
обходимости существенного снижения внешнего шума автомо-
биля требуется применять такие средства, как акустические
экраны и капсулы (капоты). Так, у V-образных дизелей сле-
дует прежде всего экранировать развал блок-картера. (Напрн-
885
Таблица 11.8. Внешний шум
(УЗ, дБА) автомобиля МАЗ
при использовании различных средств
- шумоглушения
Пере- дача	Звукоизоля- ция серийная	Экраны сбоку	• ч Экраны на двигателе	Экраны сбоку и на двига- теле
5	88,5	87,0	87,5	86,0
6	88,0	87,5 •	87,5	87,0
7	88,0	87,5	87,0	87,0
8	87,0	86,5	87,0	87,0-
9	87,0	86,5	85,0	85,0
мер, у дизеля ЯМЗ-238 это позволило снизить УЗ на 2—3 дБА.)
Значения внешнего шума автомобиля МАЗ при использовании
акустических экранов совместно с боковыми щитками, установ-
ленными у колесных ниш, приведены в табл. 11.8.
Боковые экраны, перекрывающие проемы между двигателем
и нишами передних колес, были изготовлены из стального ли-
ста толщиной 1 мм и оклеены ео стороны двигателя 10-мм
слоем звукоизолирующего ма-
териала из нетканых синтети-
ческих волокон и слоем пено-
полиуретана, дублированного
полимерной перфорированной
пленкой. Над развалом дизеля
был установлен стальной экран
толщиной 1 мм со звукопогло-
щающим покрытием из супер-
тонкого стекловолокна толщи-
ной 10 мм. Применение этих
экранов способствовало сни-
жению внешнего шума автомо-
биля МАЗ на 0,5—2,5 дБА (до
85 дБА).
Достижение уровня требо-
ваний, которые должны всту-
пить в действие к 2000 г., воз-
можно лишь при -капсулировании двигателя и коробки передач.
Звукоизоляция стенок капсулы .должна быть не меньше 8—
10 дБА, что могут обеспечить материалы типа «металл — пла-
стик— металл» толщиной 1,2—1,5 мм, на которые с внутренней
стороны наклеен звукопоглощающий материал.
В последние годы появилась необходимость в специальных
звукопоглощающих материалах для мотоотсека двигателя. Ко-
эффициент звукопоглощения такого материала должен дости-
гать максимума в диапазоне частот 800—2000 Гц, где акусти-
ческое излученйе.двигателя- наиболее интенсивно. Кроме того,
такой материал должен быть маслобензостойким, термостойким
(не менее +120°C), негорючим.
Выпуск подобных материалов уже начат. Они представляют
собой «сандвич» 'Толщиной 25 мм из двух слоев стекловолокна,
между которыми размещается слой пенополиуретана. Волни-
стая решетка способствует проникновению акустической энер-
гии. С лицевой стороны материал покрыт перфорированной
алюминиевой-фольгой. Такой материал сохраняет свои свойства
при температурах от —40 до +100 °C, обладает высоким
.(а =0,8-+1,0) звукопоглощением в области 600—2000 Гц.
Капсула силового агрегата должна обеспечивать вибродемп-
фирование не 1иенее 6 дБ на частоте 1000 Гц, иметь малую по-
верхностную плотность (не более 0,5 кг/м2). На передний и
286
задний торцы капсулы устанавливаются глушители, облицован-
ные изнутри слоем звукопоглощающего материала толщиной
30—35 мм.
Применение капсул имеет и негативные моменты: увеличи-
вается масса автомобиля, повышается его стоимость и трудоем-
кость технического обслуживания, однако основная сложность
заключается в обеспечении нормального теплового режима ра-
боты двигателя. Решить эту проблему позволяют интенсивное
охлаждение наиболее теплонапряженных деталей двигателя,
применение радиатора с увеличенной поверхностью охлажде-
ния, более мощного вентилятора и т. д. В ряде случаев на са-
мые теплонапряженные детали (выпускные коллекторы, турбо-
компрессор) устанавливают специально подобранные звукоизо-
лирующие пористые материалы, что позволяет добиться удов-
летворительных акустических характеристик при нормальном
тепловом режиме [11.10].
Капсулирование мотоотсека легкового автомобиля имеет
свои особенности. Так, требуется уменьшить УЗД не только
в области высоких частот (1000—4000 Гц), но и в октаве
125 Гц (в случае применения четырехцилиндрового двигателя).
Последнее достигается за счет функционального дробления мо-
тоотсека легкового автомобиля. Применение на автомобилях
МАЗ-64221 и ВАЗ-2105 подобных конструкций капсул позволило
уменьшить их внешний шум в среднем на 5,5 дБА.
На грузовых автомобилях фирмы «МАН-Фольксваген»
(Германия) с шести- и четырехцилиндровыми двигателями, ко-
торые используются для перевозки грузов в ночное и утреннее
время, капсулирование силового агрегата позволило уменьшить
внешний УЗ с 86 до 80 дБА, а внутренний — на 3 дБА.
При использовании рядных двигателей на грузовых автомо-
билях компоновка капсулы облегчается. Верхнюю часть кап-
сулы выполняют заодно с откидывающейся кабиной, нижняя
часть состоит из двух боковин и днища, прикрепленных к раме.
Воздух поступает в мотоотсек через отверстие у переднего бу-
фера и выходит через отверстие у заднего торца коробки пере-
дач. Масса автомобиля с капсулой выше на 30—40 кг, стои-
мость — на 2—5,% •
На легковом автомобиле «Мерседес-190D» с дизельным дви-
гателем капсула из формованного облегченного материала снаб-
жена продувочными боковыми створками, которые автоматиче-
ски открываются при достижении определенной температуры
внутри мотоотсека.
11.4. РАСЧЕТ И ПУТИ СНИЖЕНИЯ ВНУТРЕННЕГО ШУМА
Шум внутри автомобиля складывается из шума, передавае-
мого по воздуху, и структурного, вызываемого вибрацией.
Доля структурного шума особенно высока в легковых автомо-
287
Г,Гц
Рис. 11.5 Внутренний шум легковых
автомобилей (100 км/ч прямая пере-
дача) с рабочим объемом цилиндров
двигателя:
/ —2500 см3; 2— 1500 см3
билях массового производства, микроавтобусах и грузопасса-
жирских автомобилях, где применяются неуравновешенные
поршневые двигатели с числом цилиндров не более четырех и
устанавливаются несущие кузова малой массы. Звуковая виб-
рация вызывается, с одной стороны, периодическими колебани-
ями двигателя й .трансмиссии, с другой стороны — кинематиче-
ским возбуждением автомобиля в результате его движения по
дороге, которое носит случайный характер. Повышенная вибра-
ция автомобиля может не только вызывать акустический дис-
комфорт, но и проводить к снижению прочности отдельных де-
талей и агрегатов автомобиля (например, радиатора, картера
сцепления и т. п.) и даже ухудшать управляемость при боль-
шой подвижности несущей системы автомобиля.
Низкочастотная вибрация и инфразвук. Автомобиль пред-
ставляет собой сложную пространственную колебательную си-
стему.
и Анализ пространственной вибрации позволяет выявить ча-
стотные диапазоны колебаний отдельных подсистем автомобиля.
Например, на грузовом автомобиле при частотах 1—3 Гц воз-
буждаются колебания подрессоренной массы, 6—20 Гц — коле-
бания силового агрегата, кабины, мостов (как твердых тел).
При 7—11 Гц проявляются первые формы изгибных и крутиль-
ных колебаний рамы длиннобазного грузового автомобиля.
агрегатов взаимосвязаны
с упругими колебаниями
• рамы автомобиля. При ча-
стотах свыше 30 Гц выяв-
ляются формы изгибных
колебаний рамы грузового
автомобиля с большим
числом узлов и пучностей.
При частоте 25—30 Гц
проявляются обычно пер-
вые формы изгибных и
крутильных колебаний ку-
зова легкового автомо-
биля, собственные коле-
бания рулевого колеса
и т. д.
Как следует из ре-
зультатов экспериментов
(рис. 11.5), наибольшая
звуковая энергия в спек-
тре внутреннего шума со-
средоточена в области инфразвуковых и низких звуковых частот.
Она вызывается кинематическим -возбуждением автомобиля.
Интенсивность инфразвука в кабине или кузове существенно
повышается при движении автомобиля по дорогам с неровным
288
покрытием (рис. 11.6). Она может быть также значительной,
если частота вращения колес совпадает с частотами собствен-
ных колебаний неподрессоренных масс и частотами первых
форм изгибных колебаний кузова или рамы автомобиля. Так,
на опытных образцах длиннобазного грузового автомобиля на-
блюдалась повышенная вибрация кабины (галопирование) и
Рис. 11.6. Внутренний шум в кабине грузового
автомобиля, движущегося со скоростью 55 км/ч
по дороге:
1 — гладкой асфальтированной; 2 — со специальным
шумозадающим покрытием
повышенный уровень инфразвука при частоте около 7 Гц на
скорости 68 км/ч из-за резонанса, вызываемого совпадением
частоты вращения колеса с частотой одной из первых форм
изгибных колебаний рамы. Явления такого же порядка наблю-
дались при частоте около 12 Гц на легковом автомобиле, дви-
жущемся со скоростью 120 км/ч.
Обычная акустическая аппаратура, которая позволяет реги-
стрировать только скалярную величину — УЗД, непригодна для
исследования звукового поля, особенно в области инфразвуко-
вых частот, когда замкнутый объем кузова мал по сравнению
с длиной звуковой волны. Это обстоятельство сдерживало
вплоть до 1970-х годов исследования инфразвукового поля
в автомобиле. В настоящее время они интенсивно ведутся
в СНГ и за рубежом. Большой объем теоретических и экспе-
риментальных работ в этой области выполнен Б. Н. Нюниным.
В соавторстве с другими специалистами им разработан специ-
альный измерительный комплекс, состоящий йз приемника зву-
кового давления и приемника скорости частиц среды на базе
векторно-фазовых методов. Регистрируются четыре параметра
акустического поля: звуковое давление и три ортогональные
компоненты скорости частиц воздуха. Такая информация позво-
ляет локализовать основные источники инфразвука, установить
взаимосвязь между возбуждением кузова и инфразвуком, ис-
следовать структуру акустического поля в кузове автомобиля.
При исследованиях принимается, что плоскость и траектория
частиц среды однозначно определяются величиной и направле-
19 Заказ № 50
289
нием векторов активной и реактивной интенсивности. Активная
интенсивность постоянна в любом сечении кузова, реактивная
имеет максимумы в области максимальных значений звукового
давления, ее значение существенно меняется по высоте кузова.
Выявлено, что на характере инфразвукового поля сказываются
соотношения фаз противопрложных поверхностей кузова или
кабины автомобиля. Так, в грузовом автомобиле основным ге-
нератором инфразвука являются противофазные колебания
задней стенки кабины и лобового стекла, в легковом — крыши
и пола кузова. •
За счет уменьшения амплитуды вибрации задней стенки на
грузовом автомобиле удалось уменьшить уровень инфразвука
в кабине на 6 дБ при частоте 16 Гц.
Результаты исследования инфразвука и низкочастотного
шума указывают на тесную связь характеристики звукового
поля в кузове илй кабине с вибрационными свойствами различ-
ных подсистем автомобиля, о которых упоминалось ранее. Уп-
ругие колебания элементов, вызывающие изменение воздушного
объема кузова или кабины, резко ухудшают характеристики
звукового поля, взаимодействие этих колебаний с собственными
колебаниями силового агрегата, неподрессоренных масс, рамы
и других агрегатов не должно вызывать резонансов, которые
приводят к повышению уровня шума в автомобиле в области
низких частот.
Целесообразно проектировать автомобиль таким образом,
чтобы частоты первых форм упругих колебаний несущей си-
стемы автомобиля были выше собственных частот неподрёссо-
ренных масс автомобиля, силового агрегата, не совпадали бы
с частотой вращения колес, а основная гармоника опрокиды-
вающего момента двигателя при его работе — с минимальной
устойчивой частотой вращения коленчатого вала двигателя.
Безусловно, и собственные частоты других подсистем автомо-
биля не должны совпадать между собой (табл. 11.9). Только
в этом случае виброактивность всего автомобиля как сложной
Таблица 11.9. Рекомендуемые спектры собственных частот
переднеприводного автомобиля
	Сп<*К1р собст-
'	•.	Aip'-jAiu	венных
	частот, Гц
Трансмиссия	3—9
Силовой агрегат	10—19
Неподрессоренных массы	12—18
Кузов (первые формы изгибных колебаний)	33—36
Рулевое колесо	33—36
Система выпуска двигателя	12—19
290
колебательной системы будет невысокой, а это, в свою очередь,
будет способствовать снижению низкочастотного шума, а зна-
чит, и повышению комфортабельности автомобиля.
Звуковая вибрация автомобиля. При работе поршневого ав-
томобильного двигателя и карданной передачи возникает виб-
рация в диапазоне звуковых частот. Причем диапазон частот
вибрации силового агрегата шире, чем у трансмиссии, и сущест-
венным образом зависит от типа двигателя. В ряде случаев
вибрацию силового агрегата и вибрацию трансмиссии следует
рассматривать в совокупности.
Характер вибрации силового агрегата в диапазоне звуковых
частот в основном зависит от возмущающих факторов, возни-
кающих при работе двигателя. В различных точках силового
агрегата частотный спектр вибраций неодинаков. Высокочастот-
ная вибрация присуща цилиндрам, картерным деталям, крыш-
кам газораспределительного механизма двигателя. На опорах
силового агрегата интенсивность высокочастотной части спек-
тра вибрации значительно уменьшается. При исследовании виб-
рации автомобиля в звуковом диапазоне, вызываемой работой
двигателя, надо знать прежде всего характер вибрации опор
силового агрегата. На автомобилях применяют поршневые дви-
гатели с числом цилиндров (Р) от двух до двенадцати. В зави-
симости от конструктивной схемы двигателя, нагрузки, частоты
вращения коленчатого вала и виброизоляционной характери-
стики подвески вибрации силового агрегата и автомобиля бу-
дут различными.
Вибрация силового агрегата автомобиля с поршневыми дви-
гателями различных конструкций подробно рассмотрена в ра-
ботах fl 1.10, 11.11].
Следует лишь упомянуть, что в последние годы на некото-
рых легковых автомобилях все чаще применяются рядные дви-
гатели с числом цилиндров менее четырех. В этих двигателях
не уравновешены силы инерции первого (Рд) и второго (Рщ)
порядка возвратно-поступательно движущихся частей криво-
шипно-шатунного механизма или моменты первого (Мд) и
второго (Мщ) порядка, вызываемые этими силами
(табл. 11.10).
Наличие неуравновешенных сил и моментов первого порядка
(Р/1 и Мц) крайне нежелательно, так как приводит к увеличе-
нию вибрации автомобиля. Механизмы, применяемые в двух-
и трехцилиндровых двигателях уравновешивают силу Р.|
(/? — 2) и момент Af/t (Р —3).
В практике мирового автомобилестроения ирнмсняютея
двух- и трехцилиндровые двигатели с уравновешивающим меха-
низмом в без него.
Расчеты показывают, что при наличии уравновешивающего
механизма силы, передаваемые через опоры двигателя с Р = 2
на кузов автомобиля, при п = 1000 мин-1 уменьшаются при-
19*
291
мерно в 1,6 раза. Применение уравновешивающих механизмов
в двигателях С R — 2 и /? = 3 позволяет уменьшить вибрацию и
внутренний, шум в автомобиле [11.11].
Сравнительными испытаниями автомобилей «Фиат-126П»
(с двухцилиндровым двигателем воздушного охлаждения без
уравновешивающего механизма) и «Дайхатцу» (с двухцилинд-
ровым двигателем жидкостного
охлаждения с уравновешиваю-
щим механизмом) было выяв-
лено, что в задней части кузова
«Фиата-126П» уровень звука на
5—10 дБА выше, чем у «Даи-
хатцу» (40—100 км/ч, четвертая
передача). Еще ниже (на 1—
9 дБА) уровень звука в кузове ав-
томобиля «Сузуки-Свифт» (/? =
= 3, без уравновешивающего ме-
ханизма), на котором применена
сложная многоточечная система
виброизоляции силового агрегата
плавающего типа с реактивными
штангами. Таким образом, наибо-
лее виброактивными являются
двухцилиндровые двигатели без
уравновешивающего механизма,
наименее — четырехцилиндровые.
Применение механизмов, уравно-
Таблица 11.10.
Возмущающие факторы,
действующие в двигателях
с числом цилиндров менее 4
Число ци- линдров R	Уравновешиваю- щий механизм	Частота опроки- дывающего мо- мента	♦ Неуравновешен- ные силы	Неуравновешен- ные момерты
2	+ 1	п	pJU	—
3	+ 1	1,5п	—	МдМ/п Mju
4	—	2/fr	PjH	—
вешивающих силы и моменты первого порядка в двух- и трех-
цилиндровых двигателях,' способствует существенному снижению
вибрации и внутреннего шума в кузове автомобиля. Использо-
вание на автомобиле трехцилиндрового двигателя без уравнове-
шивающего механизма требует применения специально подо-
бранной подвески силового агрегата.
Расчет внутреннего шума. Уровень звукового давления в ав-
томобиле LBH определяется шумом, вызываемым вибрацией,
Lctp и шумом, проникающим в кузов автомобиля воздушным
путем, LB:
Ьвн= 101g(10°’1£cTp + 10°‘ILb).
(И.6)
Будем считать, что структурный шум складывается из шума,
вызываемого вибрацией периодического характера, La и шума,
обусловленного кинематическим (случайным) возбуждением ав-
томобиля, £Сл-
Для расчета внутреннего шума примем следующие допуще-
ния:
рассматривается линейная модель автомобиля;
292
спектры мощности кинематического и силового возбуждения
располагаются в разных диапазонах частот (Afi и Afc на
рис. 11.7);
когерентными являются источники вибрации, имеющие пе-
риодический характер возбуждения (Af2);
не учитываются шум воздуха, обтекающего автомобиль, и
шум шин, проникающий в кузов по воздуху.
Кроме того, чтобы учесть акустические характеристики зву-
кового поля кузова объемом VK, элементы кузова, через которые
передается шум, рассматривают как вторичные элементарные
излучатели звука. Первич-
ные и вторичные источники
звука являются полностью
некогерентными излучате-
лями. Если нижнюю границу
однородного поля опреде-
лять ИЗ УСЛОВИЯ /одн
500 VK, то для кабины
грузового легкового автомо-
билей /одн — 330 -г* 370 Гц,
а для автобуса городского
типа /одн = 130 Гц. Однако
эксперименты не подтвер-
ждают наличия однородного
звукового поля в автомобиле
при упомянутых выше ча-
стотах.
Сложный характер зву-
кового поля в автом'обиле
требует определения степени
неравномерности звукового
давления эксперименталь-
Рис. 11.7. Характерные зоны ча-
стот для расчетного определения
спектра звукового давления в ав-
томобиле, вызываемого вибрацией
случайного (Afi) и периодического
(Д^) характера, а также шумом,
проникающим в кузов воздушным
путем (Д/з)
ным путем, прежде всего —
для тмё£, расположенных на уровне головы человека
Ц1.11].
В общем случае можно принять, что звуковое поле в авто-
мобиле близко к однородному в области низких частот — при-
мерно до 60 Гц (Afi на рис. 11.7), а также в области звуковых
частот выше 500 Гц (Afs). Исходя из сказанного энергетическое
суммирование отдельных компонентов шума допустимо в зонах
частот Afi и Afs. Итак, с учетом принятых допущений УЗД
в t-й точке кузова автомобиля
Lml = 101g (l0°’1£- + 10°>,Ln + 10°Л£в).	(11-7)
. Эксперименты показывают, что внутренний шум, вызывае-
мый вибрацией, зависит от соотношения фаз периодических сил,
293
воздействующих на кузов автомобиля. При малой частоте вра-
щения коленчатого вала боковые опоры двигателя колеблются
в противофазе.
Шум, вызываемый периодическими источниками вибрации,
например для силового агрегата, определяют следующим обра-
зом:
I)	расчетным или опытным путем находят комплексные ам-
плитудные значения динамических сил, передаваемых через
подвеску силового агрегата;
2)	опытным путем определяют функции преобразования
в точке кузова & случае приложения единичных динамических
сил в местах крепления силового агрегата;
3)	опытным путем устанавливают фазовые углы между еди-
ничными силами, приложенными к кузову в точках крепления
силового агрегата, и значениями звукового давления в опреде-
ленной точке кузова автомобиля;
4)	определяют' амплитудные значения звукового давления
в i-й точке кузова с учетом действующих значений динамиче-
ских сил в местах крепления силового агрегата;
5)	находят результирующую звукового давления в i-й точке
кузова автомобиля.
Если принять, что к кузову в Л-й точке крепления силового
агрегата приложено возмущение Fk exp [i (<»£+срл) ], связь ме-
жду динамической силой и звуковым давлением в i-й точке ку-
зова можно определить по формуле
Fkехр;(/фА)<S>FkLt (/со) = Lki exp (/ф£) = Lk. (ja),	(11.8)
где Fk —*• динамическая сила с постоянной амплитудой; ерь —
начальная фаза: силы; ф£—фазовый угол между динамической
силой и вектором’ звукового давления; Фр L (/со) — комплекс-
ная функция преобразования; Lki—амплитуда звукового давле-
ния в i-й точке кузова.
Если к п опорам силового агрегата в i-й точке кузова при-
ложены динамические силы,
^< (/®)сл= S
*= 1
Результирующая амплитуда звукового давления
£/ (со) = | Lt (/со) |ся =
= ^\JFk [Ofl (/co) cos (ф£/ + фй/)] j +
+ {Fk [Ф££ (>) sin (ф£/ + ф*,)] J ,	(11.9)
294
где Ф₽ь(/о») — результирующая Ф^;	фл —фазовый	угол
силы F.
