Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
БОРЬБА
С ШУМОМ
НА ПРОИЗВОДСТВЕ
Справочник
Под общей редакцией д-ра техн, наук проф. Е.Я. Юдина
В
МОСКВА
«МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1985
ББК 65 9 (2) 248
УДК 628 517.2
Е. Я. Юдин, Л. А. Борисов, И. В. Горенштейн, Э. А. Городецкий, В. И. Заборов, Г. Д. Изак, А. И. Каплин, Б. И. Климов, М. П. Ко- зочкин, Л. Ф. Лагунов, Д. 3. Лопашсв, М. И. Могилевский, И. И. Муркес, Г. Л. Осипов, И. М. Пичугин, Б. В. Покровский, В. И. Порядков, Ю. А. Пыкии, М. В. Сергеев, Р. Н. Старобинский, Б. Д. Тартаковский, Ю. П. Чепульский, А. И. Щукин
Редактор канд техн наук М. И. Могилевский
Рецензент ВНИИОТ ВЦСПС в Ленинграде. ЛаСорагория промышленной акустики (канд техн наук В. 3 Клейменов)
Борьба с шумом на производстве- Справоч- Б84 ник/Е. Я. Юдин, Л. А. Борисов, И В. Горенштейн и др.; Под общ. ред. Е. Я. Юдина —М.: Машиностроение, 1985. — 400 с., ил.
В пер 1 р 80 к
ББК 65.9 (2) 248ББК 65.9 (2) 248,2203000000-015
ББК 65.9 (2) 248
ББК 65.9 (2) 248
3 038 (01)-8515-85
© Издательство «Машинойроение», 1985 г.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие (£ Я Юдин)
Глава 1
Физические характеристики звуковых волн н исгочни!ов звука (£ Я Юдин, М И Могилевскии) .. «
1 Звуковое поле Уравнения акустики жидкости и газа . . , 1 2 Интенсивность звука Плотность звуковой энергии Звуковая мощность .. ....
3 Уровни величин....
4 Гармонические колебания и волны Импеданс..
5 Детерминированные и случайные процессы Частотные спектры Кепстр .
Корреляционный анализ .
Источники звука.
8 Звуковые волны в твердых телах . . . . .
8.1 Уравнения теории упругости
8 2 Волны в стержнях и пластинах
8.3 Импеданс механической конструкции
.8.4 Излучение звука пластинами и оболочками . .. . .
9 Волновой метод расчета распространения колебаний в одномерных неоднородных структурах (5 Д Тартаковский)
10 Применение теории подобия и физического моделирования в вопросах борьбы с шумом . ... .. .
1 10.1. Моделирование распространения звука в помещениях
1 10.2. Моделирование звукоизолирующих конструкций
1 10.3 Моделирование аэродинамических источников шума .
110 4 Моделирование гидродинамических источников шума (слу чай капельной жидкости) . ..
10.5 Моделирование механических излучателей ш>ма. , . .
10.6 Моделирование механического шума, . ,
2 1 Физиолого гигиенические2 1 Физиолого гигиеническиеОбщие вопросы борьбы с шумом (£ Л Осипов)
2 1 Физиолого гигиенические
2 1 Физиолого гигиенические
борьбы с шумом . . ...
1 Действие шума иа организм человека.
2 1 2 Социально-экономические аспекты бор$ бы с шумом на пооизводстве ... . .
Требования к защите от шума при проектировании машин, технологических процессов, производственных помещений и застройки территории. ..
2.2 1 Общие положения . .
2.2 2 Требования к шумовым характеристикам рабочих мест
2.2 3 Требования к шумовым характеристикам источников шума
3 Методы и средства борьбы с шумом .
Общие положения
Снижение шума в источнике
3.3 Строительно-акустические мероприятия по защите от шума
Защита от шума применением дистанционного управле ния машинами, средств индивидуальной защиты н организационнотехнических мероприятии .. .. .. .
2 4 Список действующих стандартов . ,.
/ лава 3
Механический шум
I Природа и закономерности механического шума (£ Я Юдин) J 2 Зубчатые передачи (£ Я Юдин)
Кулачковые механизмы (В И Климов) ......
Цепные передачи (Б И Климов) .. . . . ,
3 6 Неуравновешенность вращающихся масс и вибрация, вызываемые в соединениях валов (Б В Покровский). .
Причины возникновения вибрации
Методы снижения вибрации н шума
Кузнечно-прессовое оборудование (Л Ф Лагунов) . . .
Металло- и деревообрабатывающие станки (М /7. Козочкин)
3 9.2. Деревообрабатывающие станки
10 Вибрационные машины (В. И Заборов, Й В Горенштейн) .
3 10 1 Характеристика шума вибрационных и внброударных машин ..
3 11 Машины для измельчения материалов (В И Заборов)3 111 Мельницы.3 112. Дробилки3 12 Машины и оборудование полиграфической промышленности (Б И. Климов) . .. .3 11 Машины для измельчения материалов (В И Заборов)3 111 Мельницы.3 112. Дробилки3 12 Машины и оборудование полиграфической промышленности (Б И. Климов) . .. .3 10 2. Основные принципы проектирования малошумных вибра ционных машин
3 11 Машины для измельчения материалов (В И Заборов)
3 111 Мельницы.
3 112. Дробилки
3 12 Машины и оборудование полиграфической промышленности (Б И. Климов) . .. .
3 11 Машины для измельчения материалов (В И Заборов)
3 111 Мельницы.
3 112. Дробилки
3 12 Машины и оборудование полиграфической промышленности (Б И. Климов) . .. .
3.12.2 Ролевые печатные машины.
3.12.3 Листовые ротационные машины
3 12.4 Плоскопечатные машины......
3.12 5 Переплетно-брошюровочные машины ....
3 13 Машины и оборудование для текстильной и легкой промышлен ности (А И Щукин, В И Порядков)
3 13 1 Основные источники шума,. . . ,
3 13 2 Основные методы и средства снижения шума . . , .
Глава 4
Азрогидродинамические шумы (£ Д Юдин)
Классификация и основные причины
аэро!идродниамических
шумов . . .. . .
4.2 Уравнения акустики движущейся среды и их приложения
4 2.1 Излучение звука свободной струей . .
4 2 2 Шум турбулентного потока при наличии твердых гра
4.2.3 Вихревой шум при обтекании стержней и лопаток .
4.2.4 Излучение шума при обтекании профиля турбулентным по
4 2 5 Шум воздушного винта Шум вращения
4 2 6 Шум турбулентного пограничного слоя
4.3 Шум впуска и выпуска двигателей внутреннего сгорания .
4.4 Шум вентиляторов . .. .
4 4 1 Общая характеристика и
источники шума
4 4 2 Основные закономерности аэродинамического шума вен гиляторов . .. .. . .
4 4 3 Шумовые характеристики вентиляторов .. .
4.4 4 Моделирование шума вентиляторов
4.4.5. Борьба с шумом вентиляторов в источниках его возник ковения.. . . ...
4 4.6 Измерение шумовых характеристик вентиляторов Шум центробежных насосов (Б В Покровский)
Лагунов)Лагунов)4 6 Шум стационарных компрессорных установок (Л 4 7 Шум реактивных двигателей (И. М Пичугин)
Лагунов)
Лагунов)
.7.4. Методы снижения шума выхлопных струй реактивных двигателей . ... ... . ..
7.5 Снижение шума компрессоров. ..
4 8 Шум плазматронов (70 А. Пикин)
Снижение шума методами звукоизоляции (В И Заборов)
7.1 Основные определения Требуемая звукоизоляция ограждениями
7 1 1 Основные определения
7 1 2 Требуемая звукоизоляция ограждениями,
Глава 8
Снижение ш,ма методами звукопоглощения (Л А Борисов).
Снижение шума звукопоглощающей облицовкой. .
Акустические характеристики звукопоглощающих облицовок . .
. Расчет ожидаемого снижения уровня звукового дав 1ения . .
. Выбор конструкции звукопоглощающей облицовки. . .
5 Звукопоглощающие материалы .. .. ..
Структура пористо-волокнистых материалов. .
Акустические характеристики звукопоглощающих магериа-
Звукопоглощающие конструкции ..
8 6 Методы измеренил! акустических характеристик звукопог лоша- ющих материалов а конструкций
8 7 Характеристики некоторых звукопоглоща ощих материалов и конструкций .
Виброизоляция (Б Д Тар таковский, М И Могилевский) . .
Классификация конструктивных схем виброизоляции и виброизоляторов......
. Расчетные схемы виброизолированной машины. .
3 Критерии виброизоляции ..
9 4 Основы теории четырехполюсников ..... . .
9 5 Расчет конкретных конструктивных схем виброизоляции . . . .
. Расчет виброизоляции по одномерной расчетной схеме. . .
5 2 Расчет виброизоляции по трехмерной расчетной схеме. .
Расчет пола на упругом основании
Расчет иола на упругом основании, на котором на виброизоляторах установлена машина . ..
9 6 Виброизоляция машин и расчетные схемы . ..
9 I Связь виброизоляции с другими средствами борьбы с шумом . .
9 8 Динамические гасители колебаний .. . . .. . .
10 I Природа и характеристики потерь колебательной энергии в твеп-
Коэффициенты потерь анергии при колебаниях твердого
Вязкие потери.. .
10 1 3 Неупругое сопротивление (механический гистерезис)
10 1 4 Релаксация деформации и напряжения .
10 1 5 Потери энергии в материалах и конструкциях .
10 1.6 Вибропоглощаюшие материалы .,
10 2 Расчет вибропоглощающих покрытий и конструкции .
10.2.1 Жесткие вибропоглощающие покрытия. . .
10.2.2 Армированные вибропоглощающие покрытия . .
10.2 3 Мягкие вибропоглощающие покрытия ......
2.4. Вибродемпфированный слоеный материал .
. Конструкционные материалы с большими внутренними потерями ..... .
Сыпучие вибропоглощающие материалы .,.
. Локальные вибропоглотители.
10 3 Эффективность вибропоглощающих покрытий и влбродемпфи- роваииых материалов . . . .. . ..
/ шва 11
Глушители шума (Р Н Старобинскии^
Активные глушители шума
ванных ЗПМ..
И.2.2 Конструктивные схемы глушителей с ЗИМ и и^ ристики... . ..
11 3 Реактивные и комбинированные глушители шума . .
ных глушителей .. ... . . ..
11.3 2 Камерные отражатели звука ,. ... ,
113 3 Резонансные отражатели зву<а
11.3 4 Многокамерные глушители. . ... .
11.35 Ослабление резонансных колебаний газа в воздуховодах
Глава 12
Снижение шума вентиляционных установок и 12 1 Источники шума в системах вентиляции
1 Шум, создаваемый вентилятором
2 Шум создаваемый путевой арматурой
Шум создаваемый фасонными элементами .. . , .
Шум воздухораспределительной арматуры
12 2 Затухание шума, распространяющегося по системе вентиляции
Снижение уровней звуковой мощности в элементах воздуховода .. ...
Снижение уровней звуковой мощности в путевой арматуре
Снижение уровней звуковой мощности в воздухораспределителях . .. .. .. .. .
12 3 Выбор основных параметров и расположения системы в^нти
ляции
Оптимальная скорость движения воздуха в воздуховоде Затраты на изготовление и эксплуатацию системы венти-
Требования к путевой и регулирующей арматуре. . . .
12.3.4. Размещение вентилятора и воздуховодов
12 4 Средства снижения шума . . . ...
12.4.1 Снижение шума, распространяющегося от вентилятора в окружающее пространство . ... ... ,
12 4.2 Снижение шума, распространяющегося по воздуховодам 12 4 3 Снижение структурного шума. . . .
12 5 Акустический расчет вентиляционных систем
12.0.1 Расчет воздушного шума
12 5 2 Расчет структурного шума
Активные методы компенсации вибрации и звукового поля (5 Д Тар- такобский). .... . . .
3.1 Общие положения ....
1 2 Характеристики многоканальной системы компенсации. . . .
ВЗ Расчет системы" компенсации
5 1 Некоторые типы систем компенсации
13 4.1 Система, состоящая из одинаковых приемников и датчиков
13.4.2 Система с разделенными преобразователями. . .
13.4.3 Система с электрически изолированными каналами. . .
13 4 4 Одномерная система компенсации ...........
Глава 14
Список литературы
Предметный указатель
ПРЕДИСЛОВИЕ
За последние десятилетня проблема борьбы с шумом в СССР и других странах стала одной из важнейших Внедрение в промышленность новых технологических процессов, рост мощности и быстроходности технологического оборудования, механизация производственных процессов привели к тому, что человек на производстве и в быту постоянно подвергается воздействию шума высоких уровней. Проблема борьбы с шумом является неотъемлемой частью охраны труда и защиты окружающей среды.
Создание новых видов техники с форсированными параметрами по скорости, мощности, нагрузкам, появление новых отраслей промышленности и интенсификация уже существующих технологических процессов часто сопровождаются вместе с увеличением уровней шума увеличением прерывистых и импульсных шумов, расширением спектра в сторону ультра- и ннфрачастотного диапазонов Наряду с этим даже относительно низкие уровни шума создают дополнительные требования к организму человека в процессе его трудовой деятельности Воздействие шума зачастую сочетается с воздействием других вредных факторов — вибрации, излучений и т. и. Это также повышает требования к снижению шума.
Борьба с шумом является комплексной проблемой, связанной с решением гигиенических, технических, управленческих и правовых
Партия и правительство нашей страны уделяют постоянное внимание вопросам борьбы с шумом. Еще в 1960 г. Совет Министров СССР принял постановление по ограничению шума в промышленности. В 1973 г. Совет Министров СССР принял развернутое постановление <0 мерах по снижению шума на промышленных предприятиях, в городах и других населенных пунктах», в котором предусмотрено осуществление комплексной системы мероприятий по защите людей от шума на рабочих местах, а также в быту.
Вопросам борьбы с шумом в нашей стране придается общегосударственное значение «Основы законодательства Союза ССР и союзных республик о здравоохранении» содержат статью 24 «Предупреждение и устранение шума», а в статье 12 принятого в 1980 г Закона СССР «Сб охране атмосферного воздуха» указывается, что «Местные Советы народных депутатов, министерства, государственные комитеты, ведомства, предприятия, учреждения и организации обязаны разрабатывать и осуществлять мероприятия по предупреждению, снижению и устранению вредного воздействия на атмосферу звуковых колебаний, включая шумы, излучений и т. и.». Далее в статье 12 отмечается, что «в целях борьбы с производственными и иными шумами должны, в частности, осуществляться внедрение малошумных технологических процессов;
, улучшение планировки и застройки городов и других населенных пунктов, организационные мероприятия по предупреждению и снижению бытовых шумов».