При рассмотрении М источников вибрации, которые воздей-
ствуют на кузов и имеют периодический характер возбуждения,
результирующая комплексная амплитуда звукового давления
в j-й точке кузова
Ад (/©) = Lc + jLs,	(11.10)
где Lc, Lg — соответственно синфазная и квадратурная компо-
ненты,
Lc — Lt cos а(.= Lt cos a, 4- L2 cos a2 4- ... 4-
N
4-Ln cos a„ = £ I £, I cos a„;	(11.11)
Ls — iLi sin at- — iLx sin сц + iL2 sin a2 ... +
N
4- lLn sin an = Z | L, I sin an.	(11.12)
i=l
В окончательном виде результирующая амплитуда звукового
давления
LN(<*) =	+ Ls t cos (“ ~ a*)’ 01I3)
где a, — ah — угол'между векторами звукового давления, вы-
зываемого источниками вибрации х и k периодического харак-
тера.
Фазовый угол aN можно определить из соотношения
N	N
tg aN = У, Lt sina,/ У Li cos a,-.	(11.14)
Рассмотрим принципиальную модель образования шума,
возбуждаемого дорожными неровностями, приняв допущение,
что вибрация действует в вертикальном направлении. При
установившемся движении автомобиля, когда процессы, воздей-
ствующие на колеса, носят стационарный характер, механизм
образования шума, вызываемого дорожными неровностями,
можно представить следующим образом:
(Ю)	s4h (to) ^"SLi (--SLl (co),	(11.15)
где S,j(®)r Sqk(®)—соответственно спектральная плотность
мощности виброскорости в месте контакта шины и кузова ав-
томобиля; Т4 (со) — функция, характеризующая передачу виб-
роскорости от шины к кузову; Ф<^££ .(“) — функция преобра-
зования S^k (to) в	(to); SL. (to) — спектральная плотность
мощности звукового давления в х’-й точке кузова;
295
Спектральная плотность звукового давления в i-й точке ку-
зова, возбуждаемая вибрацией, которая передается через д-е
колесо в /-е звено подвески автомобиля
s4 (со) = Si (<о)	(«>)	(<о)]2,	(11.16)
где (со)—передаточная функция j-го звена подвески в ко-
лебательной системе «шина—кузов»;	«ь. (со) — функция
преобразования виброскорости в спектральную плотность мощ-
ности звукового давления, определенная в i-й точке при возбу-
ждении кузова р месте крепления /-го звена подвески автомо-
биля.
Тогда эффективное значение звукового давления в диапазоне
частот Дсо
*
Ьэфг/(Лео) = д / j ЗдДф) (J©.	(11.17)
Общая спектральная плотность звукового давления в i-й
точке кузова определяется энергетическим суммированием
спектральной плотности звукового давления, вызываемого виб-
рацией в рассматриваемом диапазоне частот Л/t (см.
рис. 11.10):
St/(A®)= gSL,(co).	(11.18)
Результирующая звукового давления в i-й точке кузова при
этом
т
. (Дсо) = Д Ъфи (Дсо).	(11.19)
Так же как для диапазона частот Д/i, будем считать, что зву-
ковое поле в диапазоне частот Д/з (создаваемое з кузове воз-
душным шумом) близко к, однородному. В этом случае можно
воспользоваться методами расчета внутреннего шума, основан-
ными на статистической теории акустики (см. гл. 3).
Таким образом, общее звуковое давление в i-й точке кузова
автомобиля, вызываемое структурным и воздушным шумом,
' 201g [£эфх (Д(о)/£0] Д© е Д/i '
LB„(co, Да»)=\ 20 Ig [Ln (<o)/Lo] © e= Д/2
^ £е(®, Д<о)«>, ДсоеД/з
(11.20)
где Lo — пороговое значение звукового давления (Lo=
= 2- 10“5 Па).
Расчет внутреннего шума автомобиля по формуле (11.20) —
трудоемкая задача, которая может быть выполнена только
с применением ЭВМ, но он позволяет уже на стадии проектиро-
296
вания и создания опытных образцов автомобиля установить, ка-
кой источник шума предопределяет общий уровень внутреннего
шума, какой шум — воздушный или структурный — преобладает,
каковы пути снижения шума и вибрации.
На рис. 11.8 приведены результаты расчета внутреннего
шума для легкового автомобиля с четырехцилиндровым рядным
дизелем. Как известно, в автомобиле с таким двигателем в спек-
трах вибрации и внутреннего шума проявляется частота 2п/60
(п— частота вращения коленчатого вала, мин-1), вызываемая
Рис. 11 8. Внутренний шум в легковом автомобиле с четырехцилиндровым
двигателем: а — при п=3780 мин-1 на третьей передаче; б — при )=2я/60:
--------------------------расчет:-------эксперимент
неуравновешенной силой инерции второго порядка двигателя
(Руп.)- Для сравнения на рис. 11.8 показаны экспериментальные
кривые.
Небезынтересно сравнивать результаты расчетно-экспери-
ментального исследования сил, передаваемых через левую (Рл)
и правую (FB) опоры силового агрегата (рис. 11.9), и звуко-
вого давления, вызываемого этими силами, а также суммар-
ного звукового давления в i-й точке кузова (рис. 11.10) при на-
личии и отсутствии неуравновешенной силы инерции (Р/п)
второго порядка двигателя. Из рис. 11.9 видно, что отсутствие
неуравновешенной силы существенно уменьшает звуковое дав-
ление в кузове легкового автомобиля.
Пути снижения внутреннего шума. Общими мерами сниже-
ния внутреннего шума автомобилей являются:
уменьшение динамических нагрузок, передаваемых на кузов
автомобиля;
увеличение эффективности подвески двигателя, кузова или
кабины;
снижение вибрации, передаваемой кузову от системы вы-
пуска;
вибродемпфирование излучающих звук поверхностей;
увеличение звукоизоляции перегородок и стенок салона, ку-
зова, кабины;
297
применение . звукопоглощающих облицовок в замкнутых
объемах.
Динамические нагрузки, которые передаются на кузов
"(раму) автомобиля через опоры силового агрегата, могут быть
снижены за счет применения уравновешивающих механизмов
в поршневых двигателях, более равномерного протекания рабо-
чего процесса по цилиндрам, уменьшения дисбаланса двига-
-Рис. 11.9. Векторная диа-
грамма сил, передаваемых
через опоры силового агре-
гата (Л, Л), и звуковых
давлений (РЛ, Рп, Р%) в ку-
зове легкового автомобиля
при наличии и отсутствии
Pjii — неуравновешенной си-
лы инерции второго у по-
рядка двигателя (п =
= 3750 мин-1)
Рис. 11.10. Уровень звукового давления
при f=2rc/60 в кузове легкового авто-
мобиля, обуславливаемого вибрацией,
которая передается через опоры сило-
вого агрегата при наличии и отсутствии
Pjii
теля в сборе со ..сцеплением, исключения резонансов, вызывае-
мых изгибными колебаниями силового агрегата.
ч В легковом автомобиле с приводом на задние колеса сило-
вая передача, включающая силовой агрегат и один карданный
вал, является одним из основных источников звуковой вибра-
ции. При наличии одного карданного вала возможны изгибные
резонансные колебания силовой передачи в диапазоне 80—
150 Гц. При этом возникает повышенный шум в кузове авто-
мобиля и возможны поломки картерных деталей. Существен-
ного снижения уровня внутреннего шума и вибрации автомо-
биля в этом случае можно добиться при устранении удлинителя
коробки передач и введении двухвальной карданной передачи,
как в автомобиле ВАЗ-2105 [11.11].
298
Источником повышенной вибрации и напряжений в картер-
ных деталях силового агрегата является карданная передача.
Уменьшение вибрации агрегата и устранение поломок кар-
тера сцепления на автомобиле достигается увеличением жест-
кости стыка и введением дополнительной точки крепления кар-
тера сцепления к картеру маховика в том месте, где наблюда-
лось появление трещин.
Уменьшение жесткости виброизоляторов и изменение схемы
подвески силового агрегата — эффективные меры снижения
внутреннего шума. Так, на легковом автомобиле с четырехци-
линдровым двигателем и приводом на задние колеса снижение
вертикальной жесткости заднего виброизолятора подвески си-
лового агрегата в 5 раз (до 50 кН/м) привело к уменьшению
общего УЗ при движении на четвертой передаче (90—130 км/ч)
на 1—3 дБА. Задняя опора силового агрегата уменьшенной
жесткости вместе с упругой муфтой на вторичном валу коробки
передач была внедрена на серийных автомобилях.
Экспериментально выявлено, что рационально выбранные
схема и жесткость подвески четырехцилиндрового дизеля грузо-
вого автомобиля позволяют уменьшить вибрацию рамы в 3—
4 раза и снизить шум в кабине в 2 раза на режиме холостого
хода дизеля и в 1,5 раза при движении автомобиля
(рис. 11.11).
Возможны случаи повышенной вибрации вспомогательных
механизмов автомобилей, приводящей к поломкам деталей и
к увеличению внутреннего шума. Так, на опытном образце ав-
торефрижератора источником повышенной вибрации оказался
привод холодильной установки — двухцилиндровый рядный
двигатель. Использование' новой схемы и конструкции подвески
приводного двигателя снизило вибрацию рамы холодильной
установки более чем в 10 раз — с 10- 10-12 до 0,9- 10-2 м/с,
а УЗ на рабочем месте водителя упал с 84 до 74 дБА. Здесь
свою роль сыграло и отделение кабины водителя от источника
шума звукоизолирующей перегородкой. Применение новой под-
вески позволило отказаться от подмоторной плиты.
На уровень внутреннего шума легкового автомоблия может
оказывать влияние вибрация системы выпуска двигателя. В ча-
стности, УЗД в кузове, оказывается ниже, если система выпуска
крепится не собственно к панели основания несущего кузова,
а к жесткой поперечине. Снижение жесткости виброизолятора
системы выпуска двигателя позволяет уменьшить, и виброаку-
стическую возбудимость кузова.
Значение входной подвижности кузова в местах крепления
отдельных агрегатов также существенно сказывается на звуко-
вой вибрации [11.11]. Так, на легковом автомобиле с четырех-
цилидровым V-образным двигателем крепление задней опоры
силового агрегата на расстоянии около 80 мм от середины по-
перечины кузова приводило к ее закучиванию под действием
299
возмущений, передаваемых от силового агрегата. При измене-
нии расположения задней опоры и приложении динамической
нагрузки непосредственно к средней части поперечины подвиж-
ность кузова уменьшилась на 2—4 дБ в диапазоне частот 50—
200 Гц. На легковом автомобиле с четырехцилиндровым рядным
Рис. 11.11. Спектры виброускорений у рамы
у правой опоры кабины при движении гру-
зового автомобиля по цементобётонному (а)
и булыжному (б) шоссе со скоростью 70 км/ч
(на пятой передаче):
J — серийная подвеска двигателя; 2 — опытный ва-
риант Хе 1; 3 — опытный вариант № 2
двигателем поперечина
задней опоры силового
агрегата крепилась к
промежуточному крон-
штейну на некотором
расстоянии от продоль-
ного лонжерона. Креп-
ление поперечины не-
посредственно к про-
дольному лонжерону,
минуя промежуточный
кронштейн, повысило
минимальный входной
механический импеданс
поперечины в 3 раза, а
наибольшее значение
виброакустической воз-
будимости кузова при
этом снизилось с 94 при
частоте 140 Гц до 80 дБ
при частоте 130 Гц.
В ряде случаев пер-
вые формы изгибных
колебаний поперечины
кузова, на которую
устанавливается сило-
вой агрегат с четырех-
цилиндровым рядным
двигателем, приходятся
на диапазон частот
100—200 Гц, что при-
водит к увеличению ви-
брации и шума в авто-
мобиле. Например, на
одном из переднепри-
водных автомобилей первые формы изгибных колебаний опыт-
ной поперечины соответствовали частотам 150—180 Гц, что при-
водило к повышению вибрации кузова при п = 4800 мин-1. Из-
менение способа крепления поперечины к продольному лонжерону
позволило сместить резонанс к 200 Гц, т. е. в зону, где попере-
чина не возбуждается основной моторной гармоникой двига-
теля. Результаты-экспериментов, проведенных в дорожных усло-
виях, показали, что значение виброскорости поперечины пони-
300
зилось с 0,8-10-2 до 0,5-10-2 м/с при 4800—5000 мин-1, а
максимальный УЗД при частоте 2п/60 в кузове при движении на
третьей передаче понизился с 87 до 84 дБ, т. е. до уровня, реко-
мендованного фирмой «Уникеллер» для этой составляющей
спектра внутреннего шума автомобиля [11.5].
Иногда наблюдается повышенная вибрация отдельных ча-
стей пола кузова в области звуковых частот. Как показали экс-
перименты, на УЗД существенное значение оказывают вибрации
задней части основания кузова. Крепление к участку пола ме-
жду передними и задними сидениями продольных лонжеронов
по линиям сетки лаза 200 и 400 мм в сочетании с изменением
способа крепления поперечины позволило в «черном» кузове
уменьшить УЗД при частоте 2п/60 на 15 дБ.
Характер звуковой вибрации панелей кузова и кабины авто-
мобиля довольно сложен. Например, при частоте 100 Гц на
панели заднего пола кузова легкового автомобиля наблюдается
одна область повышенной вибрации, а при 150 Гц—уже три
таких области. При более высоких частотах характер вибрации
еще более усложняется. Интенсивность вибрации панелей
в диапазоне 100—300 Гц в пучностях на 10—15 дБ выше, чем
в узлах колебаний. Основные частоты изгибных колебаний па-
нелей кузова легкового автомобиля (70—190 Гц) располага-
ются в зоне частот вынужденных колебаний четырехцилиндро-
вого двигателя. В целях снижения вибрации панелей кузовов
и кабин на автомобилях применяют вибропоглощающие мате-
риалы, например листовую мастику с коэффициентом потерь
0,1—0,2 при 100—500 Гц.
Для звукоизоляции в автомобилях применяются многослой-
ные материалы. В частности, двухслойные листы типа ВАЗ из
нетканого материала (толщиной 14 мм), битумной мастики
(0,8 мм) и резины (3 мм) обеспечивают звукоизоляцию 8—
22 дБ при частотах 125—400 Гц. В последние годы в мотоот-
секах автомобилей все большее применение находят звукопо-
глощающие многослойные материалы. Наибольшее значение
коэффицинета звукопоглощения (0,8—1,0) таких материалов
соответствует частотам 800—2000 Гц, при которых происходят
собственные колебания картерных деталей двигателя.
Проблема улучшения виброакустических качеств автомо-
биля является комплексной и решается в несколько этапов.
Первый этап — динамический расчет всего автомобиля и его
отдельных подсистем при проектировании. Для самых низких
частот (до 5 Гц) достаточно применить при расчетах плоскую
динамическую модель, чтобы оценить значения параметров, ха-
рактеризующих плавность хода и устойчивость автомобиля. Для
частот до 20—25 Гц может быть использована пространственная
модель автомобиля. Наконец, для частот свыше 20—25 Гц ди-
намический расчет автомобиля следует вести с применением
метода конечных элементов.
301
Адекватность’эксперименту той или иной динамической рас-
четной модеди автомобиля должна подтверждаться модальным
•анализом при создании первых опытных образцов автомобилей.
Это второй этап*виброакустических исследований.
Характер звукового поля в автомобиле выявляется на сле-
дующем этапе— при интенсиметрических испытаниях, которые
следует выполнять на специальном стенде с малошумными бе-
говыми барабанами.
Комплекс перечисленных исследований позволяет выбрать
оптимальные виброакустические характеристики создаваемого
автомобиля.
На "стадии модернизации, как показывает практика, воз-
можно лишь несущественное улучшение виброакустических
качеств.
Табл. 11.11 характеризует эффективность различных мер
снижения структурного шума в легковом автомобиле массового
производства. »
Таблица 11.11. Способы снижения структурного шума
в легковом автомобиле с четырехцилиндровым рядным двигателем
Мероприятие	|	| Ожидаемый эффект, дБ
Снижение вибрации двигателя за счет примене- ния механизма, уравновешивающего силы инер- ции второго порядка Использование4 эффективных резиновых вибро- изоляторов и рациональной схемы подвески си- лового агрегата • Исключение изгибных колебаний в поперечинах, соединяющих двигатель с кузовом, а также в карданных валах и полуосях трансмиссии авто- мобиля Применение гидроопор в подвеске силового агре- гата Повышение механического импеданса кузова в местах крепления силового агрегата и переход- ного иь^реданса кузова Применение вибропоглощающих битумных мате- риалов на панелях*кузова	До 16 при f — 2п160 До 6 при f = 2п/60 4—8 2—4 (инфразвук) 2—6 (при f = 2rz/60) 2—4 3—6 (в области низких и средних звуковых ча- стот)
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
11.1.	Transportation Noise Reference Book/Ed. by P. M. Nelson.— Lon-
don: Butterworths, 1987.— 427 p.
11.2.	Тольский В. E., Воронцов С. А. Против акустического загрязнения
городов//Автомобильная пром-сть.— 1988.— № 11.— С. 28—29.
11.3.	Егоренков Б. А., Черепахо Я. Л., Тольский В. Е. Средства сниже-
ния шума грузового автомобиля//Автомобильная пром-сть.— 1988.— № 8.—
С. 22—23.	• *
11.4.	Алексееев И. В. Проблема акустической доводки ДВС//Двигателе-
строение — 1982.— № 3 — С. 55—57.
*	11.5. Луканин В. Н., Гудцов В. Н., Бочаров И. Ф. Снижение шума авто-
мобиля.— М.. Машиностроение, 1981.— 158 с.
302
11.6.	Affenzeller J., Brandl F. K., Thien G. E. Strategies to meet future
noise regulations for truck engines//Conf. on acoustics.—Bratislava: 1988 —
P. 10—17.
11.7.	Ежов С. П. О возможности использования фильтрующих элементов
в качестве глушителя шума выпуска//Автотракторные двигатели внутреннего
сгорания/Тр. МАДИ.— 1976.—Вып. 126.—С. 112—117.
11.8.	Вайнштейн Л. Л., Старобинский Р. Н., Фесина М. И. Измерение
интенсивности отдельных источников шума на автомобиле ЭИ//Организация
автомобильного производства № 3.— Тольятти: Филиал НИИавтопром,
1980,—С. 30—38.
11.9.	Луканин В. Н., Тапурия Р. М. Снижение уровней шума механиз-
мами газораспределения быстроходного двигателя//Проблемы совершенство-
вания рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания: Тез. докл.
Всесоюз. науч.-техн. конф.— М., 1986 —С. 217—218.
11.10.	Колебания силового агрегата автомобиля/В. Е. Тольский,
Л. В. Корчемный, Г. В. Латышев, Л. М. Минкин.— М.: Машино-
строение, 1976.— 266 с.
11.11.	Тольский В. Е. Виброакустика автомобиля.— М.: Машиностроение,
1988.- 139 с.
Глава 12. ТРАКТОРЫ
12.1.	НОРМЫ ШУМА
Снижение шума сельскохозяйственных машин — весьма ак-
туальная проблема. Проведенными в Нидерландах исследова-
ниями установлено, что у каждого пятого тракториста ухудша-
ется слух, а среди обследованных 2204 трактористов — посети-
телей сельскохозяйственной выставки функциональное расстрой-
ство слуха наблюдалось у каждого третьего.
По данным итальянских специалистов, среди трактористов,
проработавших 20 лет, почти все (97 %) страдают понижением
слуха, в том числе 34 % существенным и 3 % — очень сильным.
Принятые в СССР, странах ЕЭС, США нормы (табл. 12.1)
базируются на рекомендациях ИСО R1999, согласно которым
УЗ до 80 дБА практически безопасен.»
Таблица J2.1. Нормы шума тракторов
Страна	Шум в кабине, дБА |	| Ввешний шум, дБА
СССР (ГОСТ 12.2.120—88, ГОСТ 12.2.019—86) ЕЭС (директива 77/ЗЫ/СЕЕ от 16.05.81) Финляндия, Швеция Великобритания, Германия*3 Италия, Норвегия, США	80 90/86 85 90/86 90 (в перспекти- . ве —75)	85 89/85 *2 89/85 89/85
При работе под нагрузкой/без нагрузки, независимо от наличия кабины или, если она предусмотрена, при открытой двери. УЗ измеряют при постоянно возра- стающем усилии тяги на передаче, которая обеспечивает скорость 7,15 км/ч на наи- высшей передаче. *4 При массе трактора св. 1500ькг/до 1500 кг. *э В некоторых землях УЗ в кабине ограничен 84—66 дБА.		
303
12.2.	МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ ШУМА
Уровень звука — УЗ (дБА) или УЗД (дБ) —внешнего шума
от коле<;ных тракторов по принятой методике (ГОСТ 12.2.019—86)
определяется при движении машины по открытой ровной
площадке с твердым или хорошо утрамбованным грунтовым по-
крытием, свободной от снега, травы. В радиусе 25 м от объекта
испытаний и измерительного микрофона не должно быть круп-
ных отражающих поверхностей (зданий, других машин, леса
и пр.). Уклон дороги •т- не более 2° к горизонту.
Не допускается проводить измерения при ветре скоростью
более 5 м/с, а также во время дождя, снегопада, грозы. Вблизи
микрофона не должно быть посто-
ронних людей. Уровень помехи оп-
ределяют в центре измерительного
участка на высоте 1,2 ±0,05 м от
поверхности дороги перед проведе-
нием измерений и после них.
Измеренное значение УЗ умень-
шают на 2 дБ, если оно выше уровня
помех на 4—5 дБ, и на 1 дБ, если
оно выше на 6—9 дБ. Если же раз-
ница УЗ трактора и помехи мень-
ше 4 дБ, проводить измерения
нельзя.
Трактор подъезжает к линий А А
(рис. 12.1) на высшей транспортной
передаче при 75 % максимальной ча-
стоты вращения коленчатого вала
двигателя в режиме разгона, без на-
грузки на крюке. Микрофон уста-
навливают на высоте 1,2 м. При пе-
ресечении передними колесами ли-
нии АА оператор не более чем за
0,2 с переводит педаль (рычаг) уп-
равления частотой вращения колен-
чатого вала двигателя в положение
максимальной подачи топлива и поддерживает режим разгона
машины до пересечения задними колесами линии ВВ.
За значение УЗ принимают максимальное из измеренных.
Измерения УЗ повторяют по три раза для правой и левой сто-
рон трактора.’ За результат измерения принимают среднее
арифметическое значение УЗ, полученных при измерениях для
правой и левой сторон отдельно.