Проблема снижения шума на производстве включает две связанных между собой задачи во-первых, снижение шума на рабочих местах, территории предприятия и прилегающей к нему селитебной территории, как одну из задач производственной гигиены н санитарии и, во- вторых, снижение шума изготовляемых предприятиями машин и оборудования, требования к шумовым характеристикам машин и оборудования обязательно содержатся в технических условиях и стандартах на них Поэтому на многих машиностроительных предприятиях в настоящее время созданы подразделения, оснащенные всем необходимым (аппаратура, стенды и т д) для контроля шума
В справочнике обобщен передовой опыт борьбы с шумом, создаваемым на производстве различными механическими, аэрогидродина- мическимн и электрическими источниками, описаны способы борьбы с шумом при его возникновении и распространении в помещениях различной конфигурации и в свободной атмосфере, даны методы измерении и оценки
Книга существенно отличается от посвященных этому же вопросу многочисленных переводных справочников, появившихся в последнее время, тем, что в ней использованы отечественные нормативные документы (стандарты, требования, методы расчета и оценки, нормы, правила), а также опытные данные испытаний, относящихся к отечественному оборудованию и методам проектирования и расчета, принятым в СССР. В книге приведены многочисленные технические данные и методы расчета, разработанные в СССР в последние годы, представляющие значительный интерес для работников по борьбе с шумом
С целью облегчения практического использования справочника в нем приведены необходимые сведения из акустики и физические данные, которые трудно найти в общефизических и технических справочниках
Отзывы и пожелания по справочнику просьба направлять по адресу 107076, Москва, Стромынский пер., д 4, издательство «Машиностроение».
ГЛАВА 1
ФИЗИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ЗВУКОВЫХ ВОЛН И ИСТОЧНИКОВ ЗВУКА
Любое нарушение стационарности состояния сплошной жидкой, твердой или газообразной среды в какой-то точке пространства приводит к появлению возмущений, распространяющихся от этой точки, которые называют волнами В твердой среде могут распространяться продольные волны, в которых частицы колеблются вдоль направления распространения волны, и поперечные волны, в которых частицы колеблются в плоскости, перпендикулярной направлению распространения волны. Из уравнений движения твердой среды — уравнений теории упругости — следует, что любое волновое движение твердого тела состоит из суммы продольных и поперечных волн [0.3].
В жидкости и газе могут распространяться только продольные волны, и любое волновое движение можно представить состоящим только из продольных волн, распространяющихся по разным направлениям В диапазоне частот 16 Гц — 20 кГц, в котором колебания воспринимаются ухом человека как звук, — звуковом диапазоне — волны называют звуковыми. Колебания с частотами ниже 16 Гц называют инфразвуком, выше 20 кГц — ультразвуком
ЗВУКОВОЕ ПОЛЕ. УРАВНЕНИЯ АКУСТИКИ
ЖИДКОСТИ И ГАЗА
Изменение состояния среды при распространении звуковой волны характеризуется звуковым давлением р — превышением давления над давлением в невозмущенной среде в Па, плотностью среды р в кг/м8 и вектором скорости колебаний частиц среды о в м/с Область среды, в которой распространяются звуковые волны, называют звуковым по гем
Распространение волн в жидкостях и газах подчиняется нелинейным уравнениям аэрогидродинамики [0 3] — уравнениям движения, неразрывности и состояния, точное решение которых представляет значительные трудности Поэтому в акустике для описания звукового поля используют приближенные уравнения, которые получаются при линеаризации уравнений аэрогидродинамики, что возможно для большинства реальных звуковых процессов Если частота звука не очень велика и распространение звуковых волн (звука) рассматривается на не слишком большие расстояния, то, как правило, можно пренебречь влиянием вязкости и теплопроводности, тогда акустические уравнения ноля в неподвижной 1 однородной среде будут иметь следующий вид.
* Уравнения движущейся среды рассмотрены в гл. 4,
уравнение неразрывности
dp ./ 8uv , ду„ , 8иг \
+ Р Iт —чг- ) = т;(1.2)
8t ' v \ дх 1 ди 8z )' '
уравнение состояния
р = с2р'.(1.3)
В формулах (1.1)—(13) уж, Uy, yz— проекции скорости частиц среды на оси х, у, г прямоугольной (декартовой) системы координат; Fx — проекция на ось х сторонней силы, приложенной к единичному объему среды; т — производительность источников — дополнительная масса, поступающая за единицу времени в единичный объем; р' = — р — р — изменение плотности среды, р — плотность невозмущенной среды, с = VК/р — скорость звука, К — объемный модуль упругости (всестороннего сжатия). Уравнения Эйлера в проекции на оси у и г получаются заменой х в уравнении (1.1) соответственно на у и г.
Уравнения (1.1)—(1.3) можно решить относительно звукового давления
д2р 8-р Урд2р 8т8FX8Fy 8Рг ..
Эх1— 8угдг1~ д/Эх8у” ~5Г
При отсутствии источников звука в среде (подробнее об источниках звука см п 1 7) F = 0, т = 0, правая часть уравнения (1 4) равна нулю и распространение звука подчиняется волновому уравнению
дгрд^рcFp8гр _
с2 д/2дх2Зу28г1’ J
Уравнение (1.5) линейно, поэтому, если Pi и р2- его решения, то рх + Ра также его решение, т е волны распространяются независимо друг от друга
В большинстве случаев на практике звуковые поля являются безвихревыми (потенциальными), т е существует потенциал скоростей ф — функция координат и времени, связанная со скоростью частиц среды соотношениями
дф дф дф
Ух — —(16) дх ’ у Зу г dz ' '
Потенциал скоростей ф и плотность среды р также удовлетворяют волновому уравнению (1 5) в той части среды, в которой нет источников звука Потенциал скоростей является удобным инструментом при решении многих задач акустики, поскольку вместо трех неизвестных функций уж, уу, vz остается только одна — ф Звуковое давление связано с потенциалом скоростей соотношением
(1.7)
СферическаяСферическаясистемасистемакоординаткоординат
Сферическая
Сферическая
система
система
координат
координат
В сферической системе координат (рис 1.1) волновое уравнение в области, свободной от источников звука, имеет вид 10 9]
1 дгр#р2 др 15
с2 Л2дг^г дгг2 smO 56 Х
х (sme -55-)-72^2-9-^- = 0(L8>
Простейшими звуковыми волнами являются плоские Они зависят только от одной декартовой координаты, например х. Любая плоская волна может быть представлена следующим решением уравнения (1.5):
Р = Ра+р„ Р^^^-^), Р2 = ^^+^,(L9)
где Ч^ и У2 — произвольные функции одной переменной.
Величина рг описывает плоскую волну, распространяющуюся в положительном направлении оси х со скоростью с (прямую волну), р2 — плоскую волну, бегущую в отрицательном направлении оси х с той же скоростью (обратную волну) Скорость звука с в воздухе при температуре 20 °C и атмосферном давлении 105 Па (нормальные атмосферные условия) равна 344 м/с Скорость звука в различных жидкостях и газах см в книге [0 15]
Скорость частиц среды в прямой волне vt связана со звуковым давлением соотношением 14 = р^рс, в обратной у2 = —Р^рс Из этих формул следует, что в точках, где давление положительно, частицы движутся в направлении распространения волны, а в точках с отрицательным давлением — в обратном направлении Отношение звукового давления к скорости частиц в плоской бегущей волне
(1.Ю)(1.Ю)Р1/У1 = рс
(1.Ю)
(1.Ю)
одинаково во всех точках Оно называется волновым сопротивлением среды Для воздуха при нормальных атмосферных условиях рс = — 420 Н-с/м1 волновое сопротивление других газов и жидкостей при- шдено в работе [0 15]
К простейшим относятся сферически-симметричные волны, зависящие помимо времени только от расстояния до центра Звуковое давление в любой сферически-симметричной волне удовлетворяет уравнению (1.8) и может быть представлено в виде
т-('-7) /‘('+7)т-('-7) /‘('+7)(1.11)(1.11)
т-('-7) /‘('+7)
т-('-7) /‘('+7)
(1.11)
(1.11)
Первое слагаемое в правой части (1.11) описывает расходящуюся н 1 центра волну* второе — сходящуюся. В отличие от плоских волн туковое давление в сферических волнах убывает с увеличением рас- сияния от центра.
ИНТЕНСИВНОСТЬ ЗВУКА, плотность ЗВУКОВОЙ
ЭНЕРГИИ. ЗВУКОВАЯ мощность
Перенос энергии при распространении звуковой волны характеризуют вектором мгновенной интенсивности звука (плотности потока звуковой мощности), Вт/м2,
lt = po. (1.12)
Его среднее по времени значение I = 1< = ри называют вектором интенсивности звука. Проекция вектора It (вектора I) на нормаль п к какой-либо площадка 1<п = Руп (In — Руп) равна мгновенному (среднему по времени) значению потока звуковой мощности через единицу площади данной площадки. В акустических расчетах часто рас сматривают проекцию вектора интенсивности звука 1П на какое-либо определенное направление п, при этом индекс опускают и пишут I
В случае гармонических звуковых волн (см п 1.4) скорость частиц и можно разбить на два слагаемых и= р^1* 4- oW, первое из которых синфазно со звуковым давлением р, а второе — сдвинуто по фазе на 90° [0 3] Величину 1а = ро^ называют вектором активной интенсивности, I) = pyU) — вектором реактивной интенсивности Среднее по времени значение первого из них равно I, а второго — нулю
Другой энергетической характеристикой звукового поля является плотность звуковой энергии w, Дж/м3, равная усредненной по времени сумме потенциальной и кинетической энергии волны в данной точке среды
Интенсивность звука и плотность звуковой энергии тесно связаны с величинами, определяющими физиологическое воздействие звука на человека.
Источник звука (излучатель) характеризуется звуковой акустической) мощностью, частотным спектром излучения (п 1.5) и характеристикой направленности
Звуковой мощностью Р, Вт, источника звука называют общую звуковую энергию, излучаемую им в единицу времени Она определяется потоком интенсивности звука через замкнутую поверхность площадью S, окружающую источник звука,
P--=(^lndS (1 13)
где п — внешняя нормаль к указанной поверхности
Большинство реальных источников излучают звук неодинаково в различных направлениях. Неравномерность излучения звука источником по направлениям характеризуют фактором ^коэффициентом^ направленности Ф, равным отношению интенсивности звука, создаваемого источником в свободном поле в данной точке сферы, в центре которой он находится, к средней интенсивности звука на поверхности той же сферы
Ф — ln/Icp> lop = Р/^, (1-14)
где г — радиус указанной сферы. Величина Ф нормирована и подчиняется соотношению
^ Ф dQ = 4л,(1.15)
где dQ — элемент телесного угла 4л, в который излучается звук.
Направленность излучения характеризуют также отношением интенсивности звука илн звукового давления в данной точке пространства к интенсивности или звуковому давлению на оси излучателя на таком же расстоянии от последнего Однако в технике борьбы с шумом эти величины используются реже.
УРОВНИ ВЕЛИЧИН
Интенсивность звуков, с которыми приходится иметь дело на практике борьбы с шумами, изменяется в очень широких пределах — на 15 порядков (в 1016 раз). Кроме того, по закону Вебера—Фехнера раздражающее действие шума на человека пропорционально не квадрату звукового давления, а логарифму от него. Поэтому на практике пользуются уровнями в дБ: интенсивности звука
Li = 10 lg 1/10,(1.16)
звукового давления
L = 10 1gp=/p2,(1.17)
скорости частиц
L^lOlgt-X(1.18)
где 10 = 10-12 Вт/м2, р0 = 2-10~9 Па, у0 = 5-10~к м/с — соответственно исходные интенсивность звука, среднеквадратичное звуковое давление и скорость частиц. При нормальных атмосферных условиях для плоской волны L = L.
Уровень звуковой мощности (дБ) источника шума определяется соотношением
LP = 10 lg PIP»,(1.19)
1де Ра = I0S0 = 10~12 Вт — исходная мощность, равная мощности переносимой звуковой волной интенсивности 10 через единичную площадку So = 1 м2.
Уровень суммы нескольких величин определяется по уровням по- еледннх Lu i = 1, 2, ..., п соотношением
/-сум = Ю 1g ( ^ Ю0’"'^(1.20)
|де п — число складываемых величин.
Если, например, средняя величина квадрата звукового давления и некоторой точке среды реум равна сумме величин средних квадратов шуковых давлений отдельных воли, пришедших в эту точку, р2ум =
Таблица суммирования уровней
Разность двух складываемых уровней,
°
•
2
3
4
3
8
9
10
15
20
Добавка к более высокому уровню, необходимая для получения суммарного уровня, дБ
3
2,5
2
1.8
1
0,8
0,6
0,5
0,4
0,2
= ^ P2t, то уровень звукового давления Есум в данной точке определяется формулой (1 20), причем Ц — уровень звукового давления для i-й волны в данной точке. Суммирование уровней выполняют по таблицам (табл. 1.1) или номограммам Если складываемые уровни одинаковы (Ег = Ц, то LcyM = L + 10 1g п
Чувствительность слуха падает с понижением частоты звука. Для того чтобы приблизить результаты объективных измерений к субъективному восприятию, вводят понятие корректированного уровня звукового давления (уровня звуковой мощности и т п) Коррекция заключается в том, что вводятся зависящие ог частоты звука поправки к уровню соответствующей величины Эти поправки стандартизованы в международном масштабе
Наиболее употребительна коррекция А. Корректированный уровень звукового давления
L^= L АЕд
называется уровнем звука и измеряется в дБ (А).
Стандартное значение коррекции АЕд приведено ниже
Частота, Гц16 31,5 63125250500 1000 200040008000
Коррекция ДАд, дБ80 4226,316,18,63,20— 1,2— 1,01,1
Суммарный уровень звука со сложным спектральным составом определяется по уровням звука составляющих по формуле (1 20), куда вместо А, подставляется L^z
ГАРМОНИЧЕСКИЕ КОЛЕБАНИЯ И ВОЛНЫ. ИМПЕДАНС
Гармонические колебания и волны занимают особое положение в акустике по следующим причинам. В большинстве случаев на практике детерминированные или случайные колебания частицы в каждой точке среды могут быть предсгавл!ны в виде суммы или интеграла гармонических колебаний разных частот Поэтому вместо изучения распространения волн с любой зависимостью от времени можно изучать только гармонические волны, законы излучения, распространения, отражения, noi лощения которых проще, чем у волн с иной зависимостью от времени Другая причина состоит в том, что ухо обладает разной чувствительностью к звукам разных частот, поэтому для оценки воздействия шума на человека необходим частотный анализ последнего (см гл. 2)
Звуковое давление в любой гармонической волне имеет вид
р = р' cos (со/ + е),(I 21)
где (о — угловая частота колебаний, с 1; р , е — соответственно амплитуда и начальная фаза колебаний, зависящие только от координат. Звук, определяемый соотношением (1 21), называется чистым тоном, его частота (Гц) ) = <о/2л, фаза колебаний tot + е.
Аналогичный (1.21) вид имеет скорость точек среды Гармонические волны подчиняются уравнению Гельмгольца
++=(122)
дх2 1 ду2 1 дг2 1х
где к = ю!с — волновое число, м'1
Интенсивность звука в гармонической волне определяется соотношением
I = (р'ь'cos ф)/2,(1.23)
где р', и' — амплитуды звукового давления и скорости частиц среды в данной точке, ф — сдвиг фаз между ними
В практических акустических расчетах редко используют запись (1.21), чаще применяют комплексную форму
p^^i®^(L24)
где f> ~ р е,Е — комплексная амплитуда, зависящая от положения точки; i = V— 1 — мнимая единица
Плоская гармоническая волна, бегущая в положительном направлении оси х (см. п 1.1), в комплексной форме имеет вид
р = р"й1 ^t-kxA-a'i,(1.25)
р" = const — амплитуда плоской волны
Из формулы (1 25) следует, что плоская гармоническая волна является периодической не только по времени, но и в пространстве по координате х Период изменения волны в пространстве, в частности расстояние между двумя максимумами или двумя минимумами звукового давления в волне,
K = 2n/k = c/f(126)
называется длиной волны. В звуковом диапазоне частот с ростом частоты длина волны в воздухе изменяется от нескольких десятков метров до нескольких сантиметров
Средний по времени квадрат звукового давления в плоской волие в каждой точке среды
Р2==р"2/2,(127)
интенсивность звука в направлении распространения плоской волны
Х = р2/рс,(1.28)
плотность звуковой энер!ии
г» = p^lpc3 = I/c.(1.29)
Скорость переноса звуковой энергии плоской волной равна скорости звука.