При измерениях шума (УЗ, дБА; или УЗД, дБ) в кабине
трактора внешние условия должны соответствовать изложен-
ным выше.
Рис. 12.1. Схема измере-
ния внешнего шума
трактора:
ОО — траектория движения:
М — микрофоны; АА и ВВ —
границы, в пределах кото-
рых трактор движется в
режиме разгона; С — цен-
тральная точка ‘ разметки
участка
304
Микрофон располагается на высоте 790±50 мм от поверх-
ности сиденья и на расстоянии 150±20 мм от правого уха опе-
ратора.
Шум измеряют во время выполнения технологической опера-
ции при загрузке двигателя динамометрической тележкой, вес
которой должен численно равняться не менее 80 % номиналь-
ной эксплуатационной мощности двигателя.
Допускается определять шум при движении машины по
дороге с твердым покрытием. Измерения проводят на каж-
дой транспортной и рабочей передачах, определяя макси-
мальный УЗ не менее трех раз, усреднение — среднеарифмети-
ческое.
При измерениях двери, окна и люки кабины следует за-
крыть, а средства нормализации микроклимата должны рабо-
тать в режиме максимальной производительности.
Зарубежные производители тракторов широко пользуются
методикой измерения шума, разработанной в Университете
штата Небраска (США). Она позволяет получить довольно
точные сравнительные данные. Измеряемые характеристики —
УЗ, дБА; основные регламентируемые показатели — мощность,
крутящий момент, скорость и тяговые усилия.
При измерениях шума в кабине микрофон располагается на
расстоянии 38 мм от правого уха водителя на высоте 760—
815 мм над его сиденьем. Показания снимают при наибольшей
частоте вращения вала двигателя при 100, 75 и 50 % от значе-
ний тягового усилия при максимальной тяговой мощности. Про-
изводятся измерения при работе двигателя на наименьшей ча-
стоте вращения и 50 % нагрузки.
Внешний шум измеряют на расстоянии 7,5 м от осевой ли-
нии испытательной площадки или дороги. Трактор перемеща-
ется по дороге без нагрузки, а приблизившись к микрофону,
оператор переводит двигатель на полный дроссель.
Подробные сведения о методах измерения шума тракто-
ров даны в международных стандартах ПМС ИСО 7216
«Акустика. Тракторы для сельского и лесного хозяйства и
самоходные машины. Измерение шума, излучаемого при
передвижении», ИСО 7217 «Акустика. Тракторы для сельского
и лесного хозяйства и самоходные машины. Измерение шума,
излучаемого на стоянке» и ИСО 5131—82 «Акустика. Тракторы
и сельскохозяйственные машины для сельского и лесного хо-
зяйства. Измерение шума на рабочем месте оператора»
[12.1].
Первые два стандарта устанавливают методы измерения
шума над звукоотражающей плоскостью в свободном звуковом
поле. Измерения УЗ, дБА, проводят на открытой площадке, во-
круг которой в радиусе 50 м нет препятствий, отражающих
звук. Трактор движется равномерно по участку длиной 20 м
в середине испытательной площадки. Микрофоны располага-
20 Заказ № 60
305
ются в середине участка на расстоянии 7,5 м от оси движения
машины на высоте 1,2 м и с двух сторон. Скорость движения —
не менее 75 % максимальной.
12.3.	ЗАВИСИМОСТЬ ШУМА ОТ КОНСТРУКЦИИ
И РЕЖИМА РАБОТЫ
Таблица 12.2.
Уровень звука, дБА,
в кабинах отечественных
тракторов (по данным НАТИ
и ЛМИ)
ч Марка	1 Серийное ис- полнение	Перспектива на 1990-е гг.
Т-25, -30А МТЗ-80, -ПО ДТ-75С, -175С Т-150К Т-130М Т-330 К-701М	84—85 85—87 83—86 86 89 89 82—83	85 75 81 80 82 75
В основном ’шум на рабочем месте тракториста определя-
ется наличием кабины: на рабочем месте, не защищенном ка-
-биной, УЗ в среднем на 13 дБ А выше и может достигать 90—
100 дБА [12.2]чШум трактора в значительной мере также за-
висит от совершенства конструкции. По данным измерений,
проведенных в штате Небраска, шум в кабинах американских
тракторов образца семидесятых
годов составляет 81—87 дБ А.
В следующем десятилетии про-
изводителям удалось снизить его
в среднем на 3—6 дБА. В 1990-е
гг. предполагается снизить шум
в кабинах всех отечественных
тракторов до 75—85 дБА
(табл. 12.2) — до уровня, достиг-
нутого на лучших отечественных
и зарубежных тракторах.
Внешний шум тракторов в
меньшей степени зависит от года
выпуска, и он выше по УЗ, чем
шум в кабинах: 85—94 дБА.
Специалистами фирмы «Уни-
келлер» установлено [12.3], что
существует определенная связь
между номинальным режимом ра-
боты двигателя, нагрузкой и уров-
нем звука. Причем влияние первого фактора преобладает: при
удвоении частоты вращения коленчатого вала двигателя УЗ
в кабине увеличивается на 5,2 дБА, а уменьшение нагрузки на
50 % в среднем снижает шум в кабине только на 0,4—0,5 дБА.
Многократными измерениями установлено, что шум в кабине
снижается или остается неизменным с увеличением мощности
трактора. Снижение УЗ может достигать 4—5 дБА при десяти-
кратном увеличении мощности трактора (рис. 12.2,а), в то
время как шум двигателей тракторов при этом возрастает на
10 дБ А (рис. 12.2,6). Этот парадокс объясняется эффективно-
стью средств шумозащиты, предусматриваемых при конструи-
ровании мощных тракторов. Можно предполагать, что с разви-
тием техники шумозащиты на тракторах зависимость от мощно-
сти станет несущественной.
306
Внешний шум с возрастанием мощности трактора вдвое уве-
личивается, по данным «Уникеллер», на 3,8 дБА (рис. 12.2,в).
Мощность, кВт
6)L„d5A
Рис. 12.2. Связь между мощностью двигателя и шумом в кабине (а), шумом
двигателя (б) и внешним шумом (в)
12.4.	ИСТОЧНИКИ ШУМА
И ПРОЦЕССЫ ШУМООБРАЗОВАН ИЯ
*
Основными источниками шума в кабине и внешнего шума
являются (рис. 12.3); впуск и выпуск ДВС, корпус ДВС, венти-
лятор охлаждения ДВС и силовая передача [12.4, 12.5], допол-
нительными— агрегаты рабочего оборудования и вентиляторы,
устанавливаемые в кабине трактора.
Вклад источников в процесс шумообразования зависит от
ряда факторов, главные из которых — конструктивное исполне-
ние трактора, акустические характеристики источников, режим
работы трактора, степень оснащенности трактора шумозащит-
ными средствами.
Шум в кабине формируется:
шумом ДВС, проникающим через перегордки (стрелки /
и II на рис. 12.3) и пол кабины (III), через капот наружу и
ограждающие элементы кабины (V), через проем в капоте и —
после отражения от земли — через пол (IV);
шумом выпуска, попадающим в кабину через близко распо-
ложенные поверхности ограждения кабины (VI);
шумом трансмиссии, проходящим через пол (VII).
Представление об акустической активности источников мо-
жно составить из рис. 12.4.
На основе разработанной теории были получены формулы,
описывающие процессы распространения воздушного шума от
основных источников шума в кабину.
20*
307
Шум двигателя, проникающий в кабину через вертикальную
перегородку между двигателем и кабиной,
в. пер = ^-1ГдВ + 10 1g ( ——2“--Ь ~R~— '| —
\ 4яГ1в. в. пер Вкьп )
ЗИ9, пер 4- Ю Ig SB. перМкаб-	(12.1)
Здесь £игдв— звуковая мощность, излучаемая двигателем, дБ;
Гв.иер — расстояние от двигателя до вертикальной перегородки,
м; Вкап —постоянная капота, Вкап =Лкап/ (1 — акап), м2 [ЛКап—
звукопоглощение капота, Акап = акап5кап, м2, где акап —средний
Рис. 12.3и Основные источники шума в кон-
струкции трактора:
/ — вентилятор охлаждения ДВС; 2 — корпус
ДВС; 3 — капот; 4 — системы выпуска ДВС,
5 — кабина; б — перегородка; 7 — пол кабины:
8 — трансмиссия; 9 — проем в капоте
Рис. 12 4. Уровень звука
основных источников
шума на тракторе:
1 — система выпуска без
глушителя; 2 — то же с глу-
шителем; 3 — двигатель; 4 —
вентилятор системы охла-
ждения двигателя; 5 —
трансмиссия
коэффициент звукопоглощения капота; м2; 5кап — общая пло-
щадь ограждений капота, м2]; ЗИ„. Пер — звукоизоляция верти-
кальной перегородки, дБ; SB.nep — площадь вертикальной пере-
городки, м2; Акаб — звукопоглощение кабины, Акаб = акаб«$каб, м2,
где Окаб — средний коэффициент звукопоглощения кабины;
5Каб — общая площадь ограждений кабины, м2.
Шум двигателя, проникающий в кабину через наклонную
перегородку между .двигателем и кабиной,
Lbs. и. nep = L\y + 10 1g (— 5----1- -д-'j —
v и. пер "кап 7
- 3ИЛ. пер + 10 Ig SH. перМкаб,	(12. 2)
308
где гдв. и. пер — расстояние от двигателя до наклонной перего-
родки, м; ЗИн.ъер — звукоизоляция наклонной перегородки, дБ;
Хн. пер — площадь наклонной перегородки, мi 2.
Шум двигателя, проникающий в кабину через открытый
проем под кабиной,
Ьдя. о. пол = Lw дв 4“ I о 1g (——5-1- -д 'j —
к ^в.о.пол йкап /
- ЗИпол + 10 1g ХнолМкаб - 5,	(12.3)
где Гдв. о. пол — расстояние от двигателя до пола кабины, М;
ЗИпоп — звукоизоляция пола, дБ; Хпол — площадь пола, м2.
Шум двигателя, проникающий в кабину через нижний от-
крытый проем в капоте, с учетом отражения звука
пр. пол — ^ЧГдв + Ю 1g I “—2---------------- I 4“ 10 1g Snp/XKa6 4“
\ пр £кяп J
4- ю lg (1 - аэ) - 201g г, + 101g 4^- - ЗИпол - 8. (12.4)
^каб
Здесь Гдв. пр — расстояние от двигателя до нижнего проема ка-
пота, м; Хп₽ — площадь нижнего открытого проема, м2; Оз —
средний коэффициент звукопоглощения поверхности; го =
= УЛ24- (/?Дв/2)2, м, где h — высота установки двигателя над
отражающей поверхностью, м; /?дв — расстояние от центра дви-
гателя до центра пола кабины, м.
Шум двигателя, проникающий через элементы ограждения
капота в кабину,
£каб
дв. кап
1
^лгдв. кап
п
У^ $кэп/
п
У «Sicani
- 10 1g —------------------------------------------+ 10 1g ----------------
i —I
У*, Хкаб/
п
У ^Ka6i
- ю lg —-------—--------------+ ю lg i-'--- + о, (12.5)
ys„„.	+
i=l '
где Гдв. кап — расстояние от двигателя до стенок капота, м;
Хкаш и Хкаб/ — площадь i-го ограждения капота и кабины соот-
ветственно, м; ЗЯкап. и ЗЯкаб1 — звукоизоляция i-го элемента
капота и кабины, дБ; /каш и /каб« — дифракционные поправки
для ограждений капота и кабины, дБ.
зот
Суммарный шум двигателя
. .	(	0.1£каб	0.1£каб
LjtV= 101g\10 *a ° "a₽ + io- Да-" "аР_|_
о 1Лкаб ' ' каб	0 jгкаб	\
10 • дв. о. пол.+ 10дв. пр..пол + 10 - дв.£кап^	.6)
Составляющие шума вентилятора системы охлаждения,
проникающие в кабину различными каналами, определяются по
формулам (12.1) — (12.5), В КОТОРЫХ Lw^ Гдв. в, пер, Где. в. пер,
Tдв. о. пол, Сдв^пр, дв. кап Заменяются СООТВвТСТВеННО НИ ^^вит*
Г ввт. н. пер, Гвит. н. пер, Гвнт. о. пол, Гвит. пр» Гвит. кап-
Суммарный' шум вентилятора системы охлаждения
,	(	0,1£каб	0,1£каб
LSH?z.= 10 1gkl0 внт- "• пер + 10 в^"п'Р +
| 10°-1LBHT. О. ПОЛ | iqO’I^BHT. пр. ПОЛ । iqO'^BHT. кап^ (127)
Вклад шума выпуска с учетом дифракционных явлений на
элементах ограждения
n
У*, SKa6i
^ = ^„-2016^- 101g	-t=l----
У1, SKa6i
+ 101g £=I
-Д—------1“	— Рвып + 6 — X,
Лкаб
(12.8)
где £wBbin—звуковая мощность, излучаемая выпуском, дБ;
/?вып — расстояние от среза выпускной трубы до переднего огра-
ждения кабины, м; /7Н — показатель направленности выпуска,
-дБ; рВып — добавка, учитывающая место расположения выпуска
по отношению к расчетной точке, дБ.
Шум трансмиссии, проникающий в кабину через пол,
Стране = LrTWHC - 101g Стране - ЗЯп0Л + 10 1g - 5, (12.9)
где bwTpaHC —звуковая мощность, излучаемая трансмиссией,
Стране — расстояние от трансмиссии до пола, м.
Шум от всех источников, проникающий в кабину различ-
ными каналами,
Lv6= 101g(10 *' дв2+ 10 ’ внт2 + 10 вЫпХ4-10 ’ TpaHCJ. (12.10)
Шум от различных источников попадает в кабину через воз-
душную и через твердую (структурный шум) среды. Так, звуко-
вая вибрация, передаваемая от двигателя на раму трактора,
возбуждает элементы ограждения кабины, излучающие звук
310
в кабину. Особенностью возбуждения звуковой вибрации в ка-
бине является и то, что ее источниками могут быть рычаги и
другие элементы управления, излучающие звук при передвиже-
нии трактора. Воздушный звук, проникая через отверстия (аку-
стические дыры), существенно повышает шум в кабине.
Звуковая энергия, проникающая внутрь кабины, увеличива-
ется, отражаясь от. ограждающих поверхностей.
12.5.	ПУТИ СНИЖЕНИЯ ВНЕШНЕГО ШУМА
Снижение аэродинамического шума впуска и выпуска дости-
гается установкой глушителей. На тракторах для снижения
шума впуска нашли применение абсорбционные глушители с ре-
зонансными элементами, эффективность которых составляет 5—
15 дБ А. Для снижения шума выпуска используются реактив-
ные и комбинированные глушители (10—25 дБА).
Снизить шум вентилятора ДВС позволяет установленный
перед ним по оси абсорбционный глушитель, эффективность ко-
торого может достигать 5 дБА.
Для снижения шума корпуса и вентилятора ДВС применяют
облицовку внутренних стен капота звукопоглощающим мате-
риалом толщиной 20 мм (2—3 дБА), устанавливают звукоотра-
жающие экраны на проемы в капоте (2—4 дБА), отверстия.
Шум трансмиссии снижается с увеличением точности обра-
ботки зубьев шестерен (до 8—10 дБА), нанесением на метал-
лический корпус вибродемпфирующего покрытия (2—4 дБА),
установкой на корпус специальна расположенных акустических
экранов (4—7 дБА).
Следует помнить, что в силу специфики процессов шумообра-
зования эффективность различных средств шумозащиты, как
правило, не суммируется. Так, если между источником шума и
расчетной точкой установить панель, которая закроет источник
ровно наполовину, то шум в расчетной точке уменьшится на
3 дБА, если панель закроет источник на три четверти — на
6 дБА. Если в сплошном ограждении открыть щели площадью
1/10, то уменьшение шума от источника составит не более
10 дБА, если 1/100 — 20 дБА.
Применением на тракторе звукопоглощающей облицовки ка-
пота толщиной 20 мм, мягких акустических экранов из резины
на коробке передач и нового эффективного глушителя (20дБА)
взамен старого (10 дБА) внешний шум удалось снизить до
85 дБА, или на 6—7 дБА.
12.6.	ПУТИ СНИЖЕНИЯ ШУМА В КАБИНЕ
Как правило, большинство мер по снижению внешнего шума
(установка глушителей на выпуске и всасывании ДВС, капоти-
рование корпуса ДВС) ведут к уменьшению воздушного шума
311
в кабине. Следует отметить, однако, что введение в конструк-
цию трактора акустических экранов (АЭ) различно влияет
на шум в кабине. Например, установка АЭ на проем в нижней
части необлиЦованного капота (для снижения внешнего шума)
увеличивает шум в рабице на 2—3 дБА, так как возрастает
составляющая отраженного звука под капотом. В то же время
установка АЭ на пути передачи-звука из двигательного отсека
в кабину (например, между двигателем и перегородкой кабины)
может существенно (до 3—6 дБА) снизить шум в кабине.
Снижение шума в кабине достигается:
уменьшением передачи воздушного звука через ограждаю-
щие конструкции кабины (стенки, пол, перегородки)—ликви-
дацией'или акустической герметизацией отверстий, щелей уста-
новкой АЭ на проемы в ограждающих конструкциях;
увеличением звукоизоляции ограждающих конструкций ка-
бины— установкой многослойных конструкций с элементами
звукопоглощения и демпфирования, а также использованием
двухстенной звукоизоляции со стороны наиболее интенсивных
источников (рис. 12.5);
снижением . отраженного звука облицовки звукопоглощаю-
щим материалов (рис. 12.5) крыши и (частично) стенок
кабины;
Рис 12.5. Элементы ограждения звукоизолирующих кабин тракторов: а, б —
' стенка кабины; в — перегородка; г, д — пол;
/ — стальной лист; 7—мягкий звукопоглощающий материал (поролон); 3 —винилис-
кожа перфорированная; 4 — демпфирующее покрытие; 5 — волокнистый звукопоглощаю-
щий материал; '6 — отделочный материал; 7 — пенопласт; 8 — войлок; 9 — резина;
10 — воздушный промежуток
уменьшением передачи вибрации — виброизоляцией двига-
теля и кабины, а также источников повышенной вибрации, на-
пример коробки передач, переходом на тросовое управление,
виброизоляцией трубопроводов, использованием в трубопрово-
дах гибких вставок и пр.;
уменьшением звукоизлучающей способности элементов
ограждения кабины и ее вибропередающих систем (рычагов,
трубопроводов и пр.);
312
уменьшением шума от внутренних источников в кабине (вен-
тиляции, отопления, гидромоторов и др.) путем выноса их за
пределы кабины или установки глушителей.
Ориентировочные значения эффективности мер шумозащиты
на тракторах приведены в табл. 12.3.
Таблица 12.3. Ориентировочная эффективность
мер шумозащиты на тракторах
Мероприятие	Снижение УЗ, дБА	
	в кабине	во внешнем пространстве
Установка глушителя на выпуск ДВС То же на впуск Облицовка капота звукопоглощающим материа- лом Установка АЭ между двигателем и перегородкой Акустическая герметизация элементов кабины Использование двойного пола кабины Облицовка кабины звукопоглощающим материа- лом Виброизоляция кабины Использование вибропоглощающих элементов в ограждениях кабины Установка АЭ на редуктор Виброизоляция и вибродемпфирование щитков, рычагов и др. Установка АЭ на проем в капоте Увеличение звукоизоляции перегородки	Ь=2 2 3—6 2—8 3—5 2—4 4—7 2—5 3—7 4—6	2 ся	С4 СО Ю . 1'Т ММ 1“ । । 11 1О *—1 СЧ	*	со	сч
Конструкции внброизоляторов, используемых на тракторах,
показаны на рис. 12.6. Эффективность виброизоляторов зависит
от их статического прогиба, поэтому для» снижения передачи
звуковой вибрации наиболее эффективны виброизоляторы из
Рис. 12.6. Виброизоляторы тракторных кабин:
/ — кронштейн кабины; 2 — основной резиновый элемент; 3 — кронштейн; 4 — дополни-
тельный резиновый элемент; 5 — ограничительный элемент; 6 — стяжной болт
313
мягкой резины. Так, замена виброизоляторов АКСС-400М, на
которые устанавливают кабину трактора, более мягкими —
АКСС-400Й —^позволила дополнительно уменьшить шум в ка-
бине трактора*на 2 дБА.
В кабинах тракторов широко применяются многослойные
комбинированные покрытия, выполняющие одновременно функ-
ции звукоизоляции, звукопоглощения и демпфирования. Покры-
тия состоят как минимум, из двух слоев: пористого с очень ма-
лым динамическим модулем упругости (звукопоглощающего)
и гибкого непроницаемого с большим модулем упругости (демп-
фирующего). Они легко наносятся на стены кабины и эффек-
тивны. Фирмой «Уникеллер» разработано большое количество
разнообразные акустических материалов и штампованных кон-
струкций для звукоизоляции кабин тракторов, применение ко-
торых снижает УЗ в кабине до 73—75 дБА.
12.7.	ПРИМЕР РАЗРАБОТКИ ШУМОЗАЩИТЫ
Уровень звука в кабине трактора К-701М до выполнения работ по шу-
мозащите составлял 86 дБА при транспортировке груженого прицепа по ас-
фальтированной дороге и 89 дБА — на пахоте, что превышает допустимый УЗ
на 6—9 дБА, а*УЗД — в диапазоне частот 250—4000 Гц на 5—11 дБ
(рис. 12.7). Наружный шум на транспортном режиме составлял 92 дБА.
Основной источник шума — силовая установка — располагается под ка-
потом. Рабочее место оператора защищено кабиной, примыкающей непосред-
ственно к капоту. ^Значит, трактор К-701М по акустической схеме — капотного
типа со встроенной кабиной (см. рис. 12.3).
Шум основных источников проникает в кабину следующими каналами:
Рис. 12.7. * Экспериментальные
спектры шума в кабине трактора
К-701М:
/ — пахота, без шумозащиты; 2 —
транспортный режим, без шумоза-
щиты; 3 — пахота,* с комплексом шу-
мозащиты
Рис. 12.8. Расчетные спектры шу-
ма в кабине трактора К-701М:
1	— суммарный от всех источников;
2	— от выхлопа; 3 — от двигателя;
4	— от вентилятора; 5 — от трансмис-
сии
314
шум выпуска отработавших газов — через все поверхности ограждения,
за исключением пола, вертикальной и наклонной перегородок между двига-
телем и кабиной;
шум корпуса двигателя и вентилятора системы охлаждения — через вер-
тикальную и наклонную перегородки; через открытый проем под капотом
проем под капотом и (после отражения от поверхности земли) пол кабины;
через открытый проем под кабиной и пол; через ограждения капота и элементы
ограждения кабины, кроме вышеперечисленных;
шум от трансмиссии — через ограждение пола.
С использованием аналитических выражений (12.1) — (12.10) рассчитана
ожидаемая шумность в кабине трактора К-701М. (табл. 12.4, рис. 12.8).
Таблица 12.4. Вклад основных источников шума
Источник шума	Вклад, дБ А	Источник шума	Вклад, дБ А
Дви гатель/вентилятор системы охлаждения двигателя г каб ьв. пер j каб ^я. пер г каб ^О. пол	73,8/69,5 75,8/68,1 71,9/69,3	г каб ьпр. пол т каб ъкап Выпуск /-вып Трансмиссия £транс	66,8/60,0 65,4/64,8 83,0 72,0
Анализ данных расчета показывает, что основной вклад в процессы шумо-
образования вносят шум выпуска отработавших газов — 83 дБА, шума дви-
гателя. проникающий через наклонную и вертикальную перегородки, — 75,8 и
73,8 дБА, трансмиссия — 72 дБА.
Для определения требований к основным системам шумозащиты трактора
были рассчитаны доли звуковой энергии, проникающей в кабину через раз-
личные ограждения кабины (табл. 12.5).
Анализ результатов, представленных в табл. 12.5, показывает, что основ-
ная доля звуковой энергии поступает в кабину через ограждающие па-
нели (за исключением вертикальной и наклонной перегородок и пола) —
83,1 дБ А. Поэтому для обеспечения нормативного УЗ в кабине (80 дБ А)
необходимо увеличить приведенную звукоизоляцию этих панелей на 9 дБА
при одновременном увеличении звукоизолирующей способности наклонной
перегородки на 3,1 дБА, вертикальной — на 1,2 дБ А, а пола —на 2,6 дБ А. По-
скольку основная доля звуковой энергии проникает через эти панели (без
Таблица 12.5. Расчетные спектры шума в кабине,
проникающие через отдельные ограждения
Ограждающие панели	Расчетный уровень ззу- ка, дБА	Расчетные уровни звукового давления, дБ, в октавных полосах частот, Гц							
		63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Вертикальные перегородки	75,2	78,9	77,2	76,1	*71,7	69,6	67,8	63,7	55,2
Наклонные перегородки	77.1	78,4	80,6	76,7	73,0	73,5	67,9	61,8	55,3
Пол	76,6	73,2	76,3	75,9	76,0	71,0	67,4	57,6	52,7
Остальные ограждения	83.1	83,9	89,1	86,5	80,2	74,8	73,5	70.4	62,6
Остальные ограждения	83,0	83,4	89,0	86,4	80,0	74.7	73,3	70,3	62,6
(только выпуск) Норма (ГОСТ 12.1.003—83*)	80	94	87	82	78	75	73	71	70
315
учета перегородок и пола) от выпуска, необходимо установить на выпускной
тракт более совершенный глушитель, эффективность которого была бы не ме-
нее чем на 9 дБА больше эффективности штатного В этом случае отпадает
необходимость* увеличения звукоизолирующей способности основных огра-
ждающих панелей кабины.
В результате на тракторе К-701М был применен следующий ком-
плекс мер:
увеличение звукоизолирующей способности перегородок за счет изготов-
ления их из алюминиевого листа толщиной 1,5 мм и слоя пенополиэтилена
толщиной 20 мм;
установка двойного пола;
нанесение на панели звукопоглощающего материала — перфорированной
винилискожи, дублированной пенополиуретаном толщиной 20" мм;
установка экрана из легких материалов между двигательным отсеком
и кабиной;
акустическая герметизация, пола путем установки резиновых втулок и
чехлов в местах ввода рычагов;
установка опытного глушителя эффективностью 20 дБ А;
облицовка внутреннего отсека отопителя звука поглощающим мате-
риалом.
Уменьшение структурной составляющей шума в кабине было обеспечено:
установкой кабины на виброизоляторы АКСС-220И;
обрезиниванием рычага кулисы коробки передач с установкой на демпфи-
рующую втулку;
нанесением вибродемпфирующей мастики на элементы кабины.
Результаты внедрения комплекса шумозащиты на опытном образце трак-
тора показаны на рис. 12.7.. УЗ в кабине был снижен на 13 дБА (до
76 дБ А), а УЗД — на 5—20 дБ в нормируемом диапазоне частот. Шум в ка-
бине трактора . К*701М полностью соответствует требованиям санитарных
норм. По шумовым характеристикам эта машина превосходит современные
отечественные^ тракторы и не уступает лучшим зарубежным образцам [12.6].
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
12.1.	Лопашев Д. 3., Осипов Г. Л., Федосеева Е. Н. Методы измерения
и нормирование шумовых характеристик.— М: Изд-во стандартов, 1983.—
232 с.
12.2.	Иванов Н. И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строи-
тельных машинах.— 2-е изд., перераб. и доп.— М.: Транспорт, 1987.— 223 с.
12.3.	Gillard Р. Н., Friundi F. La lotta contro i rumori su trattori agricoli,
veicoli da cantiere, carrelli elevatori ed altri veicoli speciali//Unikeller.—
1981.—47 p.
12.4.	Разумовский M. А. Борьба с шумом на тракторах — Минск: Наука
и техника, 1973.— 206 с.
12.5.	Контроль шума в промышленности/Под ред. Дж. Д. Вебба: Пер.
с англ.— Л.: Судостроение, 1981.—312 с.
12.6.	Ivanov N., Kurzev G. The Theory and Practice of Construction and
Transport Machine Noise Reduction//Vehicle Acoustics in the Nineties Applying
Theory to Practice: Unikeller Conference.— 1989.— 4 p.
‘ Глава 13. СТРОИТЕЛЬНЫЕ
И ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНЫЕ МАШИНЫ
13.1. АВТОГРЕЙДЕРЫ1
Шум в кабинах автогрейдеров в зависимости от их типа
(легкие, средние, тяжелые), характера примененных шумовиб-
розащитных средств при номинальных режимах работы лежит
1 В написании параграфа принимал участие канд. техн, наук
В. И Поварков.
316
в пределах 83—96 дБА. (Шум в кабинах тяжелых автогрейде-
ров в рабочем режиме на 3—5 дБА выше, чем легких.) Шум
на рабочем месте автогрейдера без кабины как минимум на
10 дБ А выше, чем с кабиной.
Важным фактором, определяющим интенсивность шума в ка-
бине автогрейдера, является режим его работы (рис. 13.1). Как
видно из сравнения спектров шума для транспортного и рабо-
чего режимов в первом случае УЗД на 6—12 дБ ниже, чем во
втором во всем нормируемом диапазоне частот. В то же время
изменение нагрузки в меньшей степени сказывается на шуме
в кабине: УЗ при увеличении нагрузки до максимальной возра-
стает на 1,5—2 дБ А [13.1].
Внешний шум работающего автогрейдера находится в диа-
пазоне 82—88 дБА, возрастая на 10 дБА при увеличении ча-
стоты вращения коленчатого вала ДВС на 1000 мин-’ (дви-
жение на одной и той же передаче). Нагрузка в меньшей сте-
пени влияет на внешний шум: при переходе с низшей передачи
на высшую при одной и той же частоте вращения ДВС УЗ воз-
растает на 2 дБА [Г3.2].
Шум в кабине формируется в основном воздушным шумом
корпуса и выпуска ДВС и звуковой вибрацией элементов огра-
ждения кабины, а также шумом трансмиссии. Вклад источников
зависит от их интенсивности, эффективности применяемых шу-
мовиброзащитных средств, расположения относительно кабины.
На автогрейдерах, как правило, двигатель расположен под
капотом, часть кабины примыкает к капоту, глушитель располо-
жен над капотом вблизи кабины. В табл. 13.1 приведен баланс
акустической мощности для автогрейдеров указанной схемы при
Рис. 13.1. Спектры шума
в кабине автогрейдера при
различных режимах ра-
боты:
/ — рабочий режим; 2 — стоян-
ка, максимальная частота обо-
ротов коленчатого вала ДВС; -к-
3 — транспортный режим
номинальной частоте вращения
коленчатого вала ДВС (на сто-
янке).
Анализ данных, приведенных
в табл. 13.1, показывает, что
ф!5
Рис. 13.2. Элементы уплотне-
ния пола кабины автогрейдера
317
в рабочем режиме основной вклад в процессе шумообразования
в кабине вносят корпус (46 %) и выпуск (30 %) ДВС и эле-
менты ограждения (25 %). При этом вклад двух последних ис-
точников возрастает в низкочастотном диапазоне (до 350 Гц)
[13.1]. Основными источниками внешнего шума автогрейдеров
(табл. 13.2) являются: впуск (14%), выпуск (35%) и корпус
(29%) ДВС, трансмиссия' (22 %). Основной вклад выпуска
приходится на низкие частоты, на высоких и средних частотах
вклад корпуса и выпуска ДВС сравнимы по величине.
Таблица 13.1. Баланс акустической мощности
в кабине автогрейдера
Диапазон частот» Гц	Доли шума, %		
	корпуса ДВС	выпуска ДВС	элементов ограждения кабины (зву- ковая вибра- ция)
^0—40	4	4,7	7
40—120	2	7,2	2
120—200	2,5	0,7	0,8
200—320	9; 6	2	6
320—600	2,2	0,6	1,3
600-Г-1120	3	0,4	0,5
1120—1600	2,4	0,7	0,1
Итого*	45	30	25
Для большей наглядности в табл. 13.2 показан вклад источ-
ников шума в; УЗ, дБА. Разница между наиболее шумным ис-
точником (выпуском ДВС) и менее шумными (корпусом ДВС,
трансмиссией и выпуском ДВС) соответственно составляет 0,6,
1,4 и 4,3 дБА.
Таблица 13.2. Баланс акустической мощности
внешнего шума автогрейдера
Источник шума •	Доля шума, %, в октавных полосах частот, Гц								Суммарный вклад	
	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000	%	ДБА
Корпус ДВС	2	9	27	24	40	26	24	12	29	83,7
Выпуск ДВС	68	65	' 50	25	25	44	37	48	35	84,3
Выпуск ДВС	17	4	3	1	10	16	25	24	14	80
Трансмиссия	13	22	20	50	25	14	14	16	22	82,9
Итого:	100	100	100	100	’ 100	100	100	100	100	88,8
318
Снижение шума в кабине автогрейдеров достигается, в пер-
вую очередь, ее акустической герметизацией. За счет последней
в кабинах автогрейдеров северного исполнения звукоизоляция
ограждающих конструкций в 1,5—2 раза выше.
Ощутимый эффект (4—5 дБА) достигается, если отделить
кабину от капота воздушным промежутком.
Звукоизоляция элементов ограждения со стороны источников
шума (например, пола), использование герметических уплот-
нений (рис. 13.2), звукопоглощающей облицовки (как правило,
на потолке кабины) позволяют достичь значений приведенной
звукоизоляции, указанных в табл. 13.3.
Акустическая эффективность звукоизолированной кабины
в 1,5—2 раза выше, чем незвуконзолированной, и возрастает
с увеличением частоты, в то время как эффективность незвуко-
изолированных кабин, например на высоких частотах, практи-
чески не меняется из-за наличия отверстий, щелей и проемов.
Для снижения доли структурного звука кабина должна
устанавливаться на резинометаллические виброизоляторы.
Применением перечисленных выше мер можно добиться сни-
жения УЗ на 10 дБ А (до 82 дБ А), а УЗД — на 5—20 дБ
в средне- и высокочастотном диапазонах (рис. 13.3) для рабо-
чего режима [13.3J.	*
Снижение внешнего шума автогрейдера достигается уста-
новкой более Аффективного глушителя к.т выпуске ДБС (- -
6 дБА) и звуконмхлнрувмцего капота на корпус ДВС (3 -
Т г б леи а 13 3 Прпедешия
сраяяятеяьяая звукокзоляни. л Б.
кабин автогрейдеров
Кабина	Октавная полоса со среднегео- метрической частотой» Гц							
	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Звукоизоли- рованная Незвукоизо- лированная	17,5 8,5	17,0 15,0	20.5 13,5	23.0 15,5	26,0 18.0	28,5 18,5	31.0 19,5	32,0 20,0
Рис. 13.3. Спектры шума
в кабине автогрейдера
ДЗ-143:
/ — обычной; 2 — звукоизолиро-
ванной
7 дБА), виброизоляцией ДВС (1,5—2 дБА). Так, за счет усо-
вершенствования упругой подвески двигателя, нанесения вибро-
демпфирующей мастики на поверхности капота двигателя, уп-
лотнения резиновыми прокладками щелей и отверстий в капоте,
установки более эффективного глушителя достигнуто снижение
внешнего шума автогрейдера на 7—7,5 дБА (до 8,5 дБА),
а шума в кабине — на 1,5—2 дБА на всех режимах работы.
319
Применением специально спроектированного звукоизоли-
рующего капота, облицованного изнутри звукопоглощающим
материалов, с акустически обработанными вентиляционными
каналами наружный шум автогрейдера (при установке эффек-
тивного глушителя на выпуск ДВС) снижен на 10 дБА и не
превышает 75 дБА [13.1],
Для снижения внешнего и внутреннего шума в автогрейде-
рах фирмы «Каттерпиллер» (Catterpiller, США) трансмиссия
максимально удалена от кабины, а топливный бак расположен
таким образом, что выполняет роль акустического экрана.
'	13.2. ОДНОКОВШОВЫЕ ЭКСКАВАТОРЫ
Шум в кабинах одноковшовых полноповоротных экскавато-
ров в зависимости от мощности двигателя и компоновки лежит
в пределах 34—95 дБА. Одним из важных факторов, влияющих
на шум, является тип привода: шум экскаваторов с гидравли-
ческим приводом на 3—5 дБА ниже, чем с механическим. Шум
в кабинах экскаваторов капотного типа на 4—6 дБА ниже, чем
на экскаваторах кузовного типа.
Режим работы в определенной мере сказывается на шуме
в ка.бине: УЗ в рабочем режиме на 2—3 дБ А выше, чем на хо-
лостом ходу [при номинальной частоте вращения коленчатого
вала ДВС). На рис. 13.4 приведены спектры шума в кабине
экскаватора: эквивалентный, полученный в течение определен-
ного промежутка времени при выполнении рабочих операций,
и измеренный во время стоянки (режим холостого хода). Экви-
валентные УЗД в диапазоне частот 63—1000 Гц на 2—5 дБ
выше, чем на холостом ходу, а в диапазоне 2000—8000 Гц —
меньше на 1—3 дБ.
Основными источниками шума в кабине экскаватора явля-
ются корпус и выпуск ДВС, гидравлическая система (распреде-
лители, клапаны, гидромоторы и гидронасосы), а также эле-
менты ограждения кабины (звуковая вибрация). Вклад этих
источников, если рассматривать УЗ, дБА, приблизительно оди-
наков и не зависит от эффективности шумозащитных средств.
На низких частотах основной вклад дают ограждения кабины и
выпуск ДВС, на средних и высоких — корпус ДВС и переобо-
рудование.
Уровни внешнего шума экскаваторов обусловливаются в ос-
новном корпусом и выпуском ДВС и гидравликой, они лежат
в пределах 82—88 дБА. Внешний шум экскаваторов меняется
в довольно широких пределах в зависимости от расположения
места измерения по отношению к центру машины, так как от-
дельные конструкции экскаватора (кабина, капот и др.) обла-
дают экранирующим эффектом (табл. 13.4).
При расположении измерительного микрофона под углом
45° к продольной оси значения УЗ и УЗД минимальны, так как
320
кабина экранирует шум от двигателя и гидравлической си-
стемы. Основную долю при этом вносит ДВС (разница 4—
5 дБА). Максимальные УЗ и УЗД (разница 8—9 дБА) наблю-
даются при угле 225° — в этом случае экранирующий эффект
отсутствует. При угле 315° шум от ДВС частично экранируется
конструкцией экскаватора.
Данные о результатах измерений внешнего шума экскава-
тора на холостом ходу (х/х) и при работе (р/р), когда выклю-
Рис. 13.5. Спектры шума
в кабине экскаватора
ЭО-3322:
1 — обычной; 2 — звукоизолиро-
ванной
Рис. 13.4. Спектры шума в кабине
экскаватора:
1 — в режиме холостого хода; 2 — в ра-
бочем режиме
чено гидравлическое оборудование, свидетельствуют, что при
включении гидравлики УЗ возрастает на 2—4 дБА, а УЗД на
отдельных частотах — до 5—7 дБ.
Снизить шум в кабине позволяют использование звукопогло-
щающих конструкций, усиление звукоизоляции элементов ка-
Таблица 13.4. Внешний шум экскаватора
Угол наклона микрофона к продольной оси, •	Режим работы	УЗ, ДБА	УЗД, в октавных полосах частот, Гц								
			31,5	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
лк	х/х	78	74	80	76	76	75	74	69	64	58
	р/р	80	73	80	78	76	76	77	73	65	60
135	х/х	82	75	80	77	78	77	79	75	70	65
	р/р	85	75	84	78	78	80	81	78	71	66
225	х/х	86	76	83	79	80	83	81	80	75	70
	р/р	89	76	87	79	81	84	83	83	78	72
315	х/х	84	77	82	77	78	79	80	78	79	69
	р/р	87	76	86	77	80	81	82	80	77	71
21 Заказ № 50
321
бины, отделяющих ее от дизельного отсека, акустическая гер-
метизация элементов ограждения кабины, установка глушителя
на выпуск ДВС, установка кабины на резинометаллических
виброизоляторах, облицовка капота звукопоглощающим мате-
риалом. Проемы в капоте закрываются или экранируются. Та-
кие меры, как применение эффективного глушителя, установка
кабины на мягкие резинометаллические виброизоляторы, аку-
стическая герметизация пола, звукоизоляция перегородки дают
снижение УЗ на 2—4 дБА каждая. На рис. 13.5 приведены спек-
тры шума в кабине экскаватора до и после применения пере-
численных мер. УЗ снижен на 7 дБ А, а УЗД — на 3—11 дБ
в нормируемом диапазоне частот, УЗ в кабине при работе со-
ставил 84 дБА.
Снижение, внешнего щума экскаватора достигается выбором
эффективного глушителя на выпуск ДВС, установкой на корпус
ДВС и гидросистемы звукоизолирующего капота, облицован-
ного изнутри слоем звукопоглощающего материала. Эти меры
Рис. 13.6 Внешний шум эк-
скаваторов с дизельным (Д 2,
4) и электроприводом (3):
1 — обычного; 2 — шумозащищен-
ного; 4 — с повышенной шумоза-
щитой
обеспечивают снижение наруж-
ного шума на 10 дБА [13.1].
Наиболее эффективной мерой
снижения шума экскаваторов яв-
ляется замена дизельного привода
электрическим. При этом напри-
мер, внешний шум снижается на
15 дБ А (рис. 13.6) без специаль-
ных мер шумозащиты.
Следует отметить, что стои-
мость шумозащищенных экскава-
торов несколько выше, чем обыч-
ных. Так, по некоторым данным,
при снижении шума экскаватора
на 15 дБ А его стоимость воз-
растает на 5 %.
Особый интерес представляет
4	опыт создания гидравлических
экскаваторов с повышенной шумозащитой японской фирмой
«Мицубиси Хэви Индастриз».
В ряде префектур Японии внешний шум гидравлических
экскаваторов ограничен УЗ, равным 75 дБА на расстоянии
30 м. Рекомендуемый Японской ассоциацией охраны здоровья
в промышленности УЗ на рабочем месте составляет 90 дБА.
При разработке малошумных экскаваторов- была поставлена
задача создать такие’ машины, которые могли бы использо-
ваться в ночное время. Допустимый УЗ внешнего шума этих
экскаваторов на холостом ходу принимали в зависимости от
номинальной'Мощности ДВС: при мощности от 40 до 140 л. с.
УЗ = 57 дБА, от 140 до 200—УЗ = 60 дБА (70 дБА на расстоя-
нии 7 м от машины).
322
При этом исходные значения УЗ внешнего шума составляли
70—73 дБА, а УЗ в кабине — 85—86 дБ, т. е. требовалось сни-
зить эти показатели не менее чем на 10 дБ А.
Кроме того, при разработке надо было:
сохранить основные технические и другие характеристики
стандартного экскаватора, в том числе обеспечить тепловой ба-
ланс ДВС;
свести до минимума число модифицированных узлов в ма-
лошумном экскаваторе;
основной упор сделать на снижение внешнего шума.
Порядок разработки малошумного гидравлического экска-
ватора приведен на рис. 13.7.
Было установлено, что основными источниками шума в ка-
бине являются: выпуск ДВС, корпус ДВС, гидравлическая си-
стема, вентилятор и система охлаждения (они перечислены в по-
рядке уменьшения вклада), а в роли вторичных источников вы-
ступают элементы ограждения и детали, возбуждаемые виб-
рацией.
В целях снижения шума сконструировали моноблочный
капот для корпуса ДВС, охлаждающей системы и гидравлики
(рис. 13.8). Было решено изготовить его из стального листа
толщиной 2,5 (3,2) мм и облицевать изнутри звукопоглощаю-
щим материалом. В двигательном отсеке для облицовки при-
менили стекловолокно толщиной 25 мм, закрепив его при
помощи штырей, а для внешнего кожуха — пенополиуретан
толщиной 25 мм, приклеиваемый к изолируемой поверх-
ности.
Вентиляционные каналы из стали толщиной 3,2 мм облице-
вали пенополиуретаном толщиной 25 или 50 мм, который за-
крыли перфорированным стальным листом с коэффициентом
перфорации 0,4.
Гидронасос и соединенный с ним двигатель установили на
общую раму с упругой подвеской. Снижения шума гидравлики
(на 2—5 дБ в среднечастотном диапазоне) добились уменьше-
нием пульсации жидкости. С этой целью трубы частично заме-
нили резиновыми гибкими шлангами.