Для описания гармонических процессов в комплексной форме (1 24) в акустике широко используется понятие импеданса. Он определяется отношением комплексного давления к комплексной скорости
г = р!и(1.30)
и не зависит от времени. С помощью импедансов характеризуют излучательные свойства источников звука [0 3], звукоизолирующие свойства ограждений [5], свойства звукопоглощающих поверхностей (см. гл. 8) н др Обычно импеданс является частотно зависимой комплексной величиной, которая может зависеть и от места его определения
Интенсивность звука в данной точке среды можно вычислить через импеданс в той же точке по формуле
I = (Re Z) и"2/2(1.31)
ДЕТЕРМИНИРОВАННЫЕ И СЛУЧАЙНЫЕ ПРОЦЕССЫ.
ЧАСТОТНЫЕ СПЕКТРЫ. КЕПСТР
Звуковое давление может быть однозначно определимым в каждый момент времени или носить случайный неопределенный характер. В первом случае говорят о детерминированном процессе, во втором — о случайном Примером детерминированного процесса является шум воздушного винта, звук сирены. Периодические процессы, повторяющиеся через время Т, называемое периодом, являются детерминированными. Примером случайного процесса является шум воздушной струи Совокупность детерминированных процессов может носить характер случайного процесса
Случайные процессы делятся на стационарные и нестационарные. У первых среднее значение и функция автокорреляции (см п 1 6) не зависят от времени, вторые этим свойством не обладают Стационарный случайный процесс называют эргоднчным, если усреднение по ансамблю реализаций можно заменить усреднением по одной достаточно длинной реализации [6] Встречающиеся на практике шумы чаще всего являются эргодичными стационарными случайными.
Периодические шумы, стационарные случайные шумы и шумы, длящиеся конечный интервал времени, могут быть представлены в виде суммы (интеграла) гармонических шумов
Периодический процесс (колебание) р (/) в какой-либо точке среды разлагается в ряд Фурье
Р (Л = 5 C^m^i,(1 32)
где to! = 2л/Г — угловая частота основного тона (основная угловая частота).
Величины Сп являются комплексными амплитудами отдельных гармоник Спе/”™^ периодического процесса и вычисляются по формуле
С„=4р$ p^e-Z^dt.(L33)
Ряд Фурье периодического процесса р (О в действительной форме имеет вид
Р(0 = С0+ § p„cos(n<o1/+8n),(1.34)
где рп = 2 | Сп |, tg en = ImCn/Re Сп.
Постоянная составляющая Со для акустических процессов равна нулюи
Гармоники имеют угловые частоты юп, кратные основной угловой частоте ю^ п — номер’' гармоники.
Совокупность амплитуд и наиальных фаз составляющих периодический процесс гармоник называется соответственно спектрами амплитуд и фаз Если оба спектра известны, то можно полностью восстановить процесс по формуле (1.34)
Обычно в практике борьбы с шумом достаточно зиать спектр амплитуд, а фазы гармоник можно не учитывать.
Величину
р1 (t) = у- j Р2 (О dt(1.35)
называют средней мощностью периодического процесса р (t), поскольку она однозначно связана с его энергетическими характеристиками. Если, например, р (t) — звуковое давление, то величина р2 (О характеризует интенсивность звука в данной точке. Из теории [0.8] следует, что средняя мощность периодического процесса равна сумме мощностей р^2 гармоник, из которых он состоит (С0 = 0).
РЧ0=5р2/2 = f Ы2.(1.36)
Таким образом, справедливо энергетическое суммирование составляющих процесса по мощности. Начальные фазы гармоник никакой роли при этом не играют
Совокупность величин рч/2 называется спектром мощности или энергетическим спектром процесса Среднеквадратичное значение [д3(01‘/2 называется действующим или эффективным значением процесса р (/), a pJV2 — эффективным значением гармоник.
На практике встречаются почти периодические процессы, т е. такие, которые состоят из гармонических составляющих с некратными частотами. Эти составляющие не являются гармониками Для таких процессов среднюю мощность определяют соотношением
Р1 (t) = чш J- j pi /^ dt.(1.37)
Она, как и в случае периодического процесса, равна сумме мощностей составляющих, т. е. выполняется соотношение (1.36).
Детерминированные процессы, которые длятся конечный интервал времени (периодические и почти периодические такими не являются), могут быть разложены в интеграл Фурье
P(z)=2^"| С (to) e^tot dto, С(Ю)= J p^e-'^dL (1.38)
Для таких процессов справедливо соотношение
j pM^dt- j \С(ПМ, (1.39)
означающее, что полная энергия процесса [левая часть (1 39)] равна сумме энергий его составляющих Поэтому величину | С (/) |2 называют спектральной плотностью энергии процесса или его энергетическим спектром
Стационарные случайные шумы нельзя разложить в ряд (1.32) или интеграл (1.38) Фурье Тем не менее они могут быть представлены в виде совокупности гармонических составляющих, обладают спектром мощности — распределением мощности процесса по частоте [0.8]. Средняя мощность стационарного случайного процесса так же, как и в рассмотренных цыше случаях, равна сумме мощностей гармонических колебаний, из которых он состоит
= J Р О') df, (1.40)
где Р 0) — средняя мощность процесса, приходящаяся на полосу частот шириной 1 Гц, или его спектральная плотность мощности (энергетический спектр, спектр мощности)
При графическом изображении спектров мощности процессов по осн абсцисс (рис 1 2) откладывают частоту, а по оси ординат — спектр мощности или его уровень в дБ
Спектры периодического (рис 1 2, а) и почти периодического (рис 1 2, б) процессов являются дискретными линейчатыми, причем у первого, в отличие от второго, расстояние между соседними линиями кратны основной частоте.
Спектры ограниченного во времени детерминированного и стационарного случайного процессов являются сплошными (рис 1.2, в). Если процесс представляет собой наложение периодических и случайных процессов, то спектр имеет смешанный характер (рис 1.2, г), т е состоит из наложения сплошного и дискретного спектров
При исследовании шумов обычно разбивают рассматриваемый диапазон на полосы частот и определяют мощность процесса, приходящуюся на каждую полосу. Различают полосы с постоянной абсолютной шириной полосы и с постоянной относительной шириной В первом случае постоянна разность верхней /2 и нижней [г граничных частот всех полос, во втором — их отношение Чаще всего используют октавные (/2//i = 2) и Ч3-октавные 00 h = t^ 2 = 1,26) полосы постоянной относительной шириной
При этом в качестве основной физической характеристики процесса выбирают ие значения мощности в полосах частот, а уровни мощ-
ности Уровень мощности сплошной части спектра в полосе 1 Гц в дБ называют уровнем спектра и обозначают Lf Уровень мощности (дБ) в полосе частот &f = fz — /1
П
2п 1
10°’1лг#+ £ 10°'1£t •(1-41)
где Li, 1 = 1, 2, ,п — уровни мощности дискретных составляющих процесса с частотами, лежащими в рассматриваемой полосе Соотношением (1 41), в частности, определяют частотный спектр звукового давления в расчетных точках и спектр излучения источников шума — распределение излучаемой ими звуковой мощности по частотам.
Пересчет спектра из узкополосного в широкополосный всегда возможен, обратное — только тогда, когда заранее известен характер узкополосного спектра (неизвестны только значения уровней)
Частотные спектры (1.41) представляют в табличной или графической форме В обоих случаях указываются полосы частот, в которых определяются уровни и значения последних Полосы частот характеризуются шириной и средними частотами Для полос с постоянной абсолютной ширт ной средняя частота /ср = (^ + /3)/2, с постоянной относительной шириной fcp = ^/J2 — среднегеометрическое граничных частот полосы Пример графического изображения спектра в полосах с постоянной относительной шириной приведен на рис 1 2, д.
При анализе случайных процессов в последнее время нередко используют неотрицательную функцию переменной т, называемую кепстром Его определяют соотношением
(1.42)(1.42)К (т) = | J lg Р (w)cos ют dw 1 ,
(1.42)
(1.42)
|де Р хо>) — спектральная плотность мощности процесса.
Причиной введения кепстра является то, что в отличие от функции автокорреляции он обладает следующим свойством: за исключением значения т = 0, кепстр близок к нулю для всех т, если не имеется больших неоднородностей спектральной плотности Р (го) в периодически расположенных точках го, если же имеются такие неоднородности Р (го) при <о0 ± nwll), n= 1, 2, . (фактически это означает, что на равномерный сплошной спектр налагается дискретный спектр гармонического ряда с указанными частотами), то кепстр отличен от нуля при т= 0 и т = 2л/иЧ> Когда в сигнале присутствуют несколько гармонических рядов с основными частотами и^\ t = 1, 2, 3, .., кепстр отличен от нуля при тг- = 2л/<о*е> Поэтому по характеру кепстра непосредственно решается вопрос о том, есть или нет в исследуемом процессе гармонические ряды, что обычно затруднительно установить по спектральной плотности мощности или автокорреляционной функции.
КОРРЕЛЯЦИОННЫЙ АНАЛИЗ
Корреляционные функции являются важнейшими характеристиками случайных процессов
Автокорреляционная функция эргодичного стационарного случайного процесса pj (?) определяется формулой
Ри (т) = Пт 2- ( Р1 (/) Р1 (/ + т) dt,(1.43)
из которой следует, что автокорреляционная функция является мерой вероятности связи процессов Pi (О и р^+т) {6]
Автокорреляционная функция связана со спектральной плотностью мощности процесса (1-40) соотношениями
/?и(т) = J Р (оз) cos ют dm,
(1.44)
Р (ш) = -2 j Ru (т) cos гот dx.
Поэтому по известной автокорреляционной функции можно определить спектральную плотность мощности процесса, и наоборот. Значение Ru при времени задержки т = 0, как видно из формул (1 43) или (1 44), равно мощности процесса.
Функция корреляции (взаимной корреляции) случайных процессов Pt (/) И р2 (/)
/?12 (т) = ^AJ Р! (() р2(( + т) д(1.45)
характеризует вероятностную связь этих процессов. Процессы называют некогерентными, когда RV2 (т) = О В последнем случае мощность суммы процессов р = р, + р2 равна сумме мощностей процессов р, и р^.
Р5 = (Pl + P1Y = pf -VpI + 2Д12 (0) = pf + pf. (1.46)
Комплексная функция пространственной корреляции (КФПК) процессов р^ (i, MJ н р2 (/, М2) (здесь М], М2 — точки пространства) определяется соотношением
Rn^Mt, М2) = К'к^Ми М2)Ч- ^'2(^1. MJ (1.47)
Функция пространственной корреляции рассматриваемых процессов
RJ = Дт 4" j Pt У, Mt) p2 (1, MJ dt. (1.48)
Мнимая часть КФПК
R^ = Hm -^ j Pt ft, MJ p2* (/, M^dt, (1.49)
где pj — преобразование Гильберта функции p2;
Pit, M) = ± J Pl^L2!Ld0.(1.50)
Комплексная функция имеет ряд преимуществ перед обычной функцией пространственной корреляции R,, [10] Первая в отличие от второй позволяет однозначно определить направления преимущественного распространения звуковых волн при анизотропии звукового поля, более удобна при оценке степени нарушения его диффузности
Корреляционные методы, т е методы основанные на исследовании корреляционных функций, нашли широкое применение в технике борьбы с шумом Их используют при акустическом диагностировании машин — исследований и разделении источников колебаний и шума, обнаружении дефектов или неисправностей машин акустическим методом Они применяются при исследовании акустических свойств помещений, при измерении звукоизоляции ограждениями, звукопоглощения акустическими конструкциями, при измерении скорости звука в телах, идентификации типа звуковых волн н т. д Корреляционные методы являются одним из основных инструментов исследования |идро- и аэродинамических шумов
Подробное описание этих методов см., например, в работах [1, 0.1,
ИСТОЧНИКИ ЗВУКА
Реальные ясточннки звука, которые, как правило, очень сложны, ооычно можно представить в виде совокупности простейших источников монополей, диполей, квадруполей. Другие простые источники,
например октуполь, реже требуются для описания излучения шума реальными источниками, поэтому здесь они не рассматриваются. Излучение пластинами и оболочками рассмбтрено в п. 18 4.
Гармоническим монополем называют источник звука, представляющий собой сферу, которая пульсирует (расширяется) гармонически по времени Радиус этой сферы мал по сравнению с длиной звуковой волны на данной частоте. Монополь можно рассматривать также, как сферу с проницаемыми стенками, внутри которой попеременно создается избыток или недостаток (для гармонического монополя — гармонически по времени) вещества данной среды. Это количество вещества среды будет то выходить через сенки во внешнюю среду, то возвращаться
Скорость изменения объема среды по времени называется объемной скоростью монополя q = m/p, где т — производительность монополя [см (1 2)]. Поэтому первый член в правой части уравнения (1 4) описывает монополи, распределенные в среде
Для гармонического монополя объемная скорость
q — 4ь1Ю<, (1.51)
где q — в общем случае комплексная величина.
Объемная скорость полностью характеризует излучение звука монополем Звуковое давление и радиальная скорость частиц среды определяются соотношениями
р = /роме- ,кг/4лг,
где г — расстояние от центра источника (радиус).
Излучаемое монополем звуковое поле является расходящейся (см п 1 1) сферически-симметричной волной, в частности скорость частиц направлена по радиусу. В отличие от плоской звуковой волны скорость частиц не пропорциональна давлению, а связана с ним более сложной зависимостью Скорость частиц (1.52) состоит из двух слагаемых Первое из них связано с давлением той же зависимостью, что и в бегущей плоской волне (о = д/рс); оно уменьшается с увеличением радиуса как 1/г Второе слагаемое спадает быстрее — как 1/г2 Оно сохраняется и в несжимаемой жидкости (с = оо, к = 0), когда вся среда движется синфазно и волны (звука) нет; первое слагаемое обращается при этом в нуль Поэтому первое слагаемое называют волновым, а второе — неволновым. Расстояния, при которых неволновой член играет существенную роль (кг S 1), называют неволновой зоной (ближнее поле), а большие расстояния (кг > 1) — волновой зоной (дальнее поле).
За пределами неволновой зоны поле, излучаемое монополем, является локально-плоским (квази-плоским). В пределах участков, больших по сравнению с длиной волны, но малых по сравнению с расстоянием от центра, его можно рассматривать как иоле плоской волны, бегущей в направлении радиуса, амплитуда которой обратно пропорциональна расстоянию от центра.