Кабину установили на раму через 4 виброизолятора, а ее
стены оклеили 25-мм слоем пенополиуретана, завернутого в пер-
форированную кожу. Пол кабины выполнили двойным, размес-
тив в воздушном промежутке звукопоглощающий мат. Приме-
нением этих мер УЗД в кабине снизили на 5—20 дБ в нормируе-
мом диапазоне частот (кроме частоты 63 Гц).
Вместо шестилопастного вентилятора установили семило-
пастной из пластмассы с неравным шагом расположения лопа-
стей— это дало снижение шума 3—5 дБ в высокочастотном
диапазоне и 10 дБ на основной частоте вращения, кратной
числу лопастей.
21*
323
Рис. 13.7. Порядок разработки сверхмалошумного экскаватора
324
В качестве глушителя шума выпуска ДВС использовали
сложную многокамерную конструкцию, состоящую из резона-
торов, расширительных камер, облицованных звукопоглощаю-
щим и теплоизоляционным материалом (рис. 13.9). Резонатор-
Рис. 13.8. Схема звукопоглощающего капота эк-
скаватора:
/, 2 — звукопоглощающий канал со стороны выхода
воздуха; 3 — выхлопное окно в передней части машины;
4t 6 — звукопоглощающий канал со стороны всасывания
воздуха; 5 — звукопоглощающая облицовка; 7 — закры-
ваемый дизельный отсек; 8 — вентилятор; 9 — двигатель;
10 — гидронасос
ные камеры /, 8 и 10 предназначены для снижения низкочастот-
ных (90, 180 и 270 Гц соответственно) составляющих в спектре
шума выпуска. Камеры 9 и 11 — расширительные. На расстоя-
нии 0,5 от выпускной трубы УЗ составил 85 дБА, противодавле-
Рис. 13.9. Схема глушителя
шума выпуска ДВС:
1, 8—11 — камеры; 2 — звукопогло-
щающий и теплоизолирующий ма-
териал; 3 — наружный корпус; 4 —
перфорированный металлический
лист; 5 — выпускной патрубок; 6 —
перфорированная труба; 7 — вы-
пускной патрубок
ние 4,5 кПа (34 мм рт.ст.). Глушитель снизил УЗД выпуска
на 15—45 дБ в нормируемом диапазоне частот, а УЗ — на
30 дБА.
Применением комплекса указанных мер наружный шум экс-
каватора был снижен на 20 дБА.
13.3.	САМОХОДНЫЕ ВИБРАЦИОННЫЕ
И СТАТИЧЕСКИЕ КАТКИ
Уровень звука на рабочих местах статических и вибрацион-
ных катков, не оборудованных кабинами, находится в диапа-
зоне 90—98 дБА и определяется, в первую очередь, наличием
вибрационного рабочего органа. УЗ вибрационных катков на
5—7 дБА выше, чем статических. УЗ внешнего шума виброкат-
ков лежат в пределах 87—92 дБА.
325
Основным источником шума на виброкатках является вибро-
валец, при включении которого УЗД на рабочем месте возра-
стает на 4—.11 дБ в диапазоне частот 63—1000 Гц. На более
высоких частотах вклад шума вибровальца сравним с вкладом
корпуса ДВС. Определяющую роль в процессах шумообразова-
ния играет звуковая вибрация рамы виброкатка. Шум вибро-
катка в процессе работы практически не меняется.
Снижение внешнего шума виброкатков достигается установ-
кой звукоизолирующих капотов на корпус ДВС и вибровалец,
виброизоляцией вибровальца. Для снижения шума на рабочем
месте необходимы акустическая герметизация пола, установка
акустического экрана на вибровалец, облицовка внутренних
поверхностей звукопоглощающим материалом, виброизоляция
вибровальца и корпуса ДВС.
Так, на опытном виброкатке для снижения структурного
звука была выполнена эластичная подвеска ДВС вместе с под-
моторной рамой при помощи четырех резинометаллических
виброизоляторов сдвига, резинокордную муфту заменили муф-
той шинного типа с меньшей жесткостью в вертикальном на-
правлении. Раму виброкатка установили на виброизоляторах
сдвига. Для уменьшения воздушного звука герметизировали от-
верстия в полу, на котором расположено рабочее место. Сзади
вибровальца установили акустический экран — металлический
лист толщиной 12 мм, обцицованный со стороны источника звука
поролоном толщиной 20 мм.
В результате шум на рабочем месте снизился: УЗД стал
меньше на 3—7 дБ в диапазоне частот 250—4000 Гц
(рис. '13.10), УЗ —на 5 дБА.
Снизить внешний шум от виброкатка на 3 дБ А. одной из
западногерманских фирм позволил комплекс работ, включаю-
щий: установку эффективного глушителя на выпуске ДВС, аку-
стическую герметизацию капота, размещение на его внутренних
поверхностях звукопоглощающей облицовки, акустическую об-
работку вентиляционных каналов, закрытие нижнего проема
в капоте. При зтом, однако, стоимость виброкатка возросла на
5% [13.1].
Основными источниками шума на статическом катке явля-
ются выпуск й корпус ДВС, трансмиссия. Шум на рабочем ме-
326
сте зависит, в первую очередь, от частоты вращения коленча-
того вала двигателя, возрастая на 3—7 дБА при ее изменении
от номинального до максимального значения. При включении
трансмиссии УЗ возрастает на 7 дБА, а УЗД—на 6—10 дБ
в диапазоне частот 500—8000 Гц.
Наиболее эффективной мерой снижения шума на рабочем
месте катков обоих типов является установка звукоизолирую-
щей кабины: она снижает УЗ приблизительно на 15 дБА при
условии тщательной виброизоляции кабины (виброизоляторы
должны обеспечивать перепад уровней вибрации на 15—20 дБ
в широком диапазоне частот), а также использовании мер по
акустической герметизации элементов ограждения кабины, уси-
лении звукоизоляции пола кабины.
13.4.	КРАНЫ
Шум кранов, в первую очередь, зависит от типа привода, за-
тем от типа и схемы базовой машины и режима работы. УЗ на
рабочем месте крана с электроприводом, питаемым от сети, не
превышает при работе 75 дБА, а в кабинах кранов с приводом
от ДВС лежит в пределах 85—95 дБА. Шум кранов, распола-
гаемых на автомобилях, в силу специфики процессов ценооб-
разования (в первую очередь, большей удаленности источников
шума от рабочего, места) на 4—5 дБА ниже, чем кранов с ку-
зовной схемой. Зависимость УЗ в кабине крана от режимов ра-
боты характеризует табл. 13.5. Она показывает, что при изме-
нении режима работы УЗ в кабине крана изменяется на 3—
4 дБА.
Таблица 13.5. Изменение УЗ, дБА, в кабинах кранов
Режим работы	Краны кузовного типа		Краны на автомобиль- ном ходу
	с дизельным приводом	с электро- приводом	
Подъем груза	85	75	80
Вращение платформы	83	74	78
с грузом Опускание груза	84	75	81
Подъем—опускание (без груза)	83	72	82 1
Внешний шум кранов лежит в диапазоне 80—90 дБА, при
переходе от одного режима работы к другому изменяется на
3—7 дБА.
Основными источниками шума в кабинах кранов являются
корпус ДВС, электрогенераторы, механические и гидравличе-
327
ские коробки передач, редукторы, внешнего шума — корпус и
выпуск ДВС, электрогенераторы, редукторы.
Специалистам японской фирмы «Хитачи» удалось снизить
шум крана на 10 дБА следующими мерами:
ДВС установили на .резиновые виброизоляторы и заключили
в звукоизолирующий капот;
капот, облицованный звукопоглощающим материалом, венти-
ляционные каналы подвергли акустической обработке;
на выпуск ДВС установили глушитель увеличенного объема,
корпус которого закрыли теплоизоляционным материалом;
в системе трубопроводов гидравлики использовали резино-
вые шланги.»
13.5.	ПОГРУЗЧИКИ
Шум пог’рузчиков зависит от типа привода и режима ра-
боты. В кабинах на рабочих режимах УЗ находится в преде-
лах 88—99 дБА, во внешнем пространстве — 83—88 дБА. Ис-
точники и процессы шумообразования в основном аналогичны
описанным выше для строительных машин.
Представляет интерес опыт создания малошумного погруз-
чика одной из западногерманских фирм [13.1]. Была поставлена
цель установить, до какого предела можно снизить уровень
шума строительных машин при экономически допустимых из-
держках. До. применения мер шумозащиты уровень внешнего
звука составил 86,5 дБА, а УЗ в кабине — 92 дБА. Оценка
вклада отдельных источников в процессы шумообразования по-
казала, что исходный уровень наружного звука, равный 82 дБ А
(уменьшенные обороты ДВС), при отведенном выпуске снижа-
ется до 80,5 дБА (отведение впуска не дало эффекта), при
остановке карданного вала и гидронасоса — до 81,5 дБА, при
включении вентилятора от независимого привода — до 72,5 дБА.
Доля металлических ограждений кабины (звуковая вибрация)
составила 71 дБА, механизма управления с зубчатым приво-
дом — 66 дБА, всасывания — 72 дБА.
Для снижения внешнего шума был разработан звукоизоли-
рующий капот на ДВС, в вентиляционных отверстиях которого
установили абсорбционные глушители коаксиального типа
с шириной кольца 80 мм и свободным сечением для прохода
воздушного потока 0,168 м2. Стенки капота в одном варианте
были изготовлены из листов типа «сандвич» (для стальных ли-
стов толщиной 1 мм с прослойкой из пластмассы толщиной
1 мм), а в другом — из стали толщиной 2,5 мм, покрытой слоем
демпфирующей мастики толщиной 5 мм. Изнутри капот облице-
вали звукопоглощающим материалом толщиной 40 мм, защи-
щенным перфорированными стальными листами толщиной
1,25 мм с коэффициентом перфорации 0,3. Такая конструкция
капота позволила снизить внешний шум ДВС до 72,5 дБА.
328
Для снижения шума в кабине перегородку между дизелем
и кабиной сделали из металлических листов типа «сандвич»»
все щели и отверстия герметизировали резиновыми проклад-
ками, а на корпус насоса установили полузакрытый капот.
Установкой специальных глушителей на гидравлические трубо-
проводы, шум гидравлической системы снизили с 92 до
89,5 дБА. Суммарный эффект от всех мероприятий составил
9 дБА.
Немецкие специалисты считают, что добиться аналогичного
снижения шума в эксплуатируемых машинах можно только це-
ной больших затрат, поэтому нужно предусматривать шумоза-
щиту при проектировании машин.
Примером недорогой и технологичной разработки может
служить комплекс шумозащиты небольшого погрузчика, изобра-
женного на рис. 13.11, шум в кабине которого первоначально
составлял в рабочем режиме 90 дБА.
Рис. 13.11. Общий вид погрузчика в шумизащитном исполнении:
/ — звукопоглощающий материал (пенополиуретан, толщина 10 мм); 2 — двойное остек-
ление, 3 — глушитель шума выпуска; 4 — виброизолятор кабины; 5 — дополнительная
звукоизоляция; 6 — акустический экран; 7 — герметизация элементов ограждения
кабины
Исследованиями процессов шумообразования в кабине были
установлены основные источники шума: корпус ДВС — 87 дБА,
выпуск ДВС — 84 дБА, гидронасосы — 80 дБА.
Для снижения шума в кабине применили следующие меры:
кабину установили на виброизоляторы, под полом кабины раз-
местили мягкий резиновый АЭ, заднее стекло кабины выпол-
нили двойным, внутренние поверхности кабины облицевали зву-
329
копоглощающим материалом, герметизировали элементы огра-
ждения кабины, на выпуске установили глушитель повышенной
эффективности с измененной направленностью выпуска.
Комплексом указанных мер шум в кабине погрузчика сни-
жен на 12 дрА (табл. 13.6).
Таблица 13 6: Спектры шума опытного погрузчика
Исполнение	УЗ, дБА	УЗД, дБ, в октавных полосах частот, Гц							
		63	126	250	500	1000	2000	4000	8000
Без шумозащиты Шумозащищенное е	90 78	101 94	90 83	88 85	87 73	84 71	82 65	76 61	69 55
13.6.* ПЕРЕДВИЖНЫЕ КОМПРЕССОРНЫЕ СТАНЦИИ
Шум передвижных компрессорных станций (ПКС) зависит
от вида привода — ДВС (дизели или карбюраторные) или элек-
тродвигатель— и режима работы,
101
Рис. 13.12. Спектры шума ПКС (на
расстоянии 1 м)
/ — с электроЙриводом; 2 — с карбюратор-
ным двигателем; 3 — с дизельным двига-
телем
так как большую часть шума
создает привод. Шум винто-
вых станций с приводом от
ДВС выше, чем с приводом
эт электродвигателя при оди-
наковой	про из водительно-
сти. Так, на расстоянии 1 м
УЗ станций с дизельным дви-
гателем достигает 101 дБА,
с карбюраторным двигате-
лем—96 дБА, а с электропри-
водом— 93 дБА (рис. 13.12).
Шум станций с дизельным и
электрическим приводами —
высокочастотный, с карбю-
раторным — низкочастот-
ный, в основном за счет со-
ставляющей шума выпуска.
Немаловажную роль в
процессе шумообразования
играет тип применяемого
компрессора (поршневой,
мембранный, ротационный, лопастной, винтовой): наиболее шум-
ными являются винтовые компрессоры. В отечественном компрес-
соростроений для ПКС применяются в основном винтовые и
поршневые компрессоры (табл. 13.7).
330
Таблица 13.7 Акустические характеристики П КС на расстоянии 1 м
Марка	Тип компрессора	Тип приЕода	Произво- дитель- ность, м’/мин	Уровень звука, ДВА
ППЭ-2,5/9	Поршневой	Электродвигатель	2,5	89
ЗИф-ПВ-5	Винтовой	Дизель	5,2	101
ЗИФ-55В	»	Карбюраторный	5,2	96
ЗИФ-ШВ-5	»	Электродвигатель	5,2	93
ПКСД-5.25Д	Поршневой	Дизель	5,25	96
ПР-10	Ротационно-пла-	»	10,0	100
	стинчатый			
ПВ-109	Винтовой	Электродвигатель	10,0	104
ПВ-10	»	Дизель	10,0	103
ПВ-Ю/8М1	»	»	11,2	103
Шум ПКС возрастает также с увеличением ее производи-
тельности, так как возрастает потребляемая компрессором мощ-
ность двигателя. Уровень шума шумонезаглушенных компрес-
сорных станций производительностью до 16 м3/мин в основном
колеблется от 80 до 90 дБА. В настоящее время все ведущие
компрессоро-строительные зарубежные фирмы выпускают ПКС
в шумозаглушенном исполнении (табл. 13.8).
Таблица 13.8. Акустические характеристики зарубежных ПКС
на расстоянии 7 м
Фирма (страна)	Марка	Привод	Произво- дитель- ность, м’/мин	Уровень звука, ДБА
«Холмэн» (Holman, Великобритания)	D-370	Дизель	10,5	75
«Радаэлли» (Radaelli, Италия)	MSV-10000	Дизель	10,4	75
«Суллэйр» (Sullair,	F-50D	Дизель	5,0	67
США)	F-50E	Электродви- гатель	5,0	58
	F-100D	Дизель	10,6	69
	F-150D	»	15,0	67
«Демаж» (Demage, Германия)	SC-10DS	Дизель	10,2	67
«Комп Эйр» (Comp Air, Франция)	QR-400SS	Дизель	11,0	70
«Атлас Копко» (Atlas	XAS-85	Дизель	5,0	74
Copco, Швеция)	XAS 60Е	Электродви- гатель	3,7	73
	XASS 80Dd	Дизель	4,9	70
	XASS 160Dd	»	9,5	70
«Дэн» (Den YO, Япо- ния	D PS-370	Дизель	10,5	75
331
Источники шума и процессы шумообразования. На ПКС
преобладают источники шума механического (корпус двига-
теля и компрессор), аэродинамического (выпуск и всасывание
двигателя, всасывание компрессора, вентиляторы систем охла-
ждения) и электромагнитного (при наличии электродвигателя)
происхождения. Сравнительный анализ вклада основных источ-
ников шума ПКС с дизельным двигателем показывает, что шум
корпуса (ПО дБ А) и выпуска двигателя (св. 120 дБА), а также
вентилятора (120 дБА) системы охлаждения компрессора зна-
чительно интенсивнее шума других источников.
Шум двигателей зависит от мощности и режима работы:
двигатели мощностью 73,55 кВт (100 л. с.) характеризуются
уровнем звука до 105 дБА, до 110,3 кВт (150 л. с.) — 106—
ПОдБА.
Уровень звука двигателей с жидкостным охлаждением на
2—3 дБА ниже, чем двигателей с воздушным охлаждением.
Звуковое поле двигателя формируется выпуском отработав-
ших газов, впуском воздуха, шумом вентилятора, газодинами-
ческими возмущениями при сгорании топлива в цилиндрах и
механическим^ возмущениями при соударении и трении деталей
двигателя. Причем основная доля звуковой энергии впуска
приходится на основную частоту выброса газов из цилиндров
и может достигать 120 дБ и более. При увеличении нагрузки
и скорости вращения вала двигателя шум выпуска возрастает
во всем диапазоне частот, зависит он и от диаметра и длины
выхлопной трубы. Шум впуска можно считать низкочастотным,,
уровень его ниже, чем шума выпуска.
Исследования шума ПКС и двигателей, используемых в ка-
честве привода компрессоров, которые провела фирма «Болт
Беранек энд Ньюмэн» (Bolt Beranek and Newman tnc, США),
позволяют правильно оценить различные ДВС с точки зрения
их шумности [13.5]. Очевидно, что предпочтение следует отда-
вать карбюраторным двигателям и низкооборотным дизелям
с турбонаддувом.
Акустические характеристики собственно компрессора зави-
сят от его конструкции, условий работы и от рабочей среды и
колеблются по уровню звукового давления от 75 до 115 дБ
в нормируемом диапазоне частот.
Звуковое иоле компрессора определяется шумом всасыва-
ния, шумом, излучаемым корпусом компрессора, шумом вы-
пуска и шумом системы охлаждения.
Шум всасывания обусловлен неравномерной скоростью и за-
вихрениями воздуха во всасывающих устройствах. В поршне-
вых компрессорах он отмечается в области средних и высоких
частот спектра, а в ротационных — в основном в высокочастот-
ной области. »
Спектр шума, излучаемого корпусом поршневого компрес-
сора, представлен в основном средне- и высокочастотными со-
332
ставляющими и зависит от типа и режима работы компрессора.
В корпусе ротационных компрессоров кроме механического
шума может возникать звенящий шум на собственных часто-
тах, возбужденный ротационным действием компрессора.
Шум на выпуске излучают воздухоприемники (воздухосбор-
ники, ресиверы). Он подобен шуму на впуске, хотя иногда и
усиливается клапаном в воздухопроводе между компрессором
и воздухоприемником.
Для всех типов компрессоров характерен шум, обусловлен-
ный колебаниями трубопроводов и связанных с ними деталей
в результате пульсации давления воздуха или масляно-воздуш-
ной смеси.
Роль того или иного источника шума ПКС зависит от типа
привода, компрессора и его производительности.
Основные пути снижения шума. Снижение шума ПКС —
сложная задача, включающая в себя ряд вопросов, связанных
с акустикой, тепловыми и аэродинамическими процессами, кон-
структивным и технологическим исполнением отдельных дета-
лей и узлов, рабочим процессом в компрессоре и приводном
двигателе. Эту задачу можно решать двумя путями: 1) уста-
новкой звукопоглощающих и звукоотражающих конструкций
(звукоизолирующего капота, глушителей, акустических экра-
нов и др.); 2) снижением шума непосредственно в источнике.
Анализ литературных данных показывает, что в настоящее
время нет эффективных способов снижения шума непосредст-
венно двигателя и компрессора до требуемого уровня. Эффект
от усовершенствования конструкции двигателя в целях сниже-
ния его шума пока что не превысил 5 дБ [13.6]. Поэтому наи-
более радикальной мерой является ближняя звуковиброизо-
ляция. Учитывая, что двигатель — основной источник шума
ПКС, перечисленные выше меры снижения шума двигателя
применяются и для компрессорных станций в целом.
Для снижения шума компрессоров испрльзуются различные
методы в зависимости от их типа.
Шум всасывания поршневых компрессоров может быть сни-
жен с помощью глушителей: в диапазоне частот 200—500 Гц —
с помощью кольцевых резонаторов, настраиваемых на область
наибольшей интенсивности шума, в высокочастотном диапа-
зоне— активных глушителей со звукопоглощающими" элемен-
тами, в низкочастотном — глушителей с элементами трения
в виде щелей и отверстий, представляющих параллельные ка-
налы для переменной составляющей потока.
Для глушения шума на впуске поршневых компрессоров ис-
пользуют простое и практичное устройство, представляющее со-
бой резонатор Гельмгольца с боковым ответвлением. Эффек-
тивность его велика на резонансных частотах, поэтому резона-
тор целесообразно использовать в случаях, когда на впуске
компрессора излучаются очень сильные звуки чистых тонов.
ззз
Шум на впуске ротационных компрессоров снижают глушители
активного типа, что продиктовано значительно более высокой,
чем у поршневых компрессоров, частотой звука.
Уравновесить центробежные силы и силы инерции поступа-
тельно движущихся масс' в целях снижения механического
шума поршневых компрессоров можно с помощью специального
механизма или многорядной, например оппозитной, схемы рас-
положения цилиндров. При консольном исполнении цилиндров
возникающие изгибные колебания снижаются путем устранения
резонанса. Для изменения собственной частоты увеличивают
жесткость основания консоли.
К значительному снижению шума поршневого компрессора
во всем нормируемом диапазоне частот приводит замена воз-
душного охлаждения водяным. Водяная охлаждающая рубашка
изолирует шум, генерируемый цилиндром, а также шум клапа-
нов за счет значительного увеличения массы.
Шум на выпуске из компрессоров всех типов может быть
снижен за счёт размещения воздухоприемника под звукоизоли-
рующим капотом. Можно также использовать малый воздухо-
приемник, действующий как глушитель вибрации, установив
его между клапанами компрессора и основным воздухоприем-
ником. Это уменьшит количество колебаний давления в основ-
ном воздухоприемнике и уровень излучаемого звука.