Интенсивность звука, излучаемого монополем, выражается фор-
мулой
'-•SM-WlL53>
а звуковая мощность
Рм = 4лг21=-|^.|<7р. (1.54)
Звуковая мощность монополя при заданной объемной скорости пропорциональна квадрату частоты. При работе двух близкорасположенных монополей (Ы <С 1, d — расстояние между монополями) с объемными скоростями qv и 92 на достаточно большом расстоянии от них (d/r <с 1, г — расстояние от любого из монополей) звуковое давление
Р = /ри (91 + 9а) 64ял + /РИ^-^^" e~,fer cos 0, (1.55) где 0 — угол между направлением на данную точку и направлением от монополя qt к монополю q». Если qx + q^ =(= 0, то при кг ^ 1 вторым слагаемым (1.55) можно поенебречь, и остается только первое слагаемое, которое [см. (1.52)] описывает поле монополя с объемной скоростью (<7i+ 9г) Это же справедливо и при одновременной работе многих монополей одинаковой частоты, расположенных в области, малой по сравнению с длиной волны — излучаемое ими поле такое же, как у одного монополя с суммарной объемной скоростью, если последняя не равна нулю. В частности, если это п одинаковых синфазных источников, то излучается мощность в п2 раз больше, чем мощность одного из излучателей в отдельности, и в п раз больше, чем сумма мощностей этих монополей Этот факт имеет многочисленные приложения на практике; например, он означает, что монопольный источник излучает вдвое большую мощность, работая рядом с твердой поверхностью, чем находясь вдали от нее [0.3]
Многие реальные излучатели работают как монополь, если их размеры малы по сравнению с длиной звуковой волны Излучаемое поле и звуковая мощность определяются по создаваемой ими объемной скорости формулами, (1.52)—(1.54).
Совокупность двух одинаковых противофазных монополей, рас стояние между которыми d мало по сравнению с длиной волны, называют диполем Излучаемый диполем звук определяется формулой (1.55), в которой </! + <72 = 0.
р = /рюМ -^^ 1. e~^r cos е, (1.56)
где М = q^d — момент диполя.
Ось, проведенную от монополя <7, к монополю <72, называют осью диполя. Простейшим дипольным источником является малая по сравнению с длиной волны сфера, гармонически колеблющаяся (осциллирующая) по оси диполя со скоростью и. Она излучает звук так же, как диполь с моментом М = 2ла3и, где а — радиус сферы.
Другим источником дипольного типа является гармоническая сила F, приложенная к среде. Она эквивалентна диролю с моментом
Рис. 1.3. Фактор Ф направленности диполя:
М = —/f/pto, ось которого направлена по линии действия силы Поэтому «силовые» члены в правой части уравнения (1 4) описывают диполи силой F на единицу объемаМ = —/f/pto, ось которого направлена по линии действия силы Поэтому «силовые» члены в правой части уравнения (1 4) описывают диполи силой F на единицу объема— ОСЬ ДИПОЛЯ
М = —/f/pto, ось которого направлена по линии действия силы Поэтому «силовые» члены в правой части уравнения (1 4) описывают диполи силой F на единицу объема
М = —/f/pto, ось которого направлена по линии действия силы Поэтому «силовые» члены в правой части уравнения (1 4) описывают диполи силой F на единицу объема
Диполь имеет «восьмерочную» характеристику направленности с максимумом на его оси (рис. 1 3). Это признак дипольного излучения. Интенсивность звука, излучаемого диполем,Диполь имеет «восьмерочную» характеристику направленности с максимумом на его оси (рис. 1 3). Это признак дипольного излучения. Интенсивность звука, излучаемого диполем,Если к малой по сравнению с длиной волны области приложено одновременно несколько гармонических сил одинаковой частоты, то излучаемое поле совпадает с полем одной силы, равной их геометрической сумме Сказанное объясняет широкое распространение дипольных источников шума— они возникают, когда к среде приложена сила (например, шум вращающегося винта, вихревой шум и т д ) или при колебаниях в среде тел, малых по сравнению с длиной волны.
Диполь имеет «восьмерочную» характеристику направленности с максимумом на его оси (рис. 1 3). Это признак дипольного излучения. Интенсивность звука, излучаемого диполем,
Диполь имеет «восьмерочную» характеристику направленности с максимумом на его оси (рис. 1 3). Это признак дипольного излучения. Интенсивность звука, излучаемого диполем,
и его звуковая мощность
<158>
очень быстро растут с увеличением частоты
PM/P„=(W/3<1.PM/P„=(W/3<1.(1 59)(1 59)Диполь излучает звук гораздо менее эффективно, чем монополь. Из формул (1 54) и (1 58) следует, что отношение звуковых мощностей монополя и диполя, составленного из двух таких же монополей, расположенных на расстоянии d.
PM/P„=(W/3<1.
PM/P„=(W/3<1.
(1 59)
(1 59)
Квадрупольные излучатели представляют значительный интерес при борьбе с аэрогидродинамическими шумами. Квадрупольное излучение характерно для свободной струи газа, турбулентного пограничного слоя и т. д. Квадруполи могут быть продольными, поперечными [0.9] н их комбинациями. Квадруполи образуются одновременно работающими близко расположенными диполями, различным образом ориентированными друг относительно друга. Формулы, определяющие излучаемое квадруполями звуковое поле и их звуковую мощность, приведены в книге [0 9]. Укажем только, что квадруполи излучают звук менее эффективно, чем диполи, а их звуковая мощность пропорциональна шестой степени частоты.
ЗВУКОВЫЕ ВОЛНЫ В ТВЕРДЫХ ТЕЛАХ
Уравнения теории упругости
Всякое движение упругого тела можно представить в виде
и = grad qp + rot А,и = grad qp + rot А,(1 60)(1 60)
и = grad qp + rot А,
и = grad qp + rot А,
(1 60)
(1 60)
где и — вектор перемещения; ф, Л — скалярный и векторный потенциалы, удовлетворяющие волновым уравнениям1 д3ф д2ф д2ф ^2ф _0где и — вектор перемещения; ф, Л — скалярный и векторный потенциалы, удовлетворяющие волновым уравнениям1 д3ф д2ф д2ф ^2ф _0^Л^Л(1.61)(1.61)(1.62)
где и — вектор перемещения; ф, Л — скалярный и векторный потенциалы, удовлетворяющие волновым уравнениям
1 д3ф д2ф д2ф ^2ф _0
где и — вектор перемещения; ф, Л — скалярный и векторный потенциалы, удовлетворяющие волновым уравнениям
1 д3ф д2ф д2ф ^2ф _0
^Л
^Л
(1.61)
(1.61)
соответственно скорости продольных и поперечных волн; X, р — постоянные Ламе [5], рт — плотность материала.
Расчет колебаний машин, звукоизоляции кожухами, ограждениями и т. д. с помощью общих уравнений (1 60), (1.61) представляет значительные трудности, поэтому при описании колебаний стержней, пластин, оболочек, из которых обычно состоят излучающие или проводящие звук конструкции, используют приближенные уравнения.
Волны в стержнях и пластинах
Стержнем называют вытянутое тело, поперечные размеры которого значительно меньше его третьего размера — длины. Стержни могут совершать продольные, крутильные, изгибные колебания, а также более сложные колебания, состоящие из названных
При продольных колебаниях прямого тонкого стержня точки каж дого поперечного сечения перемещаются в направлении его оси. Оии подчиняются одномерному волновому уравнению 13]. Скорость распространения продольных волн в тонком стержне не зависит от ча стоты:
спс =/Ё/^, (1.63) где Е — модуль Юнга материала стержня.
При крутильных колебаниях поперечные сечения тонкого стержня поворачиваются вокруг центра тяжести (стержень закручивается). Скорость распространения крутильных волн в стержне круглого и кольцевого сечения '
Ске = У'б/Рт, (1.64) где 0 = ц — модуль сдвига материала стержня, для стержня прямоугольной формы формула скорости приведена в [0.14].
При изгибных колебаниях поперечные сечения тонкого стержня совершают поперечные перемещения и поворот вокруг оси, лежащей в нейтральной плоскости Последняя не деформируется при изгибе. Скорость изгибных волн в стержне растет с ростом частоты и:
сис = KficS/m?, - (1.65)
где В — изгибная жесткость [3]; тс — масса стержня на единицу длины; для стержня толщиной h и шириной b В = Ebh3/\2.
Продольные волны в тонкой пластине сопровождаются одинаковым по ее толщине перемещения точек в плоскости пластины. Скорость
распространения продольных волн в пластине не зависит от частоты: сп = /£/рт (1 - v^),(1.66)
где v — коэффициент Пуассона
Скорость сп выше скорости продольных волн в стержне, но меньше скорости продольных волн в бесконечном теле q
Изгибные волны в тонкой пластине подобны изгибным волнам в тонком стержне. Они также распространяются со скоростью, зависящей от частоты
си=4^о№^,(1.67)
где D = Eh?/12 (1 —v2) — цилиндрическая жесткость пластины; h — толщина пластины, mn = p4h — масса пластины на единицу площади.
Изгибно колеблющиеся пластины — корпуса машин и их части, стенки воздуховодов и т. д. — являются широко распространенным источником шума. Звукоизолирующие конструкции — кожухи, кабины, ограждения и т д — обычно состоят из пластин. Излучение звука пластинами рассмотрено в п. 18 4, звукоизоляция ими — в
Волны в оболочках сложнее, чем в пластинах и стержнях Сведения о них, а также более полное описание волн в стержнях и пластинах приведены в соответствующей литературе [3,0.14]
Импеданс механической конструкции
Механическим импедансом (импедансом) механической конструкции (системы) называют отношение гармонической силы, приложенной к конструкции, к скорости частиц в некоторой точке Если последняя совпадает с точкой приложения силы, то импеданс называют входным, в противном случае — переходным Входные импедансы нескольких простейших механических систем приведены в табл. 9.2.
Излучение звука пластинами и оболочками
Характер излучения звука пластинами существенно различен на частотах до и после ее граничной частоты. На граничной частоте пластины
ftp = "^ V mn]D(1.68)
скорость изгибных волн в ней (1.67) равна скорости звука в воздухе с; до граничной частоты (/ < /гР) скорость изгибных волн в пластине меньше, а после граничной частоты — выше.
18 4 1. На частотах, при которых меньший размер пластины в 2—3 раза и более превосходит длину волны звука в воздухе, при расчете звуковой мощности, излучаемой пластиной под действием сил и моментов, пластину можно считать бесконечной Сводка основных расчетных формул [0 10, 0 14, 8] дана в табл 1.2; ки = си/си — волновое число изгибных волн в пластине; т] — коэффициент потерь пластины Анализ приведенных в табл. 1 2 формул показывает, что после граничной частоты пластина излучает звук эффективнее, чем до нее.
Та б л и ц а 1.2
Воздействие
Частота
Звуковая мощность (для линейных сил и моментов дается на единицу длины)
Сосредоточенная сила F
Линейная сила F (на единицу длины)
Сосредоточенный момент М
Линейный момент Л/ (на единицу длины)
/ > /Гр
' >/гр / < /гр
' > /гр
рс*2Е2/4л (тп<о)2 £F2/16(mnD)I/2
pckFz/A (тцу>у ^2/8&и (mnD)I/2 рск*Мг/12л (тпау ^М2/32(типу/2 рск3Мг/8 ^тп<»у
£6иМ2/8 (тпо)*/2
Примечание Пластина граничит с жидкостью с обеих сторон. Приведена звуковая мощность, излучаемая по одну сторону
от пластины, t, ===
mu^V - /ГрЛ +2Р<
2 Звуковая мощность Р, излучаемая колеблющейся конструкцией (не обязательно пластиной), связана со среднеквадратичной скоростью по ее поверхности и времени о соотношением
Р = pcrsSv2, (1.69) rs — коэффициент излучения, зависящий от формы и размеров конструкции, частоты звука, распределения скорости по излучающей поверхности площадью $ и других факторов.
Для бесконечной пластины, по которой бежит изгибная волна,
V v-M*V v-M*(1.70)(1.70)
V v-M*
V v-M*
(1.70)
(1.70)
так, что теоретически до граничной частоты пластина не излучает энергии. Вместе с тем все реальные конструкции или их части в виде пластин ограничены Выражения коэффициентов излучения ограниченных пластин [0 14] очень громоздки и поэтому не приводятся. Укажем только, что до граничной частоты коэффициент излучения ограниченных пластин, хотя и не равен нулю, но значительно меньше единицы, так что пластина плохо излучает звук. После Граничной частоты формулой (1 70) можно пользоваться и для ограниченной пластины, пластина излучает лучше, чем до граничной частоты.
1 8.4 3 Расчет коэффициента излучения для оболочек значительно сложнее, чем для пластин, и в настоящее время отсутствуют простые
расчетные формулы для его определения, за исключением отдельных частных случаев. Вопросы расчета излучения звука оболочками рассмотрены в книге [15].
ВОЛНОВОЙ МЕТОД РАСЧЕТА РАСПРОСТРАНЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ В ОДНОМЕРНЫХ НЕОДНОРОДНЫХ СТРУКТУРАХ
Для звукоизоляции и звукопоглощения часто применяю конт струкции, состоящие из нескольких разнородных слоев, толщина одних соизмерима с длиной волны, другие — тонкие. Расчеты виброизоли рующих конструкций вызывают необходимость во многих случаях определять характеристики распространения продольных и других воли по стержневым конструкциям. Распространение плоских волн в воздуховодах переменного сечения также является примером распространения волн в плоских неоднородных структурах.
Эти и им подобные задачи могут быть рассмотрены, и различные характеристики распространения волн и механических колебаний определены единым методом с помощью матричных формул, коэффициенты в которых выражаются через параметры составных элементов неоднородной структуры [11—14].
Преимуществом этого метода является то, что все коэффициенты и параметры, определяющие отражение и прохождение звуковых волн и механических колебаний в неоднородных плоских структурах, такие как коэффициенты прохождения и отражения, коэффициент поглощения, уравнения резонансных и антирезонансных частот и другие выражаются через коэффициенты матрицы структуры единым способом независимо от вида структуры и типа волн. Это позволяет не выполнять расчеты для каждого вида структуры в отдельности. Коэффициенты матрицы неоднородной структуры определяются рядами, аргументами которых служат волновые параметры элементов структур. В отличие от метода четырехполюсников, в котором необходимо каждый раз заново находить аналитические формулы для каждой структуры в отдельности, в рассматриваемом методе такой расчет сделан один раз в общем виде, и для каждой конкретной структуры достаточно выписать соответствующие типы рядов, используя общие выражения для коэффициентов матрицы Благодаря этому расчет упрощается, и можно проанализировать влияние отдельных элементов структуры на характеристики структуры в целом, а также быстро производить численные расчеты характеристик структуры.
ПРИМЕНЕНИЕ ТЕОРИИ ПОДОБИЯ И ФИЗИЧЕСКОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ В ВОПРОСАХ БОРЬБЫ С ШУМОМ
Моделирование с использованием законов подобия позволяет исследовать на моделях процессы в значительных по размерам сооружениях и машинах и найти их оптимальные параметры, по результатам единичного эксперимента получить количественные данные о процессах н необходимые количественные характеристики для целого класса подобных объектов при сходных условиях
При разработке мероприятий по борьбе с шумом чаще всего моделируют процессы распространения звука (моделирование помещений,
звукопоглощающих облицовок, глушителей шума, звукоизоляции) и источники звука (аэро- и гидродинамические, механические и электромагнитные).
Научные основы теории подобия и моделирования описаны в работах [0.1, 4, 7, 9].
Ниже приведены лишь краткие сведения по этим вопросам.
Моделирование распространения звука в помещениях
Для подобия распространения звука в помещениях необходимо следующее.
Геометрическое подобие натуры (характерный размер Оп) и модели (характерный размер Ом)
DH>DM = idem.(1-71)
Равенство критериев Гельмгольца в натуре и модели
Не = /D/с = D/X = idem,(1.72)
где / — частота звука, с — скорость звука, X — длина звуковой волны. На сходных режимах соотношение между размерами помещения и длиной волны должно быть одним и тем же в натуре и модели. Не обязательно иметь одну и ту же среду в модели и натуре — иногда в мо дели удобнее применить фреон или водород, скорость звука в которых существенно отличается от скорости звука в воздухе
Равенство безразмерных акустических импедансов в модели и натуре в сходных точках границ на сходственных частотах
Z/pc = idem(1.73)
Это условие выполнить трудно, так как невозможно обеспечить ZH = ZM в достаточно широких полосах сходственных частот. Поэтому подбирают несколько различных образцов, удовлетворяющих постав ленным условиям каждый в определенной полосе частот или, для упрощения, — с одинаковыми коэффициентами звукопоглощения ан = ам в сходственвых интервалах частот.
Условие (1.73) подразумевает, что поглощающие поверхности являются локально-реагирующими и импедансы ZH и ZM не зависят от угла падения звуковой волны. В противном случае задача услож няется еще больше, так как требуется подобие четырех параметров, характеризующих распространение звука в звукопоглощающих обли цовках (действительные и мнимые части постоянной распространения и волнового сопротивления), и геометрическое подобие последних. Эту задачу еще не решали.
Подобие источников звука должно соблюдаться в модели и натуре. онн должны быть геометрически подобными, обладать одинаковой характеристикой направленности на сходственных частотах и распо лагаться в одних и тех же сходных точках модели н натуры. Строго говоря, на сходственных частотах должны быть равны также безразмерные импедансы Z/pc в сходных точках источников. Если все эти условия соблюдаются, и звуковая мощность источника на сходственных частотах пропорциональна квадрату линейных размеров источ
PJ^№ = PJD^,(1.74)
то в сходных точках помещений будут одинаковыми уровни звукового давления
Ем = Ен, (1.75) и задача моделирования будет решена полностью.
Если же условие (1.74) не выполнено, то при коэффициенте звуко поглощения, не зависящем от уровня звукового давления как в модели, так и в натуре, будет одинаковой разность уровней в модели и в натуре на всех сходственных частотах в сходных точках:
LH—£м = const (1.76)
Температура и плотность воздуха в модели и в натуре должны быть одинаковыми. Изменяя частоту звука, в модели можно получить влияние акустической обработки ограждающих конструкций натур ного помещения. Аналогичным образом моделируются глушители шума в воздуховодах, каналах.
Моделирование звукоизолирующих конструкций
При моделировании звукоизолирующих конструкций [2, 7] мо дель должна быть подобна натуре Если исследуется звукоизолирующая способность каких-либо элементов строительных конструкций, звукоизолирующих кожухов или кабин, то модельные испытательные ка меры должны удовлетворять всем требованиям стандартов на сход ственных частотах, определяемых равенством (1.72). Как однослойные, так и слоистые звукоизолирующие конструкции должны быть нзготов лены из одних и тех же материалов, но все размеры изменены в соот ветствнн с масштабом моделирования, а частоты изменены в соответ ствин с формулой (1.72). Тогда разность уровней звукового давления в камерах высокого и низкого уровня, отделенных друг от друга испы тываемон конструкцией, на сходственных частотах будет в модели и натуре одинаковой. Источники звука должны находиться в сходных точках модели и натуры.
Если исследуется передача звука по конструкциям, то необходимо правильно моделировать узлы примыкания Уровни виброскоростн будут в сходных точках модели и натуры отличаться на одну и ту же величину. Моделирование позволяет исследовать типы волн, затуха ине звука, его косвенную передачу и т. п
Рассмотренный метод моделирования предполагает, что коэффи циент потерь материала конструкции мало зависит от частоты. Малая зависимость от частоты выполняется для большинства строительных и конструкционных материалов, если масштаб модели не слишком мал (1:5—1 : 20).
Моделирование аэродинамических источников шума (0.1, 4|
К аэродинамическим источникам шума, требующим испытании на моделях, в первую очередь относятся вентиляторы и воздуходувки Кроме того, иногда необходимо моделировать шум технологических установок, установок для испытания изделий, шумообразованне в эле ментах воздуховодов и т. п
Акустические процессы, сопровождающие работу аэродинамнче ских установок, — это часть происходящих в них аэродинамических
процессов, и для акустического подобия требуется прежде всего подобие процессов аэродинамических Поэтому экспериментальные уста новки, предназначенные для модельных аэродинамических исследова ний, часто пригодны и для исследований акустических, если только их работа не сопровождается сильными посторонними шумами
При акустическом моделировании аэродинамических установок определяют следующие данные: звуковую мощность шума, излучае мого в окружающее пространство и в присоединенный воздуховод, спектральное распределение этой мощности, зависимость указанных величин от режима работы установки, пересчет полученных данных на натуру Затем определяют необходимые мероприятия по шумо глушению
Звуковая мощность Р зависит от параметров, определяющих геометрические свойства объекта, режима его работы, физических параметров среды и характеристик течения. В общем виде при уело вии, что проточная часть модели геометрически подобна натуре.
Р = Р (D, и, р, с, у', И, v, га, /, Z, (3), (1.77)
где D — характерный iеометрический размер; и — характерная ско рость; р — плотность среды в характерной точке; с — скорость звука, которая совместно с р определяет состояние среды, у' и V — среднеква дратичная скорость и линейный размер турбулентных пульсаций в потоке, поступающем в установку; v — кинематическая вязкость среды, п — частота периодического внешнего воздействия на течение, например частота вращения вентилятора, / — частота образующего звука, Z — акустические и механические свойства (импеданс) границ пространства, в котором происходит течение или излучение звука, Р — параметр, определяющий режим работы установки, например, угол притекания потока к лопаткам колеса вентилятора в относитель ном течении.
Из этого перечня видно, сколь сложна задача моделирования про цессов излучения звука потоком.
На основании известных методов теории размерностей [9] урав пение (1.77) можно представить в виде критериальной зависимости.
■Цак==-^= Ф (М, Re, Ка, 14D, Не, Sh, Z, 0),(1.78)
Npu3D2 ,
где т]ак — акустический КПД, N — коэффициент гидравлической мощности, М = и/с — число (критерий) Маха, Re = uD/v — число (критерий) Рейнольдса; Ка = «Чи — число (критерий) Кармана; 14D — пространственный масштаб гурбулентности, Sh = fD/u— число (кри- 1ерий) Струхаля, Не = fD/c— число (критерий) Гельмгольца; Z = = Z/pc — безразмерный импеданс границ
Сказанное справедливо для адиабатного течения. Если необходимо учитывать процессы теплообмена, то в правой части появятся Критерии, характеризующие подобие тепловых явлений.
Распределение звуковой мощности Р по частотным полосам дает энергетический спектр шума, создаваемого установкой,
^- = Ф1(М, Re, Ка, РЩ, Не, Sh, Z, 0, А/7/ср).(1.79)
Здесь Р, — звуковая мощность, приходящаяся на i-ю полосу
П/р Е. я. Юдина
частот, Д/— ширина i-й частотной полосы; /ср— средняя частота этой полосы.
Для полного подобия необходимо, чтобы в модели и в натуре М, Z, Р, Re, Ка, Г(D, Sb, Не имели одно и то же значение Это в общем случае невозможно Например, условия М = ulc— idem и Re = = uDlv = idem требуют изменения плотности или состава среды при нзменении размера D, что приведет к изменению безразмерных импе- дансов и т д Однако, пренебрегая влиянием второстепенных параметров, можно изучить влияние тех или иных факторов на моделях в достаточно широком диапазоне изменения определяющих параметров.
Моделирование гидродинамических источников шума (случай капельной жидкости)
Помимо геометрического подобия областей, в которых имеется поток и происходит распространение звука, а также равенства безразмерных импедансов на поверхностях, ограничивающих область распространения звука, должно соблюдаться аэро! идродинамнческое подобие, что требует в первую очередь равенства чисел кавитации в модели и в натуре:
k= (р — z)/pu2, (1.80) где р — гидростатическое давление, z — объемная прочность жидкости, обычно принимаемая равной давлению насыщенных паров при температуре жидкости, р и и — плотность н скорость движения жидкости.
Кроме того, должно соблюдаться постоянство чисел Рейнольдса илн должна быть обеспечена автомодельность течения, т е независимость картины линий тока и образования вихрей от числа Рейнольдса. В не слишком протяженных гидродинамических системах зависимостью картины течения от М можно пренебречь, наоборот, интенсивность образующегося звука очень сильно зависит от М
Моделирование механических излучателей шума
Модель излучателя шума и натура должны быть геометрически подобны друг другу. Необходимо соблюсти условие одинакового соотношения между размерами излучателя н длиной волны — соотноше нне (1 72), где f — частота излучаемого шума, а О — характерный геометрический размер излучателя Колебания всех точек излучающих поверхностей натуры и модели должны быть подобны друг другу, т е отношения колебательных скоростей в сходных точках модели и натуры должны быть равны друг другу, н между ними должны сохраняться на сходственных частотах одинаковые фазовые соотношения.
Условие равенства фазовых соотношении для случайных шумов заменяется требованием сохранения подобия пространственных интер валов корреляции на поверхности излучателя в сходственных полосах частот. Это требование эквивалентно требованию подобия энергетических спектров колебаний в сходных точках модели н натуры — энергетический спектр скоростей частиц модели в постоянных относительных полосах частот должен получаться из спектра натуры простым сдвигом по логарифмической осн частот и увеличением (или уменьшением) ординат на одно н то же число в дБ. При соблюдении этих
условий звуковые поля, создаваемые моделью излучателя и натурой в свободной атмосфере, будут подобны друг другу, т е. в сходных точках будут одинаковыми отношения скоростей частиц и давлений (хотя отношения давления и скорости в натуре и на модели могут отличаться из за разных значений рс), факторы направленности и разности уровней звукового давления или уровней интенсивности в сходных точках свободного звукового поля модели и натуры
Скорости частиц среды, прилегающих к поверхности излучателя, равны скорости иа этой поверхности. Поэтому при изменении интен сивности излучения отношение скорости частиц в любой точке звуко вого поля к скорости на поверхности излучателя остается неизменным (прн сохранении подобия и линейности процесса) В подобных звуко вых полях отношения скоростей частиц в сходных точках звуковых полей равны отношению колебательных скоростей в любых сходных точках поверхности излучателей.
Звуковые мощности в натуре и модели связаны соотношением
pjpM=ад с^ад, (РС)М, (181)
где и — скорость на поверхности излучателя; D — характерный размер излучателя. Осуществить точную акустическую модель, подобную натуре, удаегся далеко не во всех случаях
Моделирование механического шума
Механический шум машины можно моделировать следующим образом. Модель должна быть геометрически подобна натуре и сделана из тех же материалов Частота вращения вала п в модели должна быть обратно пропорциональна размеру модели D
«н/»м = D^Dk,(1 82)
т. е. окружные скорости вращающихся деталей в модели и натуре должны быть сохранены.
Условия возбуждения звука должны быть одинаковыми Воздух, окружающий модель, должен иметь те же плотность и температуру, что и в натурных условиях. При соблюдении этих условий общий уровень шума, а также уровни в сходственных полосах частот в сходных точках открытого пространства вокруг модели и в натуре будут одними н теми же £м; = LHi при соблюдении условия для расстояний
Гм/Ч1 = Dm/Dh.(1.83)
Границы сходственных полос частот для модели и натуры при этом будут определяться выражением
/hi//mi =/нг//м2 = ^м/^н(1-84)
Наиболее сложно обеспечить одинаковыми в модели и натуре условия возбуждения звука Для этого должны быть подобны все люфты и зазоры, параметры шероховатости всех трущихся поверхностей, юстояние смазки и т. п Поэтому очень сложно с помощью моделирования получить точный результат. Однако на модельных установках обычно можно разрабатывать мероприятия по снижению шума, исследовать физические процессы шумообразовання и получать сопоставимые сравнительные результаты,
ГЛАВА 2
ОБЩИЕ ВОПРОСЫ БОРЬБЫ С ШУМОМ
ФИЗИОЛОГО-ГИГИЕНИЧЕСКИЕ И СОЦИАЛЬНОЭКОНОМИЧЕСКИЕ АСПЕКТЫ БОРЬБЫ С ШУМОМ
. Действие шума на организм человека
Шум определяют как звук, оцениваемый негативно и наносящий вред здоровью Проявление вредного воздействия шума на организм человека весьма разнообразно.
1 1 Длительное воздействие интенсивного шума [выше 80 дБ (А)] на слух человека приводит к его частичной илн полной потере В зависимости от длительности и интенсивности воздействия шума происходит большее или меньшее снижение чувствительности органов слуха, выражающееся временным смещением порога слышимости, которое исчезает после окончания воздействия шума, а при большой длительности нли (и) интенсивности шума происходят необратимые потери слуха (тугоухость), характеризуемые постоянным изменением порога слышимости.
В настоящее время в СССР и за рубежом оценка приемлемости производственного шума с уровнем выше 80 дБ (А) чаще всего базируется на выявлении воздействия шума на органы слуха человека. Степень повреждения органов слуха зависит от уровня звука н его продолжительности н от индивидуальной чувствительности человека.
Методика оценки воздействия производственного шума с целью сохранения слуха регламентируется в стандарте ИСО—1999—75, в котором установлено соотношение между воздействием шума, выражаемым через уровень звука и его продолжительность, и процентом людей, у которых можно ожидать ухудшения слуха вследствие воздействия производственного шума.
Ухудшение слуха можно выразить количественно через смещение порога слуха на различных частотах. Однако в большинстве случаев не имеется зарегистрированных исходных аудиометрическнх данных (до воздействия шума), поэтому повреждение слуха оценивают через пороги слуха Установлен предел допустимых порогов слуха для сохранения способности человека понимать разговорную речь
Методика оценки воздействия производственного шума с целью сохранения слуха предполагает, что слух является ухудшившимся (поврежденным), если среднеарифметическая величина постоянного смещения уровней порогов слуха для трех частот 500, 1000 н 2000 Гц составляет 25 дБ илн более по сравнению с соответствующим средним уровнем по стандарту ИСО—389—75.
Для профилактической работы по обеспечению безопасных условий труда по шумовому фактору служит аудиометрический контроль работающих, проводимый для оценки состояния органов слуха. Про-
ведение аудиометр ического контроля и оценка его результатов осуществляется путем выявления состояния слуховой функции как среднеарифметического значения снижения порогов слуховой чувствительности в диапазоне речевых частот (500—2000 Гц) и на частоте 4000 Гц.