Снижение колебаний трубопроводов достигается установкой
дополнительных креплений для изменения жесткости и собст-
венных частот трубопроводов, а также дроссельной шайбы или
вентиля в точке, где колебательная скорость стоячих волн до-
стигнет максимума.
Для предотвращения передачи энергии соответствующих
звуковых частот при установке компрессора на рамные кон-
струкции ТМ необходимо предусмотреть его виброизоляцию от
рамы. С экономической точки зрения более выгодно использо-
вать звукоизолирующие капоты, по возможности зиброизолиро-
вав их от источника шума. Капот снижает не только шумы, из-
лучаемые корпусом компрессора и двигателя, а также аэроди-
намические шумы воздушных охлаждающих потоков и другие —
шумы приводнрх механизмов, колебаний коммуникаций и тру-
бопроводов и т. д.
Размещение агрегата «двигатель—компрессор» под капотом
ограничивает доступ холодного воздуха из окружающей среды.
Поэтому при глушении шума таким способом необходимо,
чтобы ^температура смазочного масла поддерживалась в опре-
деленных границах, обеспечивающих достаточную его вязкость,
а также исключалась возможность перегрева двигателя и ком-
прессора, горючего в баках и нагрева аккумуляторных батарей.
Для этого служат вентиляционные каналы, которые однако не
должны снижать эффекта шумопоглощения. С помощью пере-
городок, разворота потока и облицовки стенок каналов
334
(рис. 13.13) можно добиться требуемого эффекта шумоглуше-
ния в сочетании с нормальным тепловым балансом.
За рубежом накоплен ценный практический опыт снижения
шума ПКС (см., например, [13.5]). В качестве основных мер,
обеспечивающих снижение уровня звука на 10—15 дБА, исполь-
зуются:
размещение агрегата «двигатель—компрессор» под звуко-
изолирующим капотом из металлического листа или стекло-
пластика, облицованного звукопоглощающим материалом;
акустическая обработка стенок каналов для подвода и от-
вода охлаждающего воздуха;
установка глушителей шума выпуска на выхлопном тракте
двигателя (для ДВС);
виброизоляция агрегата «двигатель—компрессор» от рамы.
Довести эффект до уровня, превышающего 20 дБА (супер-
шумозаглушенные ПКС), можно, если (в дополнение к пере-
численным мерам:
установить шумоглушители на всасывающие фильтры дви-
гателя и компрессора, а также на предохранительный клапан;
демпфировать звукоизолирующий капот и основные излуча-
тели вибрации:
виброизолировать капот, все трубопроводы, глушитель вы-
пуска;
изготовить лопасти вентилятора из алюминия или пласт-
массы, обеспечив тщательную его балансировку;
установить глушитель выпуска под капот или увеличить зву-
коизоляцию его стенок.
Кроме того, для глушения шума ПКС их размещают в легких
звукоизолирующих палатках (эффект не превышает 4—6 дБ).
Палатки рекомендуется использовать при эксплуатации ПКС
вблизи больниц, школ, детских учреждений [13.5].
Примеры шумозаглушенных ПКС. Наименее шумные
(60 дБА на расстоянии 7 м) ПКС с поршневыми компрессорами
в настоящее время выпускает фирма «Атлас Копко АБ». Напри-
мер, двухосная ПКС с винтовым компрессором марки XAS
350Dd производительностью 21 м3/мин характеризуется уровнем
звука 75 дБА на расстоянии 7 м, что достигается установкой
звукоизолирующего капота, облицованного пенополиуретаном,
креплением дизеля и компрессора на виброизолирующих опо-
рах, установкой глушителя на выхлоп дизеля под капотом.
Фирма «Фаграм» (Fagram, Югославия) начала выпуск ПКС
общего назначения в кооперации с фирмой «Атлас Копко» по
ее технической документации и технологии. Шумозаглушенные
станции на пневмоходу с дизелями воздушного охлаждения, из-
готовленными по лицензии фирмы «Дойч Дизель» (Deutz Die-
sel, Германия), и поршневыми компрессорами марки РКР-48
или РКР-71 производительностью 4,5 и 7 м3/мин также имеют
уровень звука 75 дБА (на 7 м).
335
Фирмой" «Хидрован Компрессор» (Hydrovane Compressor
Company) выпускается компрессорная станция с электродви-
гателем. УЗ на расстоянии 1 м составляет всего 60 дБА, что
эквивалентно приглушенному шуму в гостиной [13.6]. Помимо
использования электропривода (электродвигатель излучает
всего 88 дБА на расстоянии 1 м) такой низкий уровень звука
достигнут за счет капотирования и виброизоляции. Охлаждаю-
щий воздух* всасывается и выпускается через длинные воздухо-
воды-глушители. Внутренняя поверхность капота облицована
50-мм слоем пенополиуретана. Кожух снабжен 3-мм поддоном.
Виброизоляторы с характеристиками, соответствующими основ-
ные частотам двигателя и компрессора, отделяют установку от
поддона и рамы.
Несомненный интерес представляет звукоизолирующий капот
ПКС, изображенный на рис. 13.13 (пат. 2242742 Франции). Он
состоит из трех сообщающихся камер, в которых расположены
двигатель, компрессор и холодильник. Камеры для всасывания
Рис. 13.13. Звукоизолирующий капот ПКС
и выхлопа охлаждающего и рабочего воздуха снабжены звуко-
отражающими экранами. Внутренние стенки капота и экранов
облицованы 'Звукопоглощающим материалом. Аналогичное ре-
шение предлагается в патенте 4022530 США с той лишь раз-
ницей, что компрессор и двигатель расположены в одной
камере.
Передвижной компрессор, показанный на рис. 13.14 (пат.
4022550 США), заключен в звукоизолирующий кожух. Для
обеспечения, теплообмена установки и снижения ее шума про-
странство под капотом также разделено на три отделения.
В 'первом отделении охлаждающий воздух направляется на си-
стемы охлаждения двигателя и компрессора. Вентилятор подает
охлаждающий воздух во второе отделение, в котором располо-
жены компрессор, двигатель и глушители шума на всасывании
двигателя чи нагнетании' компрессора.. Нагретый охлаждающий
336
воздух через три рядом расположенных канала выбрасывается
в атмосферу на значительной высоте по отношению к всасы-
вающим отверстиям.
Рйс. 13.14. Шумозаглушенный передвижной компрессор
Рис. • 13.15. Передвижной бес-
шумный компрессор
Передвижной бесшумный компрессор, описанный в патенте
238338 Франции,, имеет звукоизолирующий капот, снабженный
камерами всасывания и выхлопа охлаждающего воздуха, кото-
рые расположены по боковым стенкам кожуха. В воздушном
промежутке камер уеганошены
гибкие Звукопоглощающие экран- >>,
чикв в виде «ресничек». ДЛя по*1
вышения эффективности шумоглу-
шения над основными источни-
ками шума — двигателем и ком-
прессором-'-в'районе крепни вы-
полнена еще одна шумозаглушаю-
щая камера (рис. 13.15).
Патент 2420043 Франции со-
держит описание бесшумной ПКС
со съемным капотом. Воздух под
капот всасывается через проемы
в поддоне й, пройдя через боко-
вые,камеры с экранами, достигает
двигателя и компрессора. Выво-
дится он через специальный воз-
духовод, выполненный под капо-
том (рис._ 13.15);
На ПКС F50D (рис. 13.17) производительностью 4,9 мэ/мин
фирмы «Судлэйр» .(SaZ/air, США) снижение уровня звука (при
Работе под нагрузкой на расстоянии 7 м — 72 дБА, 1 м —
3 дБА) достигается с помощью:
22 Заказ Кв 50
337
звукоизолирующего капота, изготовленного из стального ли-
ста толщиной 1,6 мм и облицованного изнутри эластичным пе-
нополиуретаном (40—60 мм);
цельного поддона из стали (толщина 3 мм), прикрепленного
снизу к раме и закрывающего все агрегаты;
трех резинометаллйческих амортизаторов, на которые уста-
новлен агрегат «двигатель—компрессор»;
глушителя выхлопа двигателя трехкамерного типа с перфо-
рированными внутренними стенками и наружной обечайкой
в виде эллипса, закрепленного на крыше капота.
Рис. 13.16. Съемный звукоизолирующий капот ПКС
Анализ эффективности шумозащитных конструкций станции
F 500D показал, что снижение уровней звукового давления стен-
ками капота достигает 10—30 дБ. Глушители капота, работаю-
щие на принципе отражения и поглощения звуковой энергии,
имеют эффективность от 15 до 25 дБ на высоких частотах,
а глушитель шума выхлопа двигателя за счет многократного
изменения направления потока газов и их перетекания через
перфорированные стаканы обеспечивает снижение уровней зву-
кового давления на 15—40 дБ в широком диапазоне частот.
Гибкая подвеска жестко соединенного агрегата «двигатель—
Рис. 13.17. Схема шумоглушения ПКС F50 фирмы «Суллэйр»:
1 — капот; 2 — глушители; 3 — виброизоляторы; 4 — звукопоглощающая облицовка; 5 —
„	глушитель выпуска ДВС
338
компрессор» дает столь существенное снижение звуковой виб-
рации капота, что он применяется без вибродемпфирующих
покрытий.
В отечественном компрессоростроении выполнен комплекс
проектно-конструкторских работ по созданию малошумных
ПКС с дизельным и электрическим приводами.
Для снижения шума ПКС с электроприводом (рис. 13.18)
применен капот из стали толщиной 1 мм, облицованный слоем
звукопоглощающего материала толщиной 30 мм. Капот разде-
Рис. 13.18. Шумозаглушенная ПКС с электроприводом
лен на две камеры-1-для двигателя и для компрессора, имею-
щие автономные системы всасывания воздуха. Для предотвра-
щения нагрева всасывающий фильтр комарессора закрыт лег-
ким кожухом, одновременно выполняющим роль глушителя и
воздуховода.. Нагретый воздух выводится через выхлопное окно,
расположенное на крыше капота. Вентиляционные проемы за-
крыты акустическими экранами. Капот обеспечивает снижение
УЗ на 8 дБА, а УЗД—на 5—11 дБ в диапазоне частот 500—
8000 Гц (рис. 13.19).
Комплекс <’ шумоглушения ПКС с дизельным двигателем
(а. с. 983291 СССР) состойт из звукоизолирующего капота,
глушителя шума выпуска двигателя и виброизоляторов агре-
гата «двигатель—компрессор» (рис. 13.20). Звукоизолирующий
кожух ограждает двигатель с турбовентилятором, всасывающим
фильтром и вентилятором и холодильник, установленные на
раме. Капот имеет всасывающие и выхлопные окна-щели на
торцевых и боковых щитах. Внутри капота станции установлены
экраны, перегородки, капот двигателя. Торцевые стенки основ-
ного капота, перегородки и экраны образуют всасывающую и
выхлопную камеры. На крыше основного капота установлен ко-
22*	339
340
Рис. 13.19. Спектры шума ПКС с элек-
троприводом (1, 1') и с дизелем (2, О')-,
h 2 — серийной; Г, 2* — шумов а глушенной
Рис. 13.20. Шумозаглушенная ПКС с дизельным
двигателем
Рис. 13.21. Зависимость
стоимости ПКС от сте-
пени шумозаглушения
роб с окном, сообщающийся с полостью внутреннего капота че-
рез окно в наружном капоте. Под коробом размещен глуши-
тель выпуска отработавших газов двигателя (а. с. 705132 и
1337537 СССР), Внутренние стенки капотов, перегородок и эк-
ранов облицованы звукопоглощающим материалом. Агрегат
«двигатель — компрессор» установлен на раму через виброизо-
ляторы типа АКСС-160М. Капоты изготовлены из 1,5-мм сталь-
ного листа, в качестве звукопоглощающей облицовки выбран
эластичный трудносгораемый пенополиуретан марки ППУ-ЭТ
(толщина слоя — 40 мм). Применением комплекса шумозащиты
УЗ снижены на 16 дБА, а УЗД — на 6—17 дБ в диапазоне ча-
стот 250—8000 Гц (см. рис. 13.20).
Мероприятия по снижению шума приводят к удорожанию
ПКС и увеличению ее размеров и массы (рис. 13.21). Поэтому
зарубежные фирмы, как правило, выпускают ПКС в несколь-
ких модификациях: стандартные, с пониженным уровнем шума
(шумозаглушенные), супершумозаглушенные.
Так, фирма «Атлас Копко» производит три серии ПКС с вин-
товыми компрессорами; ’ХА — в стандартном исполнении; XAS
(silensair) — с пониженным уровнем шума (75 дБА на расстоя-
нии 7 м); XASS (super silensair) —супершумозаглушенные (не
более 70 дБА на расстоянии 7 м).
. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
13.1.	Иванов Н. И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строи-
тельных машинах.— 2-е изд., перераб. и доп.— М.: Транспорт, 1987.— 223 с.
13.2.	Алексеев И. В., Подгородный А. И. Автогрейдеры с улучшенными
виброакустическими параметрами//Строительные и дорожные машины.—
1988,—№ И.—С. 8—9.
133.	Шумовиброзащитная кабина автогрейдеров/Н. И. Иванов,
Г. М. Курцев, В. Г. Ерошенко и др.//Стррительные и дорожные ма-
шины.— 1980.— № 3.— С. 9—10.
13.4.	Гурбанов И. М., Поварков В. И., Семешин С. И. Современные
средства виброшумозащиты машинистов строительных и дорожных машин.—
М.: ЦНИИТЭСтроймаш, 1983.— 43 с.— Обзорная информация.— Вып. 1.
13.5.	Пластинин П. И. Передвижные компрессорные станции//Итоги
науки и техники. В 2 т.— Т. 1.— М.: ВИНИТИ, 1977.— 98 с.
13.6.	Quietening the Small Air Compressor//Tokyo Review.—1977,—
Vol. 21—N 4,—P. 40—46.
13.7.	Haasler B. Schallschutz und Schallschutzmassnahmen bei Kompres-
soren/ZMaschine und Werkzeung.— 1975.— N 20.— S. 56—64.
Глава 14. АКУСТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ
14.1.	ВИБРОПОГЛОЩАЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Вибропоглощающие материалы предназначены для сниже-
ния передачи колебаний элементами конструкции за счет пре-
образования колебательной энергии в тепловую, характеризуют
коэффициентом потерь т|.
341
Мастики. Для защиты от вибрации, а также от коррозии
кузовов транспортных средств используют мастики, приготов-
ляемые из битума с помощью органических растворителей
с добавками алкидных смол, наполнителей и пластификаторов.
Отечественная промышленность выпускает мастики ATM. (ТУ
6-10-1812-85), БПМ-1 (ТУ6-10-882-83),№ 579 (ТУ6-10-1268-87),
а также их аналоги (табл. 14.1).
Таблица 14.1. Технические характеристики
антикоррозионных вибропоглощающих мастик
’к Показатель	ATM	№ 579	БПМ-1
Внешний вид Цвет	; Пенетрация, 10-1 мм Термостой- кость ч Способ нане- сения	Густая однородна 290—340 При 75 ± 5 °C не должна сте- кать с поверхно- сти с углом на- клона до'45° Пневматическое распыление или нанесение шпате- лем	я масса, не содержа] включений Черный 200—300 При 110 ± 10 °C не должна вспу- чиваться/обра- зовывать пори- стую массу Пневматическое распыление после нагрева мастики до 60—80 °C	щая посторонних Не должна сте- кать с верти- кальной поверх- ности Пневматическое распыление на фосфатированную поверхность
Для уплотнения и герметизации швов, ребер жесткости
и других металлических сочленений кузова автомобилей при-
меняется морозостойкая (до —60 °C) невысыхающая мастика
51-Г-7 (ГСКЛ4 24025—80) на основе низкомолекулярного поли-
зобутилена' марки П-20, которая изготавливается в виде жгута
(табл. 14.2).
'Таблица 14.2. Технические характеристики мастики
.	невысыхающей 51-Г-7
Показатель	Норма
Внешний вид Плотность, кг/м3, не более Пенетрация, Ю-1 мм Прочность связи с металлом, при отрыве, МПа, не менее	Однородная мас- са серого цвета 1600 105 ± 25 0,020
Листовое прокладки. В мировой практике наиболее часто
применяют битумные листовые материалы, на одну сторону
которых наносится липкий или термореактивный клей. Они вы-
пускаются ‘такими фирмами, как «Бостик» (Великобритания),
«Триангелер Демпштофверке», «Файст КГ», «Терозон» (Герма-
342
ния), «Бриджистон», «Тайрику» (Япония) и др. В нашей
стране битумные прокладки с клеевым слоем (вибропоглощаю-
щие) или без него (противошумные) производят ПО «Бела-
русьрезинотехника» и «Балаковорезинотехника». Коэффициент
потерь прокладок должен быть не менее 0,05. У лучших зару-
бежных материалов он составляет 0,11—0,26, а у отечественных
(вибропоглощающих прокладок типов ПТК, ПЛК)—0,10—0,13.
Противошумные битумные прокладки (ТУ 38.105-924—84)
предназначены для звукоизоляции салона (кабины) и снижения
вибрации кузова автомобилей, эксплуатируемых при темпера-
туре окружающего воздуха от —40 до 4-45 °C. Они представ-
ляют собой каландрированный материал определенной толщины
и конфигурации. Прокладки могут быть армированы полиэти-
леновой пленкой или полиэтиленбумагой (табл. 14.3 и 14.4).
Вибропоглощающие битумные прокладки (ТУ 38.105-1540—
85) обладают лучшими вибродемпфирующими свойствами, чем
противошумные, и имеют клеевой (термореактивный или липкий)
монтажный слой, что упрощает их установку (табл. 14.5 и 14.6).
Конструкционные материалы типа «сандвич». Такие мате-
риалы, наружные слои которых выполнены из металла, пласт-
массы, стеклопластика или фанеры, а внутренние — из вибро-
поглощающего материала, применяют для изготовления дета-
лей ТМ.
Так, для снижения вибраций шведская фирма «Антифон»
разработала материал «Антифон МРМ», состоящий из двух
стальных листов со слоем пластика между ними. Он исполь-
зуется для изготовления панелей кузова, пола кабины или
перегородок, поддонов (в частности, на автомобилях «Вольво»),
В шумовибропоглощающем листовом материале японской
фирмы «Ниппон Кокан» между двумя стальными листами
находится слой модифицированного высокоэластичного пено-
полиолефина. Из этого материала изготавливают масляные
поддоны двигателей, крышки клапанных механизмов, крышки
распределительных шестерен, причем УЗ двигателя умень-
шается на 2—3 дБА.
Фирма «Ильзо-Верке» (Германия) выпускает многослойные
плиты для покрытия днища и стенок двигательного отсека.
Между фанерными пластинами, снаружи оклеенными пласти-
ком, находится высокоэластичный наполнитель. Материал
обеспечивает высокую эффективность шумоглушения на часто-
тах 100—2500 Гц [14.1].
Западногерманской фирмой «Веренигте Алюминиум Верке»
разработан материал для изоляции выпускных трубопроводов
и других деталей, размещаемых под капотом автомобиля.
Материал состоит из листов алюминия (толщиной 0,15—0,5 мм)
и заключенного между ними слоя минеральных компонентов,
не содержащих асбеста. Детали изготавливаются вырубкой,
штамповкой, резкой, края завальцовываются.
343
Таблица 14.3. Типы противошумных битумных прокладок
ч Тип в	Обозначение 1	Температура 1 размягчения, °C	1	| Изолируемые поверхности
Без армирующих покрытий ;	N/110 N/130 N/140	100—120 120—130 130—140	Относительно ровные пане- ли горизонтальные или с небольшим углом наклона (пол)
Армированные бумагой	NR/U0 NR/130 NR/140	100—200 120—130 145—135	Поверхности кузова, состоя- щие из наклонных, гори- зонтальных и вертикальных участков (кожух пола над коробкой передач)
Армированные полиэтиленбуца- гои	NR/180	170—180	Вертикальные или с боль- шим углом наклона (про- кладка приплавляется в го- ризонтальном положении)
Армированные бумагой свари- ваемые Ч •	NS/180	170—180	Перед окраской кузова прокладка размещается между штамповкой или ме- таллическими листами, соединяемыми точечной сваркой
Таблица *14.4. Физико-механические и акустические характеристики
противошумных битумных прокладок
Показатель	Норма
Масса 1 м2 (в пересчете на толщину 1 мм), кг, не более Прочность связи с металлом Растекание (для типа N) Слипаемость (для всех типов) Пластичность при изгибе » • Коэффициент потерь на стальной по- лосе толщиной 0,8 мм при частоте 200 Гц, не менее: для всех типов, кроме MR, при толщине 1,8—2,2 мм для MR при толщине, мм: 1,2—1,6 '1,6—2,0 2,0—2,2 ч	2,0 Не допускается отслаивание прокла- док от металлической подложки Равномерное по поверхности сталь- ной панели Прокладки должны легко отделяться друг от друга Не допускаются трещины и разрывы 0,03 0,03 0,04 0,05
344
Таблица 14.5. Типы вибродемпфирующих битумных прокладок
;	Тип	Обозна- чение	Термо- стойкость, •с	Изолируемые по- верхности	Примечания
С термореак- тивным клее- вым слоем	ПТК-140	140 + 3	Относительно ровные горизон- тальные или с уг- лом наклона не более 55°	—
С липким кле- евым слоем, защищенным бумагой с си- ликоновым покрытием	ПЛК-190 ПЛК-140	190 + 5 140 + 3	Вертикальные или с угломг на- клона более 55°, за исключением потолка Везде за исклю- чением покрытий	Монтируется на су- хих обезжиренных или протертых на- сухо необезжирен- ных поверхностях после удаления бу- маги и подогрева (до 55 °C) или на- плавляется при тем- пературе 145 °C Монтируется на за- грунтованных по- верхностях
Таблица 14.6. Физико-механические и акустические характеристики
вибродемпфирующих битумных прокладок
Показатель	ПТК-140	ПЛК-140	ПЛК-190
Масса 1 м2 в пере- счете на толщину 1 ми, кг, не более Глубина тиснения, мм Пластичность при изгибе Прочность связи с металлом, Н/м, не менее Растекание по под- ложке Термостойкость	2 0,05—0,20 Не допускает на оправка 25 Равномерное При 140 ±3 °C и угле наклона 55 + + 0,5° допускается смещение вниз от контрольной черты не более чем на 3 мм	2 0,05—0,20 ся появление х диаметром 25 250/300 ♦	2 0,05—0,20 ! трещин (мм): 30 250/300* При 190 ±5 °C на вертикальной поверхности не должно быть пузырей
345
Продолжение табл. 14.6
Показатель *	ПТК-140	ПЛК-140	ПЛК-190
Слипаемость ч Коэффициент потерь на частотах 200 ± ±5 Гц, не менее Морозостойкость при ударных нагрузках, %, не менее • Первая категория	Прокладки должны свободно отделяться друг от друга без пе- рехода. антиадгези- онного состава на клеевой слой 0,10/0,11* 80/85* /высшая категория.	0,10/0,11 * 80/85*	0,12/0,13* 80/85*
СССР ведутся разработки «сандвич-панелей». Так, пред-
ложена конструкция из стальных листов с промежуточным
слоем, включающим эпоксидную смолу, полиэтиленполиамид,
дибутил фта л йт, зернистый графит (а. с. 1136953 СССР).