Различают следующие степени потери слуха. I степень (легкое снижение сл>ха) — потеря слуха в области речевых частот составляет 10—20 дБ, на частоте 4000 Гц — 60 ± 20 дБ, II степень (умеренное снижение слуха) — потеря слуха соответственно составляет 21—30 дБ и 65 ± 20 дБ, III степень (значительное снижение слуха) — потеря слуха соответственно составляет 31 дБ и более н 78 ± 20 дБ
Проведение предварительных медицинских осмотров при посгуп лении на работу и периодических осмотров (в целях профилактики профессиональных заболеваний) регламеитируется приказом Министра здравоохранения СССР № 400 от 30 мая 1969 г Проведение при таких осмотрах или массовых обследованиях аудиометрического контроля позволяет выявить начальные формы нарушений слуховой функции у лиц с повышенной чувствительностью к шуму, своевременно принять меры по сохранению трудоспособности рабочего.
Результаты проведенных обследований показали, что тугоухость в последние годы выходит на ведущее место в структуре профессиональных заболеваний н не имеет тенденции к снижению [20]
2 Действие шума на организм человека не ограничивается воздействием на орган слуха Через волокна слуховых нервов раздражение шумом передается в центральную и вегетативную нервные системы, а через них воздействует на внутренние органы, приводя к значительным изменениям в функциональном состоянии организма, влияет на психическое состояние человека, вызывая чувство беспокойства и раздражения Человек, подвергающийся воздействию интенсивного шума, затрачивает в среднем на 10—20 % больше физических и нервно-психических усилий, чтобы сохранить выработку, достигнутую нм при уровне звука ниже 70 дБ (А) Установлено повышение на 10— 15 % общей заболеваемости рабочих шумных производств
Воздействие шума на вегетативную нервную систему проявляется даже при небольших уровнях звука [40—70 дБ (А)] и не зависит от субъективного восприятия шума человеком Из вегетативных реакций наиболее выраженным явлиется нарушение периферического кровообращения за счет сужения капилляров кожного покрова и слизистых оболочек, а также повышение артериального давления [при уровнях звука выше 85 дБ (А)]. В то время как для вегетативной нервной системы характерно четкое соответствие между шумом и реакцией, в области психики такое соответствие отсутствует Установлено, что выраженные психические реакции появляются уже начиная с уровней звука, равных 30 дБ (А). При этом решающую роль в психической оценке неприятности шума играет личное отношение человека к этому шуму Воздействие на психику возрастает с увеличением частоты и уровня шума, а также с уменьшением ширины полосы частот шума.
Воздействие шума на центральную нервную систему вызывает увеличение латентного (скрытого) периода зрительно-моторной реакции, приводит к нарушению подвижности нервных процессов, изменению электроэнцефалографических показателей, нарушает биоэлектрическую активность головного мозга с проявлением общих функциональных изменений в организме [}же при шуме 50—60 дБ (А)], существенно
изменяет биопотенциалы моз1а, их динамику, вызывает биохимические изменения в структурах головного мозга «
При импульсных и нерегулярных шумах степень воздействия шума повышается Изменения в функциональном состоянии центральной н вегетативной нервных систем наступают гораздо раньше и при меньших уровнях шума, чем снижение слуховой чувствительности
В настоящее время «шумовая болезнь» характеризуется медицинской наукой комплексом симптомов К объективным симптомам шумовой болезни относятся снижение слуховой чувствительности, изменение функции пищеварения, выражающееся в понижении кислотности, сердечно-сосудистая недостаточность, нейроэндокриновые расстрсй-
Работающие в условиях длительного шумового воздействия испытывают раздражительность, головные боли, головокружение, снижение памяти, повышенную утомляемость, понижение аппетита, боли в ушах и т д Такие сдвиги в работе ряда органов и систем организма человека могут вызвать негативные изменения в эмоциональном состоянии человека вплоть до стрессовых Под воздействием шума снижается концентрация внимания, нарушаются физиологические функции, появляется усталость в связи с повышенными энергетическими затратами и нервно-психическим напряжением, ухудшается речевая коммутация. Все это снижает работоспособность человека и его производительность, качество и безопасность труда Установлено, что при работах, требующих повышенного внимания, при увеличении уровня звука от 70 до 90 дБ (А) имеет место снижение производительности труда на 20 %.
Исходя из концепции влияния шума на целостный организм [231, выдвинута гипотеза о том, что шумы средних уровней [ниже 80 дБ (A) J, не вызывающие потери слуха, тем не менее оказывают утомляющее, неблагоприятное влияние, которое складывается с аналогичным влиянием от категорий тяжести и напряженности труда Предложено [231 постулировать тождественность и синергичность эффекта влияния шума, как одной из компонент рабочей среды, и самой грудовой нагрузки на целостный организм человека — оператора
В табл 2 1 указаны рекомендуемые Научно-исследовательским институтом гигиены труда и профессиональных заболеваний Академии медицинских наук СССР предельные уровни звука в зависимости от категорий тяжести и напряженности труда, являющиеся безопасными в отношении сохранения здоровья и работоспособности
Базовым уровнем в этой таблице является уровень звука 80 дБ (А) как безопасный согласно исследованиям отечественных гигиенистов. Он соответствует нулевому риску потери слуха по стандарту ИСО-1999—75 Графы со знаками + в табл 2.1 относятся к случаям редко встречающихся сочетаний напряженного и очень напряженного труда с тяжелым и очень тяжелым, которых не должно быть в практике, учитывая необходимость оздоровления условий груда
В работе [24] выдвинута концепция биологической эквивалентности эффектов влияния шума и нервной нагрузки исходя из предположения о первичности громкостных эффектов влияния шума средних уровней иа нервную систему как по непосредственным, так и по отдаленным эффектам, с учетом того, что изменение громкости в 2 раза соответствует изменению > ровня звука на 10 дБ (.Х, Эта концепция подтверждена исследованиями, проведенными с использованием социально-гигиенических, физиолого-гигиенических и клинических ме-
Категория напряженности
Категория тяжести трудя
1 Легкая
11 Средняя
111 Тяже
IV Очень тяжелая
1. Мало напряженный
80
80
75
75
11 Умеренно напряженный
70 '
70
65
65
Ш Напряженный
60
60
+
+
IV Очень напряженный
50
50
+
+
тодов и показателей, и положена в основу «Гигиенических рекомендаций по установлению уровней шума на рабочих местах с учетом напряженности н тяжести труда» [2]
. Социально-экономические аспекты борьбы с шумом на производстве
2.1 Социальное значение проблемы борьбы с шумом в первую очередь заключается в улучшении условий труда и отдыха, снижении текучести кадров, проявлении периода активной деятельности работающих, повышении удовлетворенности трудом При разработке стратегии борьбы с шумом с социальной точки зрения большое значение имеет определение численности людей, подвергающихся воздействию шума высоких уровней В частности, на предприятиях текстильной промышленности, а также на предприятиях металлургии и машиностроения велик процент работающих в условиях с достаточно высоким уровнем шума
2 1 Оценка социально-экономической эффективности мероприятий по снижению шума связана со степенью акустической безопасности труда, которая характеризуется вероятностью отсутствия повреждения слуха
Социальный ущерб от производственного шума определяется числом рабочих, получивших повреждение слуха, а социальная эффективность мероприятий по снижению шума — их оздоровительным эффектом, т е уменьшением заболеваемости Вероятность Р повреждения слуха в зависимости от эквивалентного урцрня звука и продолжительности его действия на человека по данным ИСО-1999—75 приведена в табл 2 2 При общем числе Д работающих в данных пронз-
Параграф написав В. И. Заборовым.
Таблица 2.2
Эквивалентный уровень звука Ьдед. ДБ <А>
Продолжительность работы /, лег
5
10
15
20
25
90
0 04
0 1
0 14
0 16
0 16
95
0 07
0 17
0 24
0 28
0 29
100
0 12
0 29
0 37
0 42
0 43
105
0 18
0 48
0 53
0 58
0 60
110
0 26
0 55
0 71
0 78
0 78
115
0,36
0,71
0,83
0,87
0,84
водствснных условиях число рабочих с поврежденным слухом буде! РД. Социальная эффективность мероприятий по снижению шума в %
С^-Р^Д/Р^) 100,(2.1)
где Дг и Д2 — число работающих, Pt и Р^ — вероятность повреждения слуха (см. табл 2 2) соответствено до и после изменения интенсивности и продолжительности действия шума
Положительному социальному эффекту отвечают значения С > 0. Социально эффективными могут оказаться и такие мероприятия, при которых в результате применения новой техники или новых конструктивных решений уровень звука даже повысился, но число работающих, подвергающихся действию шума, уменьшилось настолько, что общее число рабочих с поврежденным слухом стало меньше Пусть, например, в результате изменения технологического процесса эквивалентный уровень звука на рабочих местах повысился с 95 до 97 дБ (А), а число работающих уменьшилось вдвое (.Д^Дг = 2). Тогда через 5 лет социальная эффективность такого мероприятия составит
С = (1 — 0,09/2-0,07) 100 = 36 %,
что соответствует такому же уменьшению числа профессиональных! заболеваний. В то же время уменьшение уровня звука при одновременном увеличении числа рабочих, подвергающихся его действию, может привести к росту числа заболеваний, т е. к отрицательному социальному эффекту.
Экономический ущерб вследствие неблагоприятного действия производственного шума характеризуется увеличением затрат труда на производство единицы продукции, обусловленных ростом числа дней временной нетрудоспособности, частичной утратой общей трудоспособности, повышенным утомлением здоровых рабочих, а в некоторых случаях и более ранним выходом на пенсию и дополнительным отпуском [4, 16]
Полные трудовые потери вследствие профессионально обусловленной заболеваемости составляют в %
A/71 = 0,16(L^?-85).(2.2)
При эквивалентном уровне звука на рабочем месте Z-ле» < $° ДБ (А) повышенная заболеваемость рабочих вследствие производственного шума, как правило, не наблюдается
Полные трудовые потери вследствие повреждения слуха, вызывающего частичную стойкую утрату общей трудоспособности, и повышенного утомления здоровых рабочих через t0 лет при действии шума с эквивалентным уровнем звука кдец в течение / лет составит в %
ДЛ, = 2 ^ТА + АЛ У (2.3) где Д7] = 7,5-31/аР-1 — средняя степень утраты общей трудоспособности вследствие повреждения слуха и повышенного утомления здоровых рабочих, отнесенная ко всем рабочим, через t лет работы в условиях шума; А72= 7,5-31/аР-1 {1 — [1 — Р (/)]В} — средняя степень утраты трудоспособности всех рабочих вследствие повреждения слуха у части из них Здесь а = lg [1 — Р (10)] 1g 1 [1 — Р (/)]; ₽ = 1 4- 0,4771g [1 — Р (10)], где Р (7) и Р (10) — вероятность повреждения слуха при заданном эквивалентном уровне звука соответственно через t и 10 лет работы
Второе слагаемое формулы (2.3) учитывает потери, связанные с пониженной трудоспособностью рабочих с поврежденным слухом в случае их перехода на работу с уровнем звука ниже 85 дБ (А) и имеет смысл при /0> /.
Полные трудовые потери вследствие профессионально обусловленной заболеваемости, повреждения слуха и повышенной утомляемости здоровых рабочих в %
ДЛ = АЛ, + ДЛ2. (2.4)
Ежегодный экономический ущерб в руб./год от вредного воздействия производственного шума через <0 лет может быть вычислен по формуле
где 3 — среднегодовая заработная плата рабочего, руб.; Д — число рабочих, подвергающихся действию шума. Значения ДЛ, вычисленные по формуле (2.4) для различных значений t, t0 и Ьдеч, приведены в табл. 2.3.
При оценке экономической эффективности применения средств защиты от шума наибольший интерес представляет определение годового экономического эффекта, усредненного за нормативный срок окупаемости капитальных вложений, равный в руб/год
3=^^-(ДЛ1-ДЛ3)-(А/Л + СЭ), (2.6)
где ДЛ! и ДЛ2 — ежегодные полные трудовые потери, %, усредненные за нормативный срок окупаемости, при работе в условиях шума с эквивалентными уровнями звука на рабочих местах LAt6q и LAi(lq соответственно до и после применения средств защиты от шума, 3 — средняя за нормативный срок окупаемости годовая заработная плата рабочего, руб , К — капитальные вложения в средства защиты от шума, руб.;
Полные трудовые потери ДП в % через 7, лет при работе в условиях шума t лет
1»
^Ае,- ДБ (А)
85
90
95
100
105
110
115
5
Z
0,5
2 5
5’5
Л 5
7.5
12’, 5
15,5
10
10
0.7
4’5
6
125
17 5
23
28
25
10
2’2
6
15
25
36,5
32
во 5
Среднее _ за 8 лет ДП
10
0,5
3,5
5>S
7-0
10
1з’
16*
N — нормативный срок окупаемости капитальных вложений, год; С3 — среднегодовые эксплуатационные расходы на средства защиты от шума, руб. В табл 2 3 даны значения Д/7, усредненные за 8 лет. Средняя за 8 лет годовая заработная плата приближенно равна
3= 30(1-f-aA/200), (2 7)
где 30 — среднегодовая заработная плата рабочего в первый год после снижения шума, руб/год, а — темпы роста заработной платы 'производительности труда), %.
Стоимость средств защиты от шума и их эксплуатации, как правило, мало влияет на значение экономического эффекта, и поэтому приближенно можно считать, что при снижении эквивалентного уровня звука на 10 дБ (А) ежегодный экономический эффект, отнесенный к одному рабочему, составляет около 7 % годовой заработной платы
В структуре трудовых потерь при работе в условиях повышенного шума около 60 % всех потерь составляет рост затрат труда вследствие частичной стойкой утраты общей трудоспособности из-за повреждения слуха, остальная часть трудовых потерь примерно в одинаковой мере зависит от повышенного утомления здоровых рабочих и профессионально обусловленной заболеваемости
ТРЕБОВАНИЯ К ЗАЩИТЕ ОТ ШУМА
ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ МАШИН, ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ, ПРОИЗВОДСТВЕННЫХ ПОМЕЩЕНИЙ
И ЗАСТРОЙКИ ТЕРРИТОРИИ
Общие положения
.2.1.1 При оценке шума и шумовых характеристик источников шума важное зиачецие имеют такие понятия, как имиссня и эмиссия Имиссия — это воздействие шумов на человека, находящегося в зоне
действия источников шума Она оценивается и измеряется там, где находится человек, на которого воздействует шум Оценка имиссии проводится в первую очередь для сопоставления с нормами допустимого шума. Для решения вопросов защиты от шума в подавляющем большинстве случаев недостаточно знать только имиссию шума, поскольку меры по защите от шума в первую очередь должны быть направлены на ограничение эмиссии, т е излучения шума Эмиссия характеризует непосредственно источник шума Допустимая эмиссия связана с допустимой имиссией через закономерности распространения шума от источника до места нахождения человека
Для оценки имиссии и эмиссии шума в последние годы предложен ряд различных показателей и критериев Наиболее важными и обоснованными из них являются следующие для оценки действия шума на человека и установления шумовых характеристик мест его пребывания — уровня звукового давления в октавных полосах частот, уровни звука и эквивалентные уровни звука, для оценки шумовых харак1еристик источников шума — уровни звуковых мощностей в октавных полосах частот, корректированные по «А» уровни звуковой мощности и в некоторых случаях уровни звукового давления в октавных полосах частот или уровни звука в предписанных точках на определенном расстоянии от источника шума
2 12 В системе мер по обеспечению защиты от шума на производстве большое значение имеет нормативно-техническая документация, относящаяся к проектированию машин, технологических процессов, производственных помещений и застройки территорий и устанавливающая требования к защите от шума
В СССР разработана система таких документов Она состоит из документов, устанавливающих требования к шумовым характеристикам мест пребывания людей и методов контроля этих характеристик; методов установления шумовых характеристик источников шума (машин, оборудования, механизированного инструмента), нх нормирования и контроля, устанавливающих методы расчета и проектирования шумоглушення при разработке новых типов оборудования и проектов зданий, сооружений и застройки территорий, требования к шумоглушащим конструкциям, устройствам и материалам Основополагающим документом, устанавливающим классификацию шумов, допустимые уровни шума на рабочих местах, общие требования к шумовым характеристикам машин, механизмов, средств транспорта и другого оборудования (далее — машин) и к защите от шума, является ГОСТ 12 1.003—83
Этим стандартом установлена следующая классификация шумов По характеру спектра шумы делятся на широкополосные с непрерывным спектром шириной более одной октавы и тональные, в спектре которых имеются выраженные дискретные тона При этом тональный характер шума для практических целей устанавливается измерением в третьоктавных полосах (при контроле его параметров на рабочих местах) частот по превышению уровня звукового давления в одной полосе над соседними не менее чем на 10 дБ
По времеинйм характеристикам шумы делятся на постоянные, уровень звука которых за 8-часовой рабочий день изменяется во времени не более чем на 5 дБ (А) при измерениях на временной характеристике «медленно» шумомера по ГОСТ 17187—81 (СТ СЭВ 1351—78), и непостоянные, уровень звука которых за 8-часовой рабочий день
изменяется во времени более чем на £ дБ (А) при намерениях на временной характеристике «медленно» шумомера по ГОСТ 17187—81.