Вибропоглощающие материалы должны применяться в ком-
плекте со звукопоглощающими и звукоизолирующими.
14.2.	ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
В качестве звукопоглощающих применяют объемные волок-
нистые или вспененные полимерные материалы. Пористая
структура и, как следствие, большая удельная поверхность
способствуют’ активному преобразованию энергии звуковых
колебаний, в тепловую вследствие потерь на трение.
Эффективность звукопоглощающих материалов оценивается
коэффициентом звукопоглощения а — отношением количества
поглощенной энергии звуковых волн к общему количеству
падающей на материал энергии.
Вследствие высокой пористости волокнистые и вспененные
материалы имеют низкий коэффициент теплопроводности
и могут одновременно служить для теплоизоляции. Особен-
ностью пористых звукопоглощающих материалов является
малая звукопоглощающая способность на низких частотах
и хЪрошее звукопоглощение на высоких частотах. Поэтому
при необходимости поглощения звука во всем диапазоне частот
следует либо* увеличить толщину материалов, либо предусмот-
реть воздушный зазор между материалом и стеной [14.2].
Поверхность пористых материалов без ущерба для звуко-
поглощения может быть покрыта металлической сеткой, тканью,
346
обладающей хорошей воздухопроницаемостью, тонкими (до
0,03 мм) пленками или перфорированными листами (коэффи-
циент перфорации более 20).
Так, материал «Антифон SA» (фирма «Антифон», Швеция)
представляет собой спрессованный войлок толщиной 7—14 мм
из измельченного вторичного сырья с тиснением на одной сто-
роне. Материал устанавливается с воздушным зазором. Он
сохраняет свои качества при температурах от —40 до -|-120 °C
и рекомендуется для звукоизоляции моторного отсека авто-
бусов.
Волокнистые материалы. Эти материалы обладают более
высоким звукопоглощением, чем полимерные пористые, кроме
того, они могут быть изготовлены из отходов текстильной про-
мышленности по экологически чистой технологии.
В автомобилестроении широко используются нетканые ма-
териалы, многообразие которых открывает большие возмож-
ности для оптимального и выгодного их использования.
Если в 1970-е гг. при изготовлении одного автомобиля,
по зарубежным данным, использовали 1 м2 нетканых материа-
лов, то в настоящее время их потребление возросло до 8 м2 и
больше {14.3].
Один из наиболее распространенных методов получения
нетканых объемных материалов — иглопробивной, преимущест-
вами которого являются широкая сырьевая база (в одном
процессе могут использоваться как натуральные, так и синте-
тические волокна любой длины, нити, лоскут) и доступность
оборудования. Практически любое предприятие, производящее
химические волокна, нити, или текстильная фабрика могут
организовать производство иглопробивных нетканых мате-
риалов.
Разработка теплошумозащитных материалов из вторичного
сырья позволяет решить две важные проблемы — полностью
утилизировать отходы производства и создать качественные
и дешевые материалы, не уступающие аналогам из натураль-
ного СЫРЬЯ. £
Синтетические волокна по ряду свойств являются предпо-
чтительными для применения на ТМ: они обладают устойчи-
востью к гниению и воздействию грибка, менее гигроскопичны,
не огнеопасны.
Для изготовления иглопробивных материалов используются
полиамидные, полиэфирные поливинилхлоридные, полипропиле-
новые волокна. При выборе синтетического сырья необходимо
учитывать свойства волокон. Так, полиамидные волокна стойки
к многократным деформациям, истиранию, обладают большой
прочностью, стойкостью к старению. Поливинилхлоридные
волокна трудногорючи, грибоустойчивы, а также устойчивы
к атмосферным воздействиям. Нетканые материалы из ПВХ-
волокон имеют низкую теплопроводность (в 1,1 раз ниже, чем
347
у шерсти, в 4,7 раз ниже, чем у хлопка), хорошие акустиче-
ские показатели, однако их использование ограничено низкой
термостойкостью (до +70°C). Введение в смеси восстановлен-
ной шерсти улучшает теплоизоляционные и акустические
свойства материалов. Однако следует помнить, что жировые
вещества, находящиеся. на поверхности шерсти, способствуют
развитию грибков. Негрибоустойчивы и другие натуральные
волокна (лен, хлопок). Это необходимо учитывать при опреде-
лении процентного соотношения различных волокон в нетканом
материале. Варьируя химический состав смеси, содержание
различных волокон, изменяя параметры технологического рег-
ламента, можно получить нетканый иглопробивной материал
с заранее заданными свойствами.
Исходным- сырьем для производства материала ТИМС
[14.4] (ТУ 61 БСС 51—82) послужили отходы лавсана (30%),
капрона (30%) и нитрона (40%). Производство материала
было организовано на Гомельском комбинате нетканых мате-
риалов. Аналогичный по свойствам материал «Проксинт» вы-
рабатывается из смеси отходов синтетических волокон (50%)
с восстановленной шерстью (50 %). Выпускается три вида
материала с различной поверхностной плотностью. Полотно
«Тракин» изготавливается из смеси восстановленной шерсти
(ГОСТ 10376—77), отходов синтетических и вискозных волокон
(ТУ 6-06-457—79) в однослойном (тип А), трехслойном (тип Б)
и однослойном с латексной пропиткой (тип В) исполнениях.
Материалы «Проксинт» и «Тракин» выпускаются Киевской
фабрикой нетканых материалов. По физико-механическим
и акустическим показателям материалы должны соответство-
вать требованиям, указанным в табл. 14.7.
Значительный интерес представляет применение полиамид-
ных волокон (табл. 14.8), обладающих большой прочностью,
стойкостью к старению, к действию плесени, органических
растворителей, к многократным деформациям, истиранию,
не разрушаемых молью и термитами. Большое количество от-
ходов полиамидных волокон образуется на предприятиях хими-
ческой промышленности-, в частности на ПО «Химволокно»
(г. Щекино). Для изготовления нетканых материалов из поли-
амидных волокон типа МИТ применили смесь из отходов поли-
амидных нитей (88 %) и штапельного капронового волокна
(12%). Увеличение плотности и глубины прокалывания повы-
шает поверхностную плотность полотна, что приводит к сниже-
нию его воздухопроницаемости, а это в свою'очередь, сказыва-
ется на теплопроводности и звукопоглощении [14.5]. Из поли-
амидных волокон можно получить иглопробивное полотно
с высокими прочностными свойствами.
Нетканые материалы из полиэфирного волокна обладают
лучшей устойчивостью к нагреванию и ультрафиолетовому
излучению по сравнению с другими неткаными материалами.
348
Таблица 14.7. Физико-механические и акустические характеристики
волокнистых звукопоглощающих материалов
Показатель	Типа ТИМС	.Прок- синт-800"	.Проя- снит-1000*	.Прок- синт-1200*	•Тракнн'		
					тип А	тип Б	тип В
Поверхностная плот- ность, г/м2	800+50	800+80	1000+ ±100	1200+ + 120	400+50	1000± ±100	1000± + 100
Толщина, мм	5+0,5	4±0,5	7+1,0	8+1,0	5+1,0	10+2	10+2
Разрывная нагрузка, Н, не менее, в про- дольном направле- нии	78,4	98	196	196	10	70	50
Г рибоустойчйвость, баллов, не более	3	2	2	2	—	3	2
Коэффициент тепло- проводности, Вт/м-К, не более	0,047	0,047	0,047	0,047	0,059	0,059	*0,059
Огнеопасность (ско- рость горения), мм/мин, не более Коэффициент звуко- поглощения, %, на частотах, Гц:	100	100	100	100	100	100	100
250	7	9	9	13,5	—	8	9
500	15	13,5	13,5	13,5	—	15	14
1000	22	16	18	22,5	—	22	21
2000	78	30,5	32,5	36	—	43	38
4000	50	50	50	54	—	70	53
6000	70	58,5	63	67,5	—	75	67
Таблица 14.8. Физико-механические и акустические
показатели материала типа МИТ из полиамидных волокон
Показатель	Норма
Поверхностная плотность, г/м2 Толщина, мм Разрывная нагрузка, И, не менее, по длине Грибоустойчивость, баллов, не более Коэффициент теплопроводности, Вт/м<К, не бо- лее Скорость горения, мм/мин, не более Коэффициент звукопоглощения, %, на частотах, Гц:	900 ± 10 9,5±0,5 245 2 0,05 100
250	. , 500 iobo 2000 4000 6000	10 15 18 35 50 65
349
Добавление этих волокон в смеси способствует увеличению
формоустойчивости готового материала. Из смеси отходов
полиакрилонитрильных (ПАН) волокон и полиэфирной (ПЭФ)
пряжи в соотношении 1:1 получают прокладочный звукопогло-
щающий материал для подкапотного пространства автомоби-
лей ГАЗ, эта* же смесь служит основой для производства
винилискожи-НТ теплозвукоизоляционной (табл. 14.9).
Таблица 14.9. Физико-механические и акустические характеристики
нетканых материалов из отходов ПАН- и ПЭФ-волокон
Показатель	Иглопробивной ма- териал для подка- потного пространст- ва	Основа теплозвуко- изоляцнонная для винилискожи
Поверхностная плотность, г/м2	450 + 50	600 ± 80
Толщина, ми	3,5	4,5
Разрывная нагрузка, Н, не менее,	190	190
по длине Грибоустойчивость, баллов, не более	3	3
Коэффициент теплопроводности,	0,047	0,047
Вт/м-К, не более Огнеопасность ^скорость горения), мм/мин, не более Кооэффициент звукопоглощения, %, на частотах, Гц:	100	100
250	9	10
500	13	15 .
1000	18	18
2000	33	35
4000	50	55
6000	60	—
Опыт создания нетканых теплошумозащитных полотен
из вторичных ресурсов показал возможность создания широ-
кого ассортимента материалов с различными свойствами.
Однако первичное синтетическое сырье также может приме-
няться благодаря его доступности и низкой стоимости. Из про-
изводимых волокон наиболее дешевы поливинилхлоридные,
к тому же объемы их выпуска позволяют получать большое
количество нртканых материалов. По сравнению с другими
химическими волокнами поливинилхлоридное волокно обладает
минимальной теплопроводностью, высокими электроизоляцион-
ными свойствами, устойчивостью к сминанию, оно плохо горит,
устойчиво к 'действию света и атмосферных факторов, не по-
вреждается плесенью, грибками,» бактериями и насекомыми,
стойко к действию концентрированных растворов кислот, щело-
чей, окислителей, восстановителей, набухает в органических
350 к
растворителях (ацетоне, хлороформе, бензоле и др.). К недо-
статкам ПВХ-волокон относится низкая термостойкость
(волокно склонно к усадке при 70—75°C).
Полотно иглопробивное прокладочное «Автозип» (ТУ 17-14-
222—84), используемое для теплозвукоизоляции крыши, изго-
товляется из ПВХ-волокон линейной плотности 0,33 текс
(ТУ 6-06-02-9—82) или 2 текс (ТУ С-06-СШ—83) длиной 65 мм.
Характеризуется значительными толщиной и объемом, высоким
коэффициейтом поглощения (табл. 14.10).
Таблица 14.10. Физико-механические и акустические характеристики
нетканых материалов из ПВХ-волокон .
Показатель	»Автозап*	.Ковур*	Основа под битумное покрытие
Поверхностная плотность, г/м2	950 ± 50	950 ±50	950 + 50
Толщина, мм, не) менее Разрывная нагрузка, Н, не менее:	11,5	8	8 + 1
в продольном направлении	230	490	10
> поперечном	>	350	490	100
Огнеопасность (скорость горе- ния), мм/мин, не более	100	100	100
Грибоустойчивость, баллов, не более	2	2	2
Коэффициент теплопроводно- сти, Вт/м-К, не болеет Коэффициент звукопоглоще- ния, %, на частотах, Гц, не менее:	0,047	0,047	0,047
250	0,20	0,16	0,15
500	0,28	0,20	0,18
1000	0,38	0,25	0,30
2000	0,45	0,30	0,40
4000	0,55	0,45	0,60
6000 Температура эксплуатации, °C	0,55	0,65 —60... ±70	0,70
Полотно иглопробивное прокладочное «Ковур» (ТУ 17-14-
272—86) для теплозвукоизоляции (прокладки коврика) пола
грузовых автомобилей производится из ПВХ-волокон линейной
плотности 2 текс длиной 65 мм.
Разработано в целях замены дефицитных материалов —
грубошерстного войлока, хлопка III—IV сортов. Обладает
повышенной (до 490 Н) прочностью. Его применение позволило
снизить массу прокладок ковриков пола в 1,5—2 раза [14.6]
и улучшить звукопоглощение.
Для полотна-основы под битумное покрытие пола автомо-
билей [ТУ 17-14-224—84 (изв. № 1)] используются ПВХ-
волокна линейной плотностью 0,33 текс или 2 текс длиной
361
65 мм. Допускается добавление от 30 до 50 % волокна, восста-
новленного ид путанки искусственных и синтетических нитей
и из трикотажных обрезков.
Объемные нетканые' ' материалы широко используются
не только в качестве звукопоглощающих прокладок, но и в ка-
честве основы для изготовления многослойных материалов
с битумным или поливинилхлоридным покрытием. Однако
такие материалы не могут формироваться и применяются для
изготовления плоских деталей или несложной конструкции.
Высокой^ термостойкостью обладают теплозвукоизоляцион-
ные маты из стеклянных или базальтовых волокон марок
АТИМСС, БЗМ, СМ, которые характеризуются небольшой
поверхностной плотностью и значительным звукопоглощением
и изготавливаются по клеевой или прошивной технологии.
Материал АТИМСС (ТУ 17 РСФСР 46-9734—85) изготав-
ливается из стеклянных однонаправленных волокон методом
проклейки бакелитовым лаком. Материал обеспечивает теплО-
и звукоизоляцию в интервале температур от —50 до 4-150 °C.
Стеклянные теплозвукоизоляционные маты марки СМ
вырабатываются из мягких отходов производства стеклянного
волокна различного химического состава и на различных замас-
ливателях (допускается использовать до 10 % отходов стекло-
тканей). Маты СМ покрыты с двух сторон стеклотканью
и простеганы ровингом из стеклянных комплексных нитей или
стеклянными Кручеными комплексными нитями.
Базальтовые маты БЗМ из холстов супертонких стеклян-
ных штапельных волокон горных пород, облицованных акусти-
чески прозрачной оболочкой — стеклянной или кремнеземной
тканью, применяются в качестве звукопоглощающего наполни-
теля в конструкциях звукопоглощающих устройств, работаю-
щих в интервале температур от —50 до 4-450 °C. При толщине
мата 50 мм коэффициент звукопоглощения составляет от 10
до 80 %•
Вспененные материалы. Перспективно применение вспенен-
ных материалов — эластичного пенополиуретана и отделочных
звукопоглощающих материалов на его основе с поливинил-
хлоридным покрытием, причем перфорация покрытия улучшает
звукопоглощение.
Пенополиуретан эластичный на основе полиэфира П-22001
[ОСТ 6-05-407—75 (изв. № 1—8)] представляет собой эластич-
ную пластину с преобладанием открытоячеистой структуры.
Его цолучают при взаимодействии полиэфира П-2200 с толу-
ипендиизоцианатом в присутствии катализатора, эмульгатора
и специальной добавки.
Пенополиуретан эластичный сохраняет свойства в интервале
температур от —15 до 4-100 °C, стоек к действию бензина
и смазочных, масел, удовлетворительно стоек к действию
грибков, малогигроскопичен.
352
Используется в качестве звуко- и теплоизоляционного
набивочного и настилочного материала, а также для производ-
ства дублированных материалов.
14.3.	КОМБИНИРОВАННЫЕ МАТЕРИАЛЫ
При разработке комплексов шумозащиты ТМ, в частности
автомобилей, все больший упор делается на применение много-
слойных конструкций, выполняющих как механические, так
и акустические функции.
Многослойные материалы с волокнистой или вспененной
(пенополиуретан, пенополиэтилен) основой применяются для
звукоизоляции пола, потолка, дверей, облицовки кабины.
Наиболее перспективны формованные многослойные детали
звукоизоляции вследствие относительной простоты технологии
изготовления и снижения затрат на монтаж. Следует отметить,
что за рубежом многослойные формованные шумозащитные
прокладки практически полностью вытеснили плоские одно-
слойные. Для пола кабины и панели, отделяющей мотоотсек
от рабочего места водителя, применяют в основном материалы,
включающие слои битумосодержащего и звукопоглощающего
пористого материалов. Такова композиция фирмы «Келлер»
(Италия) из битумного слоя клееного нетканого материала
из текстильных, в основном хлопковых, отходов.
Аналогичный отечественный материал, состоящий из битум-
ного и волокнистого слоев (а. с. 794658 СССР), выпускается
на основе хлопковых, поливинилхлоридных волокон или смеси
отходов синтетических волокон. Слоистые панели из синтетиче-
ских волокон отличаются повышенным вибродемпфированием
(до 150 дБ/c против ПО дБ/c у панелей с хлопковой основой),
биостойкостью, прочностью.
Панели слоистые шумопоглощающие [ТУ 38.105674—80
(изв. № 5)] выпускаются ПО «Беларусьрезинотехника» и «Ба-
лаковорезинотехника» (табл. 14.11).
За рубежом применяют цельноформованные детали тепло-
звукоизоляции пола, для изготовления которых необходимы
формирующиеся основы под битумное покрытие. Для этих
целей широко применяются объемные нетканые материалы
типа «Порозо», представляющие собой волокнистый холст,
сформированный механическим или аэродинамическим способом
из хлопка и скрепленный фенольными смолами. Такие мате-
риалы выпускает фирма «Келлер» (Италия). (Они могут также
применяться самостоятельно.) Аналогичные материалы пред-
лагаются американскими (пат. 447992 США), японскими
и немецкими фирмами.
В последние годы в СССР освоено производство цельнофор-
мованных слоистых панелей (ТУ 38.1051619—87) для звукоизо-
23 Заказ № 50
353
ляции пола (табл. 14.12). Их изготавливают из нетканого
полотна типа «Порозо» с битумным покрытием на ПО «Бала-
коворезинотехника». Панели сохраняют свои акустические
свойства при-температурах от —45 до +120 °C.
Таблица 14.11. Физико-механические и акустические характеристики
слоистых панелей
Показатель ч	Панели с основой		
	из хлопка (тип — ТУ ФИАТ— ВАЗ)	из ПВХ-воло- кон (тип 2 — ТУ 17-14- -229-84)	.Проксинт- -1200* (тип 3— ТУ 65-178- -52—85)
Толщина, мм, не менее Огнеопасность (скорость горе-	8	8	8
	100	100	100
ния), мм/мин, не более			
Грибоустойчивость, баллов,	2	2	2
не более			
Пластичность при изгибе	Не допускается появление в		
	битумном слое трещин и разрывов шириной более 4 мм		
Звукоизоляция, дБ, на часто- тах, Гц, не менее: 500			
	6	1	2
1000	22	12	8
1250	23	14	10
1600	25	20	13
2000	30	20	16
2500	31	23	18
3150	33	29	20
4000	35	27	21
5000	38	28	27
6300	40	34	32
Вибродемпфирование, дБ/с	ПО	130	140
Недостатком подобных материалов является применение
в качестве ^полимерного. связующего порошкообразной феноль-
ной смолы, при формовании которой выделяются продукты
высокой токсичности. Поэтому представляет интерес использо-
вание в качестве связующего низкоплавких волокон или порош-
ков. Так, в- Чехословакии разработан материал «Изокар»
из смеси отходов синтетических волокон и низкоплавкой поли-
пропиленовых волокон. При переработке -такого материала
не выделяются вредные вещества.
Основой для изготовления многослойных материалов
может быть и радиационно-сшитый пенополиэтилен, который
отличается низкой гигроскопичностью, хорошими теплоизоля-
ционными свойствами, стойкостью к воздействиям агрессивных
сред. Он нетоксичен, хорошо формуется может дублироваться
с тканью, пленочными покрытиями и битумным покрытием.
354
Пенополиэтилен может применяться в тех случаях, когда тре-
буется снизить массу детали или необходимо пониженное водо-
поглощение при эксплуатации.
Таблица 14.12. Физико-механические и акустические характеристики
слоистых цельноформованных звукоизоляционных панелей
Показатель	Норма
Морозостойкость Слипаемость Огнестойкость (скорость горения), с, «е более Биостойкость Звукоизоляция, дБ, на частотах, Гц, не менее: 400 500 630 8000 1250 1600 2000 2500 3150 4000 5000 6300	Ударные нагрузки прн — 45 °C не должны вызывать появления види- мых трещин Образцы должны свободно отде- ляться друг от друга. Расслоение не допускается 15 Не допускается появление плесени и запаха гниения 5 . 6 10 16 18 22 30 29 *20 35 40 48
В СССР выпускаются пенополиэтиленовые листы марок
ППЭ-Р и ППЭ-РЛ [ТУ 6-05-221—87 (изв. Na 1)J. Пенополи-
этиленовые листы марки ППЭ-Р получают путем смешения
предварительно измельченного полиэтилена высокого давления
с порообразователем и другими добавками, формования
с помощью экструдера, облучения и вспенивания в термокамере.
Нагревая листы марки ППЭ-Р и соединяя их между собой под
давлением, получают листы ППЭ-РЛ (табл. 14.13—14.15).
За рубежом пенополиэтилен широко используют в качестве
облицовочного и звукопоглощающего материала. Японская
фирма «Сэкисуи» разработала процесс изготовления полиэти-
лена марки «Софтлон» с кратностью вспенивания 5—50,
который имеет удовлетворительные акустические свойства
(пат. 447992 США).
Звукоизолирующее^ .покрытие для днища автомобиля может
быть изготовлено из даух слоев пенополиэтилена закрытоячеи-
стой структуры с различной объемной плотностью с невспенен-
23*
365
ной полимерной пленкой, выполненной из сополимера
этилена и винилацетата или битумосодержащего термопласта
(а. с. 816394 СССР).
Таблица 14.13. Пенополиэтиленовые листы,
выпускаемые отечественной промышленностью
Марка	Толщина, мм	Ширина, мм	Длина, м	Марка	Толщина, мм	Ширина, мм	Длина, м
ППЭ-Р 0502 ППЭ-Р 0503 ППЭ-Р 1002 ППЭ-Р 1003 ППЭ-Р 1502 ППЭ-Р 1503 ППЭ-Р 1504 ППЭ-Р 2002 ППЭ-Р 2003 ППЭ-Р 2004 ППЭ-Р 3002 ППЭ-Р 3003 ППЭ-Р 3004	2 3 2 3 „ 2 3 4 2 3 4 2 3 4	550—800 700—1000 800—1300 900—1300 950—1400 1100—1500	200	ППЭ-РЛ 1506 ППЭ-РЛ 1508 ППЭ-РЛ 1510 ППЭ-РЛ 1512 ППЭ-РЛ 2006 ППЭ-РЛ 2006 ППЭ-РЛ 2010 ППЭ-РЛ 2012 ППЭ-РЛ 3006 ППЭ-РЛ 3008 ППЭ-РЛ ЗОЮ ППЭ-РЛ 3012	6 8 10 12 6 8 10 12 6 8 10 12	800—1200 850—1300 800—1200 850—1300 1000—1400	100
Существенный вклад в уровень внутреннего шума вносит
обивка крыши автомобиля. В общем случае она состоит из кар-
касного, звукопоглощающего и декоративного слоев. Звукопо-
глощение обивки может значительно улучшить воздушная про-
слойка между обивкой и металлом крыши. При необходимости
этот промежуток может быть заполнен вибропоглощающим
материалом.
Таблица 14.14. Физико-механические характеристики
пенополиэтилена радиационно-сшитого
Показатель	Кратность вспенивания				
	5	10	15	20	30
Кажущаяся плотность, кг/м3 Разрушающее напряже- ние при растяжении, МПа, не менее’ в продольном направ- лении в поперечном, направ- лении	* Теплопроводность, Вт/мК Г рибоустойчивость, баллов, не более	20011° 1,90 1,30 2	юоЩ 0,95 0,74 0,036- 2	66±}£ 0,65 0,47 —0,037 2	'5ОЦо 0,53 0,36 2	33±| 0,53 0,27 0,034—0,035 2
356
Так, возможна комбинация: несущий слой — пропитанный
картон или крафт-бумага с сотовой структурой (ячейки ориен-
тированы поперек основных поверхностей), звукопоглощающий
слой — нетканое полотно, пропитаное смолой, облицовочный
слой — пористая ПВХ-пленка или текстильный материал
(пат. 447992 США).
Облицовочные панели крыши могут быть изготовлены
из стекловолокнистого мата и покрыты слоем жесткого пено-
полиуретана. Подложку из сополи-
меров этилена, пропилена и стиро-
лата оклеивают с двух сторон плен-
кой («сандвич») и с одной — деко-
ративным материалом (пленочным
или тканевым покрытием).
Для легковых автомобилей ВАЗ-
2108 девятой модели применяются
цельноформованные обивки крыши
(табл. 14.16). Подложку из стекло-
холста, ламинированного полиэтиле-
ном, нагревают в течение 3—5 мин
в пресс-форме при 180—205 °C, а за-
Та блица 14.15.
Коэффициент звукопоглощения
ППЭ-РЛ
Частота, Гц	ППЭ-РЛ ЗОЮ	ППЭ-РЛ 3016
250	0,07	0,09
500	0,15	0,17
1000	0,24	0,27
2000	0,38	0,43
4000	0,50	0,54
6000	0,60	0,68
тем поливают композицией, обра-
зующей жесткий пенополиуретан,
который пригоден для термоформования. Разогретую плиту-по-
луфабрикат толщиной 17,8—20,2 мм (средняя плотность 75—
81 кг/м3) облицовывают затем ПВХ-пленкой с помощью двух-
компонентного полиуретанового клея.
Таблица 14.16. Характеристики обивки крыши автомобиля ВАЗ-2106
(ТУ 6-06-1995—85 (иэв. № 1)]
Показатель	Норма
Прочность сцепления декоративного материала с каркасом обивки, Н, не менее Усадка, %, не более Светостойкость Огнеопасность (скорость горения), мм/мин, не бо- лее Примечаие. Устойчивость к воздеЯспшам т по контрольным образцам.	2,45 0,5 Не допускается измене- ние цвета 100 сада н влаги оценивают
Для снижения шума внутри моторного отсека (дизельного
отделения) требуются материалы с хорошей звукоизолирующей
и звукопоглощающей способностью (особенно на частотах
около 1000 Гц), масло- и водостойкие, легко очищаемые. Этим
357
требованиям отвечает, например, предложенный в заявке
03408411 ФРГ самоклеящийся звукоизолирующий материал,
состоящий из теплоизолятора (металлической фольги толщиной
до 0,5 мм), звукопоглощающего вязкоэластичного слоя пласт-
массы, слоя пенопласта (толщиной до 10 мм), клея и съемной
разделительной пленки.
' Еще один вариант теплозвукоизолирующего многослойного
материала для ТМ с фольгой или металлизированной пленкой
описан в заявке 58-49182 Японии. Термопластичную пленку
покрывают слоем алюминия (напылением в вакууме), а затем
слоем низкоплавкого термопласта, после чего накладывают
из стекловолокна, содержащий неотвержденное связующее,
и формуют заготовку при нагревании.
В другом варианте (заявка 59-38893 Японии) на лист, со-
держащий термопластичную смолу или каучук с наполнителем,
наслаивают высокообъемный нетканый материал, включающий
связующее (гермореактивную и термопластичную смолу),
затем термопластичную пленку (температура размягчения
130 °C) и металлическую фольгу. Заготовку формуют горячим
способом.
В Чехословакии разработан слоистый материал «Изомат»,
который состоит из слоя пенополиуретана, защищенного с двух
сторон стекловолокнистым полотном, алюминиевой фольги
и монтажного клеевого слоя. Этот материал имеет хорошие
акустические характеристики и может эксплуатироваться в диа-
пазоне температур от —40 до 4-100 °C.
Следует учитывать, что использованию стекловолокна
в слоистых материалах препятствует вредность производства.
В связи с этим представляет интерес разработка фирмы
«Антифон» (Швеция) — многослойные системы «Антифон
LDASE» и «Антифон LASE», состоящие из звукопоглощающего
огнестойкого пенопласта, защитного покрытия (алюминизиро-
ванной полиэфирной пленки) и слоя клея, покрытого антиадге-
зионцрй бумагой. В состав материала «Антифон LDASE»
входит также промежуточный вибродемпфирующий слой.
В СССР ''разработан (а. с. 1481063 СССР) слоистый мате-
риал «Фольгин», состоящий из нетканого материала (иглопро-
.бивное полотно из отходов синтетических волокон или комбини-
рованный материал, включающий промежуточный эластичный
слой), соедине'нного с алюминиевой фольгой (табл. 14.17).
Комбинированные материалы находят применение для
облицовки кабин ТМ.. Как правило, это нетканые основы или
основы из эластичного рулонного пенополиуретана с ПВХ-
покрытием.
Так, для внутренней отделки ТМ, а также для изготовления
утеплительных чехлов капота и облицовки радиатора авто-
мобилей, эксплуатирующихся в различных климатических зонах
(кроме райбнов Крайнего Севера), используется винилискожа-
358
Таблица 14.17. Физико-механические и акустические характеристики
материала «Фольгин> (ТУ 88 БССР 121—86)
Показатель	Норма
Поверхностная плотность, г/м2 Толщина, мм Разрушающее напряжение при отслаивании фольги алюми- ниевой от полотна, Н/м, не менее Разрывная нагрузка, Н, не менее в обоих направлениях Коэффициент теплопроводности, Вт/м-К, не более Огнеопасность (скорость горения), мм/мин, не‘ более Грибоустойчивость, баллов, не более Звукоизоляция в диапазоне частот 500—4000 Гц, дБ Вибродемпфирование, дБ/c, не менее , Коэффициент звукопоглощения на частотах, Гц: 250 500 1000 2000 4000 6000	1500 + 150 8—10 60 100 0,052 100 3 12—25 100 0,10 0,20 0,35 0,45 0,60 0,70
Таблица 14.18. Физико-механические и акустические характеристики
винилискожи-HTi теплошумоизоляционной
Показатель	Вид 1	Вид 2	Вид 3	Морозостой- кая
Поверхностная плот» ность, г/м2	800	1000	600	—
Масса 1 м2, г Разрывная нагрузка, Н, не менее:	1450+150	1650+150	1200+150	1200+150
в продольном на- правлении	280	320	280	320
в поперечном направ- лении	220	270	220	300
Сопротивление разди- ранию, Н, не менее, в любом направлении	80	100	80	90
Жесткость, кН, не более	85	100	85	85
Термослипание, кПа, не более	49	49	49	49
Морозостойкость, °C, не выше	—40	—40	—45	-60
Коэффициент теплопро- водности, Вт/м-К. не более	0,047	0,047	0,056	0,056
Звукоизоляция в диапа- зоне частот 1000— 2500 Гц	5—10	6—12	5—10	5—10
Огнеопасность (скорость горения), мм/мин, не более	100	100	100	100
359
360
Таблица 14.19. Физико-механические характеристики вннилискож
Показатель •	ч	Винилискожа-ТР обивоч- ная, дублированная ППУ		Винилискожа-ТР потолочная, дублирован- ная ППУ, перфорированная			Винилискожа облицовочная пер- форированная на основе ППУ	
	Перфориро- / ванная •	Неперфори- рованная •	Вид 1 ч	Вид 2 .	Вид 3	Обычное исполнения	Тропическое . исполнение *-
Поверхностная плотность, г/м2	880 ±80	900 ± 100	780 ± 70	780 ± 70	780 ± 70	640 ±80	640 ± 80
Разрывная нагрузка. Н, не менее*	300/180	350/200 .	2507120	250/120	300/140	190/160	190/160
Жесткость, кН, не более	25	25	20	20	20	20	20
Морозостойкость, °C, не выше	• -40	-40	-45	-60	-60	-45	-40
Огнеопасность (скорость го- рения), мм/мин, не более	100	100	100	100	100	100	100
Прочность связи между слоями дублированных ма- териалов, кН/м, не менее*	0,15/0,10	0,15/0,12	0,15/0,10	0,15/0,10	0,15/0,10	0,0/6-	0,05/ —
* В продольном/в поперечном направлениях.							
НТ теплошумоизоляционная различных видов (ТУ 63.178-51—81,
ТУ 17-14-147—81, ТУ 17-21-570—86) с поливинилхлоридным
покрытием, выпускаемая Богородским заводом «Искож»
(табл. 14.18).
В морозостойком исполнении винилискожи-НТ в качестве
основы используется нетканое полотно из полиэфирных и поли-
акрилонитрильных отходов, а поливинилхлоридное покрытие
содержит специальные добавки.
Винилискожа-ТР обивочная, дублированная эластичным ру-
лонным пенополиуретаном (ТУ 17-21-99—84, ОСТ 6-05-407—75),
изготавливается на основе винилискожи-ТР обивочной неогне-
опасной для наземных средств транспорта (ТУ 17-21-256—78).
Винилискожа-ТР потолочная, дублированная пенополиуре-
таном (ТУ 17-21-137—83), для обивки потолков автомобилей,
эксплуатируемых в умеренном и холодном климате, про-
изводится на основе винилискожи обивочной потолочной
в неогнеопасном и морозостойком неогнеопасном исполнении
(ТУ 17-21-273—86).
Винилискожа облицовочная перфорированная на основе
ППУ (ТУ 17-21-470—83) предназначена для облицовки кабин
большегрузных автомобилей, тракторов и представляет собой
эластичный пенополиуретан с односторонним монолитным
перфорированным ПВХ-покрытием.
По физико-механическим свойствам винилискожи должны
соответствовать требованиям, приведенным в табл. 14.19.
Таким образом, проблема обеспечения акустического ком-
форта решается в основном путем использования многослой-
ных и формирующихся материалов.
В настоящее время отечественной промышленностью вы-
пускается значительный ассортимент теплошумозащитных
материалов, по ряду свойств не уступающих зарубежным.
Однако еще не освоено производство перспективных формиру-
ющихся многослойных материалов и деталей из них с клеевым
монтажным слоем. Создание таких материалов является зада-
чей на ближайшие годы.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
14.1.	Балабаева И. А. Шумопоглощающие материалы//Автомобильная
пром-сть.— 1987.— № 9.— С. 38—39.
14.2.	Котанн Ю., Тасиро К. Современное состояние и перспективы разви-
тия звукопоглощающих и виброизолирующих материалов в автомобилестрое-
нии//Дзюдося Гвдзяцу.— 1972.— Т. 26.— Кг 3.— С. 345—356.
14.3.	Watz] A. Anlagen zur Herstellung von Fliesstoffen fur die Automobil-
industrie/ZTextil Praxis Intern.—1987 —Bd. 42.—N 11,—S. 1344—1354.
14.4.	Теплошумопоглощающие материалы из синтетических волокон/
В. А. Быков, А. Д. Шуляк, Г. Г. Шерстнева и др.//Автомобильная
пром-сть.— 1982.— № 7.— С. 8—11.
361
14.5.	Каледина М. Ю., Конюхова С. В. Использование отходов полиамид-
ных нитей при* выработке полотен для прокладок в автомобилестроении//Тек-
стильная пром-сть.— 1985.— № 3.— С. 31.
14.6.	Шерстнева Г. Г., Васильева Л. Н. Материал для ковриков пола//Ав-
томобильная пром-сть.— 1988.— № 9.— С. 60.
ОГЛАВЛЕНИЕ
От редактора ..................................................... 3
Принятые сокращения .............................................. 4
Часть I. Общие проблемы борьбы с шумом транспортных машин ...	5
Глава 1. Основы физической и физиологической акустики
(И. И. Иванов)..................................................... —
1.1.	Основные понятия.................................. —
1.2.	Элементы физиологической	акустики. Понятие шума	7
1.2.1.	Шум и его влияние на человека............. —
1.2.2.	Характеристики шума ...................... 8
1.2.3.	Нормы шума транспортных машин.......... Н
1.3.	Звуковые процессы ............................... 13
1.3.1.	Излучение звука........................... —
1.3.2.	Распространение звука в замкнутом и откры-
том пространстве ................................ 16
1.3.3.	Поглощение, отражение, прохождение, интер-
ференция и дифракция	звука............... 20
Список литературы ............................................... 21
Глава 2. Шумообразование и расчет ожидаемой шумности транс-
портных машин (Я. И. Иванов, Г. М. Курцев).....................	—
2.1.	Модели процессов шумообразования и границы
расчетов .............................................. —
2.2.	Расчет ожидаемой шумности транспортных машин . .	26
2.2.1.	Классификация расчетных	схем .......	—
2.2.2.	Аналитическое описание	процессов распро-
странения шума 	 27
2.3.	Расчет воздушного шума........................... 36
2.4.	Связь шума на рабочем месте оператора с компоно-
вочной схемой машины ................................. 39
2.5.	Пример расчета ожидаемой шумности................ 40
2.6.	Расчет структурного шума......................... 41
Список литературы ............................................... 49
Глава 3. Снижение шума при проектировании транспортных
машин (Я. И. Иванов).............................................. 60
3.1.	Пути и порядок проектирования шумозащиты ...	—
3.2.	Методы и средства защиты от шума................. 52
3.2.1.	Классификация............................. —
3.2.2.	Эффективность и область	применения	...	53
3.3.	Требования к шумовиброзащитным конструкциям . .	56
3.3.1.	Общие требования.......................... —
3.3.2.	Требования к средствам	звукоизоляции	...	—
3.3.3.	Требования к глушителям шума............. 58
3.3.4.	Требования к виброизоляторам ............ 59
3.4.	Влияние состава шумовиброзащитного комплекса на
процессы шумообразования ............................. 60
3.4.1.	Внешний шум .............................. —
3.4.2.	Шум в кабине и на открытых рабочих местах 62
3.5.	Оптимизация шумовиброзащитного комплекса ...	64
Список литературы ............................................... 67
Часть II. Методы борьбы с шумом....................... 68
4.1.	Общие положения................................ —•
4.2.	Самосогласование волновых полей................ 69
4.3.	Однослойные ограждения ........................ 72
4.4.	Слоистые ограждающие конструкции .............. 93
4.5.	Огражденнд из мягких материалов................ 95
363
4.6.	Двойные ограждающие конструкции................
4.7.	Практические рекомендации .....................
Список литературы .............................................
Глава 5. Виброизоляция (Г. Д. Изак)............................
5.1. Общие положения................................
ч 5.2. Расчет виброизоляции............................
5.3. Расчет частот свободных колебаний..............
5.4. Конструктивное , оформление виброизолирующего
крепления .........................................
Список литературы..............................................
Глава 6. Вибродемпфирование (И. И. Клюкин) ..........
6.1.	Общие положения................................
6.2.	Основные свойства и расчет вибродемпфирующих по*
крытий ............................................
6.3.	Эффективность вибродемпфирующих покрытий . . .
Список литературы..............................................
Часть III. Средства борьбы с шумом..................
Глава 7. Звукоизолирующие кабины (Б. А. Кришневский) ....
7.1.	Классификация .................................
7.2.	Связь акустической эффективности с конструктивным
исполнением .......................................
7.3.	Расчет акустической эффективности..............
4	7.4. Акустическая доводка..........................
Список литературы..............................................
Глава 8. Звукоизолирующие капоты (Л. Ф. Дроздова) . ... .
8.1.	Общие положения................................
8.2.	Классификация .................................
8.3.	Проектирование ................................
8.4.	Расчет звукоизоляции ..........................
8.5.	Тепловой расчет................................
8.6.	Пример проектирования звукоизолирующего капота
Список литературы..............................................
Глава 9. Акустические экраны (М М. Самойлов)...................
ч	9.1. Классификация и область применения............
9.2.	Расчет акустической эффективности..............
9.3.	Связь акустической эффективности с конструктивным
исполнением .....................................:	.
9.4.	Практические рекомендации .....................
Список литературы..............................................
Глава 10. Глушители шума (Р. Н. Старобинский) .........
10.1.	Общие положения................................
10.2.	Математические модели глушителей..............
10.2.1.	Глушитель как преобразователь акустиче-
ских сигналов ................................
10.2.2.	Акустический расчет глушителей методом
четырехполюсника..............................
10.2.3.	Акустические характеристики типовых эле-
*' ментов глушителей..........................
10.3.	Камерные и резонансные отражатели звука ....
10.3.1.	Основы теории расширительных камер.
Пути повышения их эффективности ....
10.3.2.	Конструктивные схемы камер с оптимизи-
рованной структурой и их характеристики
10.3.3.	Камеры с диссипативными элементами . .
10.3.4.	Конструктивные варианты камерных глуши-
телей ........................................
КУ.3.5. Резонансные отражатели звука...........
10.4.	Глушители со звукопоглощающим материалом . .
10.4.1.	Затухание звуковых волн в облицованном
канале и методы его оценки....................
97
104
105
107
ИЗ
117
125
129
134
137
138
152
153
154
168
175
178
181
183
190
193
194
200
202
211
223
227
233
235
237
242
364
10.4.2.	Конструктивные схемы глушителей с ЗПМ
и их характеристики ............................ 245
10.5.	Синтез многокамерных глушителей................. 250
10.5.1.	Резонансное взаимодействие отражающих
элементов в многокамерном глушителе . .	—
10.5.2.	Структурные схемы широкополосных много-
камерных глушителей............................. 255
10.6.	Акустическое проектирование глушителей для впуск-
ных и выпускных систем................................ 261
10.6.1.	Расчет вносимых потерь ................... —
10.6.2.	Рекомендация по выбору объема глушителя 262
Список литературы ............................................... 265
Часть IV. Транспортные машины: измерения шума» нормы, акустиче-
ские характеристики, шумозащита...................................... —
Глава 11. Автомобили (В. Е. Тольский)............................... —
11.2.	Методы измерения шума........................... 268
11.3.	Расчет и пути снижения внешнего шума..........	273
11.4.	Расчет и пути снижения внутреннего шума ....	287
Список литературы................................................. 302
Глава 12. Тракторы (Я. И. Иванов, Г. М. Курцев)................... 303
12.1.	Нормы	шума ....................................    —
12.2.	Методы	измерения	шума.......................... 304
12.3.	Зависимость шума от конструкции и режима работы 306
12.4.	Источники шума и процессы шумообразования . .	307
12.5.	Пути снижения внешнего шума .................... 311
12.6.	Пути снижения шума в кабине ...................... —
12.7.	Пример разработки шумозащиты.................... 314
Список литературы................................................. 316
Глава 13. Строительные и подъемно-транспортные машины
13.1.	Автогрейдеры ..................................... —
13.2.	Одноковшовые экскаваторы........................ 320
13.3.	Самоходные вибрационные	и	статические катки .	325
13.4.	Краны .......................................... 327
13.5.	Погрузчики...................................... 328
13.6.	Передвижные компрессорные станции............... 330
Список литературы ............................................... 341
14.1.	Вибропоглощающие	материалы ................... —
14.2.	Звукопоглощающие	материалы ................. 348
14.3.	Комбинированные материалы................... 353
Список литературы............................................ 361