Непостоянные шумы делятся на колеблющиеся во времени, уровень шума звука которых непрерывно изменяется во времени, прерывистые, уровень звука которых ступенчато изменяется [на 5 дБ (А) и более], причем длительность интервалов, в течение которых уровень остается постоянным, составляет 1 с и более; и импульсные, состоящие из одного или нескольких звуковых сигналов, каждый длительностью менее 1 с, при этом уровни звука, измеренные в дБ (А) и дБ (А I, соответственно на временных характеристиках «медленно» и «импульс» шумомерг по ГОСТ 17187—81, отличаются не менее чем на 7 дБ
Стандартом установлено, что для обеспечения допустимых шумовых характеристик рабочих мест при разработке технологических процессов, проектировании, изготовлении и эксплуатации машин, производственных зданий и сооружений, а также при организации рабочего места следует принимать в первую очередь все необходимые меры по снижению шума путем разработки шумобезопасной техники Система государственных стандартов по защите от шума, развивающая основные положения ГОСТ 12 1 003—83, состоит из нескольких групп
Первая группа относшся к нормам допустимого шума и включает (кроме ГОСТ 12.1.003—83) ГОСТ 12.1.036—81 (СТ СЭВ 2834—80) (допустимые уровни шума в жилых и общественных зданиях), ГОСТ 22283—76 (допустимые уровни авиационного шума на территории застройки) и ГОСТ 12.1 001—83 (допустимые уровни ультразвука на рабочих местах).
Вторая группа стандартов содержит методы измерения шума в рабочих местах в производственных помещениях (ГОСТ 20445—75), методы измерения ультразвука на рабочих местах (ГОСТ 12 4.077—79), методы и~'мерения шума на селитебной территории и в помещениях жилых и общественных зданий [ГОСТ 23337—78 * (СТ СЭВ 2600—80)].
Дретья группа стандартов устанавливает порядок определения шумовых характеристик машин, которые являются важнейшими их техническими характеристиками Эти стандарты необходимы для определения эмиссии шума машин, нормирования их шумовых характеристик, а также использования их в качестве исходных данных при разработке мер по шумоглушению
Методы определения шумовых характеристик машин изложены в шести стандартах Первый основополагающий ГОСТ 23941—79 (СТ СЭВ 541—77) содержит перечень шумовых характеристик источников шума, устанавливает деление методов определения шумовых характеристик (на точные, технические и ориентировочные) и условия проведения измерений Пять остальных стандартов [ГОСТ 12 1 024—81* (СТ СЭВ 3076—81), ГОСТ 12.1 025—81* (СТ СЭВ 3080-81), ГОСТ 12.1 028—80 .СТ СЭВ 1413—78), ГОСТ 12 1 027—80 (СТ СЭВ 1414—78), ГОСТ12.1 026—80 (СТ СЭВ 1412—78)] устанавливают два точных, два технических и один ориентировочный методы определения шумовых характеристик источников шума
Методы установления значений допустимых шумовых характеристик машин изложены в ГОСТ 12.1.023—80, в котором установлен порядок определения предельно допустимых и технически достижимых их шумовых характеристик
Четвертая группа стандартов устанавливает процедуру оценки эффективности гех или иных шумоглушащих конструкций и устройств.
В эту группу включены ГОСТ 16297—80, ГОСТ 24210—80, СТ СЭВ 1929—79, ГОСТ 15116—79, ГОСТ 23426—79, ГОСТ 23628—79, ГОСТ 22906—78, ГОСТ 23793—79
Пятая группа стандартов устанавливает классификацию и определяет требования, предъявляемые к шумоглушащнм конструкциям н устройствам, и является основой их широкого промышленного производства и внедрения
В ГОСТ 12 1 029—80 (СТ СЭВ 1928—79) дана классификация шумо- глушащнх конструкций и устройств Классификация и общие технические требования к звукопоглощающим материалам изложены в ГОСТ 23499—79, а номенклатура нх показателей в ГОСТ 4.209—79 Технические требования к звукоизолирующим изделиям установлены в ГОСТ 18108—80
В настоящее время разработаны типовые рабочие чертежи глушителей шума для систем вентиляции и кондиционирования воздуха, глушителей шума для компрессорных станций, чертежи звукоизолирующих кабин, плоских и объемных звукопоглощающих конструкций, акустических экранов, заглушенных н реверберационных камер
Перечень действующих стандартов в области борьбы с шумом приведен в конце главы
Требования к шумовым характеристикам рабочих мест
Целью нормирования шумовых характеристик рабочих мест (санитарного нормирования шума) является установление научно обоснованных предельно допустимых величин шума, которые при ежедневном систематическом воздействии в течение всего рабочего дня и в течение многих лет не вызывают существенных заболеваний организма человека и не мешают его нормальной трудовой деятельности
При нормировании шумовых характеристик рабочих мест, как правило, регламентируется общий шум на рабочем месте независимо от числа источников шума в помещениях и характеристик каждого в отдельности. В условиях производства в большинстве случаев технически трудно снизить шум до очень малых уровней, поэтому при нормировании исходят не нз оптимальных (комфортных/, а из терпимых условий, т. е таких, когда вредное действие шума на человека не проявляется нлн проявляется незначительно Поэтому санитарное нормирование представляет собой компромисс между гигиеническими требованиями и техническими возможностями на данном этапе развития науки и техники.
Допустимые шумовые характеристики рабочих мест в нашей стране регламентируются ГОСТ 12 1.003—83. Нормируемой шумовой характеристикой рабочих мест при постоянном шуме являются уровни звукового давления L в дБ в октавных полосах со среднегеометрическими частотами 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц
Для ориентировочной оценки шумовой характеристики рабочих мест (например, при проверке органами надзора, выявлении необходимости мер по шумбглушенню и др ) допускается за шумовую характери- <|ику рабочего места при постоянном шуме принимать уровень звука в дБ (А), измеряемый по временной характеристике «медленно» шумомера по ГОСТ 17187—81 и определяемый по формуле
(2 8)(2 8)Бд=20 lg-g-,
(2 8)
(2 8)
где рд — среднеквадратичная величина звукового давления с учетом коррекции А шумомера, Па; р0 — исходное значение звукового давления, Па; в воздухе р0 = 2-10~\ Нормируемой шумовой характеристикой рабочих мест при непостоянном шуме является эквивалентный (по энергии) уровень звука в дБ (А) Дополнительно для колеблющегося во времени и прерывистого шума ограничивают максимальные уровни звука в дБ (А), измеренные на времечнбй характеристике «медленно», а для импульсного шума — максимальный уровень звука в дБ (А) 1, измеренные на временной характеристике «импульс»
Допускается в качестве характеристики непостоянного шума использовать дозу шума или относительную дозу шума
Допустимые уровни звукового давления в октавных полосах частот в дБ, уровни звука в дБ (А) и эквивалентные уровни звука в дБ (А) для широкополосного постоянного и непостоянного (кроме импульсного) шума принимаются по табл 2.4; для тонального и импульсного шума — на 5 дБ меньше значений, указанных в табл. 2.4, для шума, создаваемого в помещениях установками кондиционирования воздуха, вентиляции или воздушного отопления, — на 5 дБ меньше фактических уровней шума в этих помещениях, если последние не превышают значений, указанных в таблице (поправку для тонального и импульсного шумов в этом случае принимать не следует), в остальных случаях — на 5 дБ меньше значений, указанных в табл 2 4
Для непостоянного шума на рабочих местах по пп. 6 и 13 табл 2 4 максимальный уровень звука, и-меренный иа временной
Допустимые уровни шума на рабочих местах
Рабочие места
Уровни звукового давления.
S® и 5|”
1|Ц
в октавных полосах реднегеометри чески ми
частотами в
' ru
3
а
s
g
1
1
Предприятия, учреждения и организации
Помещения конструкторских бюро, расчетчиков, программистов ьычислительных машин, лабораторий для теоретических работ и обработки экспериментальных данных, приема больных в здравпунктах
Помещения управления, рабо чие комнаты
Кабины наблюдений и дистанционного управления
без речевой связи по теле-
с речевой связью по теле-
94
87
82
78
75
73
71
70
80
83
74
68
63
60
57
55
54
65
Помещения и участки точной сборки, машинописные бюро
Помещения лабораторий для проведения экспериментальных работ,’ помещения для размещения шумных агрегатов вычислительных машин
83
74
68
63
GO
57
55
54
65
Продолжен
, ие
б л. 2 Л
Уровни звукового давления, дБ, в октавных полосах со среднегеометрическими
PI
Рабочие места
о
о
о
g
g
g
§s«s
>> m >.«
6 Постоянные рабочие места и рабочие зоны в производственных помещениях и на территории предприятий, постоянные рабочие места стационарных машин (сельскохозяйственных, горных
99
92
86
83
80
78
76
74
85
Подвижной состав железнодорожного
транспорта
. Кабины машиниста тепловозов, электровозов, поездов метрополитена, дизель-поездов и автомотрис
Кабины машиниста скоростных пригородных электропоездов
Помещения для персонала вагонов поездов дальнего следования, служебных отделений рефрижераторных секций, вагонов электростанций, помещения для отдыха в багажных и почтовых отделениях
Служебные помещения багажных и почтовых вагонов, вагонов-ресторанов
83
83
68
63
65
68
66
64
65
Морские, озерные
■ и речные суда
11 Энергетические (машинные) отделения судов с постоянной вахтой
И
р
р
И
78
И
85
Пассажирские и транспортные
самолеты и вертолеты
12 Кабины н салоны самолетов и вертолетов1
Г1
88 |
82 |
781
"I
73 1
7‘1
Г
| 80
Тракторы, самоходные шасси, сельскохозяйственные машины, транспортные, мелиоративные
самоходные, прицепные . строительно-дорожные, и другие аналогичные
и навесные землеройно- виды машин
13. Рабочие места водителей и 1 обслуживающего персонала]
14 Рабочие места водителей грузового автотранспорта
: 99 |
92 j 86 | 83|
По ГОСТ
80 | 78|
' 1
85
характеристике «медленно», не должен превышать НО дБ (А), и измеренный на характеристике «импульс» не должен превышать 125 дБ (А) 1
Установленные [ОСТ 12 1 003—83 нормы допустимого шума соответствуют современным требованиям и по ряду показателей превосходят нормативы развитых капиталистических стран Нормы допустимого шума на рабочих местах унифицированы в рамках стран — членов СЭВ СТ СЭВ 1930—79 на основе ГОСТ 12 1.003—83 С целью дальнейшего совершенствования нормирования шума необходима дифференциация норм с учетом напряженности и тяжести труда
Министерством здравоохранения СССР разработаны и утверждены «Гигиенические рекомендации по установлению уровней шума на рабочих местах с учетом напряженности и тяжести труда» [2]
В этих рекомендациях установлены четыре категории напряженности труда, для каждой из которых определены допустимые уровни звука
8070605080706050категория напряженности .
80706050
80706050
Допустимые уровни звука, дБ (А)
При превышении физического напряжения (тяжести труда) по пределу оптимума [26] (245 Вт — при общей работе, 175 Вт — при региональной и 105 Вт — при локальной работе) указанные выше допустимые уровни звука снижаются на 5 дБ (А)
В габл 2 5 приведены примеры видов трудовой деятельности, с учетом соответствующей напряженности и рекомендуемые уровни звука
Таблица 25 Рекомендуемые уровни звука
Вид трудовой деятельности
Степень напряженности *►
Рекомендуемые уровни
работа по выработке концепций, новых программ, творчество, преподаваине
Труд высших пронзводствеиных руководителей, связанных с контролем группы людей, выполняющих преимущественно умственную работу
IV
40
Высококвалифицированная умственная работа, требующая сосредоточенности. Труд, связанный исключительно с разговорами по средствам связи
Умственная работа, выполняемая с часто получаемыми указаниями и акустическими сигналами; работа, требующая постоянного 1 слухового контроля, высокоточная категория зрительных работ 8
Умственная работа по точному графику с инструкцией (операторская), точная категория зрительных работ 8
65
Физическая работа, связанная с точностью, сосредоточенностью нлн периодическим слуховым контролем
Более 50 % рабочего времени.
По СНиП 11-4 — 79
Требования к допустимым уровням ультразвука на рабочих местах установлены ГОСТ 12 1 001—83 Обычно ультразвуковыми считают колебания с частотой выше 16 000 Гц Однако нормирование начинается с более низких частот, чтобы учесть постепенный переход от ультразвуковых колебаний к звуковым Источником ультразвука является производственное оборудование, в котором генерируются ультра звуковые колебания для выполнения технологического процесса, и оборудование, при эксплуатации которого ультразвук возникает как сопутствующий фактор
ГОСТ 12 1 001—83 установлены допустимые уровни звукового давления на рабочих местах в третьоктавных полосах частот, которые не должны превышать 80 и 90 дБ в полосах со среднегеометрическими частотами соответственно 12 500 Гц и 16 000 Гц, 100 и 105 дБ при 20 000 и 25000 Гц и 110 дБ при 31 500—100 000 Гц Санитарные нормы и правила при работе с оборудованием, создающим ультразвук, передаваемый контактным путем на руки работающих [21], устанавливают предельно допустимый уровень контактного ультразвука для низкочастотного и высокочастотного диапазона равным ПО дБ
Достаточно широко в промышленности и на транспорте распространен инфразвук — звуковые колебания в диапазоне частот ниже 16 Гц В настоящее время действуют гигиенические нормы [1], устанавливающие предельно допустимые уровни инфразвука на рабочих местах по общему уровню 110 дБ и 105 дБ в октавных полосах со среднегеометрическими частотами 2, 4, 8, 16 Гц, 102 дБ для октавной полосы с частотой 31,5 Гц
Соблюдение нормативных шумовых характеристик рабочих мест должно контролироваться основными документами, определяющими методы измерения шумовых характеристик и на рабочих местах, которыми являются СТ СЭВ 1930—79, определяющий требования к проведению измерения шума, ГОСТ 23941—79 (СТ СЭВ 541—77), устанавливающий общие гребования к измерению шумовых характеристик мест нахождения людей В ГОСТ 23941—79 методы определения шумовых характеристик мест нахождения людей разделены на предварительный и контрольный Предварительный метод применяют для приближенной оценки шума. Для постоянного шума определяют уровень звука и характер спектра шума Для непостоянных шумов определяют максимальные и минимальные значения уровня звука
Контрольный метод применяют для сравнения шума с нормами Для постоянного шума определяют уровни звукового давления в Зктав- ных полосах частот и уровни звука Для непостоянного шума определяют эквивалентный уровень звука, а для импульсного — уровень звука на временной характеристике «импульс» Измерения должны проводиться при характерных режимах работы источников шума и обычных условиях в местах нахождения людей
Процедура измерения шума на рабочих местах промышленных предприятий изложена в ГОСТ 20445—75, в котором определены условия проведения измерений, выбор измерительных точек, их число, требования к измерительной аппаратуре и пр '
Для контроля соответствия фактических уровней шума на рабочих местах допустимым уровнем по ГОСТ 12 1 003—83 необходимо измерять шум, когда работает не менее 2/3 установленных в данном помещении единиц технологического оборудования при наиболее характерном
режиме его работы Должны быть включены оборудование вентиляции, а также другие, используемые обычно в помещении, устройства, являющиеся источниками шума При измерении шумов следует включать временную характеристику «медленно» и брать отсчет по среднему положению стрелки (при ее колебаниях). Для импульсных шумов необходимы дополнительные измерения в положении «импульс» с отсчетом максимального показания стрелки Для постоянных шумов следует проводить измерения не менее трех раз в каждой точке
Время оценки шума в производственном помещении — рабочая смеиа Продолжительность измерения шума следует устанавливать в зависимости от характера шума. При непостоянном шуме измеряются эквивалентный уровень звука и максимальный уровень звука в точке измерения в течение полного технологического цикла (если таковой имеется) или в течение половины рабочей смены (4 ч)
При прерывистом шуме измеряются уровни звука в пределах каждой ступени шума, а также в паузах между ними
Методика измегения ультразвука на рабочих местах персонала, обслуживающего установки, излучающие ультразвук, или подвергающегося его воздействию, определена ГОСТ 12.4 077—79 Измеряются третьоктавные уровни звукового давления со среднегеометрическими частотами 12 500, 16 000, 20 000, 25 000, 31 500, 40 000, 63 000, 80 000 и 100 000 Гц.
В последние годы все большее значение приобретает внешний шум промышленных предприятий, воздействующий на окружающую среду. Техническим комитетом № 43 (Акустика) Международной организации по стандартизации (ИСО) разработан новый стандарт, который заменил Рекомендацию ИСО 1996 «Акустика Оценка шума в связи с реакцией населения» Новый стандарт «Акустика Описание и измерение шума окружающей среды» состоит из трех частей часть 1 «Основные величины и методики», часть 2 «Получение данных, относящихся к использованию территорий», часть 3 «Использование для установления допустимых уровней и выявления жалоб».
Предполагается, что на основе этого стандарта компетентные органы смогут устанавливать допустимые уровни шума и контролировать соответствие результатов измерений и оценок этим допустимым значениям.
В новом стандарте в основу оценки шумового режима в местах отдыха, проживания и работы населения положено использование эквивалентных уровней звука в качестве основной величины При этом установлены следующие основные определения
Эквивалентным уровнем звука в дБ (А) называется значение уровня звука длительного постоянного шума, который в пределах регламентируемого интервала времени Т = Ц — ^ имеет то же самое среднеквадратичное значение уровня звука, что и рассматриваемый шум, уровень звука которого изменяется во времени'
[
I V 1
ТГ=Т1 J "^рГ dt ’ (2'9) где рд (i) — текущее среднеквадратичное значение звукового давления шумового сигнала корректированного по частотной характеристике «А»
Уровнем звука экспозиции шума в дБ (А) отдельного шумового явления (события), называется величина, определяемая по формуле
где о — стандартная продолжительность, равная 1 с.
Интервалом' времени измерений называется интервал времени, в течение которого осуществляются интегрирование и усреднение уровней звука. Выбор интервала времени измерений определяется характером временных характеристик шума и имеет большое значение.
Базисным интервалом времени называется интервал времени, к которому может быть отнесен эквивалентный уровень звука. Он устанавливается в национальных или международных стандартах или местными компетентными органами и охватывает типичные периоды деятельности человека и вариации з работе источников шума (например, интенсивность движения транспорта нли часов работы промышленных предприятий).
В отношении деятельности людей базисными интервалами являются периоды дневного и ночного времени.
Длительным интервалом времени называют регламентируемый интервал времени, для которого результаты измерений шума являются представительными. Длительный интервал времени состоит из серии базисных интервалов. Его определяют с целью описания шума окружающей среды. Обычно длительный интервал времени устанавливается компетентными органами.
Для оценки шумового режима устанавливают средний уровень звука за длительный интервал времени — среднее в течение длительного интервала времени значение эквивалентного уровня звука для серии базисных интервалов времени, заключенных в пределах длительного интервала времени, определяемые по формуле
La^lt = Ю 1g Ц- Ю0’1^, т) I
где N — число базисных интервалов времени оценки, (Еде1)1 т^ — эквивалентный уровень звука в г-м базисном интервале времени о’ценки
Оценочный уровень звука Бд^ Т в дБ (А) — эквивалентный уровень звука в течение определенного регламентированного интервала времени плюс установленные поправки на тональный характер и им- пульсность шума
Средний оценочный уровень звука в дБ (А) а длительный интервал времени — среднее в течение длительного интервала времени значение оценочного уровня звука для серии базисных интервалов времени, определенного по формуле
(2.12)(2.12)
(2.12)
(2.12)
1де кЬд^ Tii — оценочный уровень звука в i-м базисном интервале вре-
Во мно1 их случаях необходимо знать как эквивалентный уровень звука за длительный интервал времени, так и распределение уровней звука во времени Для этой цели определяют процентные уровни звука, например L95, LM, L5 Процентным уровнем звука Lan, Т называется уровень звука, полученный при использовании постоянной времени F (быстро), который превышается в течение N % времени в рассматриваемом интервале Т
Шум окружающей среды — общий шум в данной ситуации в рассматриваемый период времени, обычно состоящий из шумов (звуков) от многих близких и удаленных источников
Конкретный (определенный) шум — составляющая шума окружающей среды, которую можно выделить, пользуясь средствами акустических измерений и которую можно связать с определенным источником шума
Шум окружающей среды, остающийся в данном месте и в дайной ситуации, когда один или несколько конкретных источников шума подавлены, называют остаточным (фоновым) шумом
Начальный шум — шум окружающей среды, превалирующий в данном месте до каких-либо изменений в данном шумовом режиме
Для оценки и нормирования шума используется также так называемая доза шума — звуковая энергия за определенный промежуток времени, корректированная по частотной характеристике А шумомеров (Па2-ч).
Допустимая доза шума — доза, соответствующая определенному допустимому уровню звука или допустимому эквивалентному уровню звука (Па2-ч) Используется также относительная доза шума — отношение дозы шума к допустимой дозе шума. Она выражается в относительных единицах или в %
Для целей сценки, нормирования и экономического расчета ущерба за счет шума целесообразно использовать в первую очередь оценочный уровень звука за определенный регламентированный интервал времени и оценочный уровень звука за длительный регламентированный интервал времени.
Измеряемыми и (или) рассчитываемыми величинами по результатам измерений являются процентный уровень звука, уровень звука экспозиции шума, эквивалентный длительный уровень звука Средний уровень звука за длительный интервал времени, оценочный уровень звука ,3а длительный период являются рассчитываемыми величи-
Полученные в результате измерений величины должны статистически объективно отражать уровни звука в заданной точке. Методика измерений, т. е. средства измерений, число измерительных точек, число и длительность интервалов измерений должны выбираться в зависимости от характера шума, природы источников и приемников шума, а также от значимости результатов для использования территории,
Требования к шумовым характеристикам источников шума
Наиболее перспективным направлением снижения шума является создание малошумных машин, оборудования и средств транспорта. Поэтому техническое нормирование шума машин — ограничение шумовых характеристик машин непосредственно как источников шума —- имеет первостепенное значение.
В отличие от санитарных норм, регламентирующих допустимые уровни шума на рабочих местах, зависящих от характера труда и не зависящих от вида источников шума, единые технические нормы шума для всех видов машин ввести нельзя, так как они должны устанавли ваться с учетом назначения машины, их конкретных технических параметров, возможностей снижения шума как самих машин, так и осуществления дополнительной защиты обслуживающего персонала
Технические нормы шума являются важным показателем качества машин, позволяют прогнозировать уровни шума на рабочих местах и уже на стадии проектирования технологических процессов и производственных зданий принимать меры по снижению шума до уровня, требуемого по санитарным нормам.
Разработка и введение технических норм шума являются первым этапом создания малошумных машин и возможны только на основе единой методики измерений их шумовых характеристик, так как результаты измерений зависят от условий испытаний, способа установки машин, режима их работы и других факторов Такая единая методика определения шумовых характеристик машин разработана и стандартизирована (см. № 15, 16, 25, 27, 28, 29, 30 списка стандартов)
Общие требования к шумовым характеристикам машин установлены в ГОСТ 12.1 003—83. В соответствии с ним в стандартах или технических условиях на машины должны быть установлены предель ные значения шумовых характеристик этих машин
Основной шумовой характеристикой машины являются уровни ее звуковой мощности в октавных полосах со среднегеометрическими частотами 63—8000 Гц, на основании которых машины сравниваются по шумности и проводятся необходимые акустические расчеты
Значения предельно допустимых шумовых характеристик (ПДШХ) машин следует устанавливать исходя из требований обеспечения на рабочих местах допустимых уровней шума в соответствии с основнжм назначением машины и требованиями раздела 2 ГОСТ 12.1 003—83.
В случае, если значения шумовых характеристик машин, соот ветствующих лучшим мировым достижениям аналогичной техники, превышают значения ПДШХ, то в стандартах и (или) технических условиях на машины допускается устанавливать согласованные в установленном порядке технически достижимые значения шумовых характеристик (ТДЩХ) этих машин.
Технически, достижимые шумовые характеристики устанавли вают на ограниченный срок, не превышающий срок действия стандарта или технических условий на машину конкретного вида Допускается устанавливать шумовые характеристики поэтапно с постепенным снижением их значений
Технически достижимые значения шумовых характеристик машин должны быть обоснованы результатами измерения шумовых характеристик машин; данными о шумовых характеристиках лучших моделей аналогичных машин, выпускаемых за рубежом; анализом методов и средств снижения шума, используемых в машине, наличием разработанных средств защиты от шума до уровней, обеспечивающих соблюдение требований норм допустимого шума на рабочих местах, а также включением их в нормативно-техническую документацию на машину; мероприятий по снижению шума до уровня, обеспечивающего соблюдение требований норм допустимого шума на рабогих местах. Шумовые
характеристики машин должны быть указаны в их паспорте, руководстве по эксплуатации.
Для машин, звуковая мощность которых не может быть определена (например, машины с габаритами более 5 м или работающие в условиях высоких температур), а также для машин, которые укомплектованы только на предприятиях-потребителях, в качестве шумовой характе ристики допускается использовать уровни звукового давления в октавных полосах частот со среднегеометрическими частотами 63—8000 Гц в контрольных точках. В число контрольных точек (не менее трех) должно входить рабочее место оператора Для машин, имеющих рабо чие кабины, дополнительно устанавливают шумовые характеристики в виде уровней звукового давления, определяемых на рабочем месте оператора при закрытых дверях и окнах кабин Методы установления предельно допустимых шумовых характеристик стационарных машин установлены ГОСТ 12 1.023—80 Режим работы машины и условия ее работы, при которых определяют допустимые значения шумовых характеристик, должны воспроизводить или имитировать типовые режимы эксплуатации выбираемые из предусмотренных назначением машины по нормативно-технической документации Типовые режимы выбирают из наиболее распространенных случаев практического при менения машин. Предпочтительным является режим, характеризуемый максимальным значением шума
Значения ПДШХ, устанавливаемой в октавных полосах частот уровнях звукового давления, определяют для каждой октавной полосы по формуле
Lpt = Ц + 10 *8 у- - Д£, (2.13)
где Lt —предельно допустимый уровень звукового давления в октаве, уровень звука или эквивалентный уровень звука на рабочих местах по ГОСТ 12.1 003—83 либо в местах нахождения человека по соответствующим нормативам, дБ [дБ (A)], S — площадь измерительной поверхности, находящейся на расстоянии 1 м от наружного контура машины, м2; So = 1 м2; Д£ — поправка на групповую установку машин в типовых условиях эксплуатации, дБ
Если фактические значения октавных уровней звукового давления, уровней звука или эквивалентных уровней звука на рабочих местах при типовых условиях эксплуатации машины меньше установленных в ГОСТ 12 1.003—83, они должны быть подставлены в формулу в качестве Lt.
Если рабочее место находится иа расстоянии ^1 м от контура машины, то расстояние от наружного контура машины до измерительной поверхности принимают равным 1 м При расстоянии рабочего места от контура машины более 1 м площадь измерительной поверхности определяют по формуле S = 2л/?2, где R — расстояние от рабочего места до центра проекции машины на ее основание.
Поправка Д£ принимается равной 10, 6 и 3 дБ для машин с габаритными размерами соответственно до 1,5 м, до 3,5 м, до 5 м и 0 дБ для одииочио устанавливаемых машин в типовых условиях эксплуата- цви и машин с габаритными размерами свыше 5 м
Значения ПДШХ, устанавливаемые в уровнях звукового давления в октавных полосах частот в контрольных точках на рабочих
местах и в кабинах, в каждой октавной полосе не должны превышать значений, допускаемых на рабочих местах по ГОСТ 12.1 003—83.
При разработке ТДШХ целесообразно применять следующий метод. Шумовую характеристику машины, вносимую в стандарты или техни ческие условия на машины конкретного вида, определяют по резуль татам статистической обработки измеренных шумовых характеристик представительного числа машин, обеспечивающего доверительную вероятность не менее 0,68 при доверительном интервале ±0,4 от средне арифметического абсолютного значения звуковой мощности прн исключении выборки грубых промахов («выскакииающих» значений)
Значения ПДШХ и ТДШХ вносят в стандарты или технические условия на машины конкретного вида Прн наличии общетехнического стандарта, регламентирующего конкретные значения шумовых характеристик и методы их контроля,в стандартах илн технических условиях на машины конкретного вида дают ссылку на этот стандарт.
С целью сравнения характеристик разнотипного оборудования и выбора наименее шумного при проектировании технологических процессов необходимо разработать классификацию машин по эмиссии шума Она производится для различных типов машин, обеспечивающих выполнение однотипных технологических операций и в связи с этим являющихся взаимозаменяемыми. Классификация машин по эмиссии шума осуществляется по корректированному уровню звуковой мощности или октавным уровням звуковой мощности.
МЕТОДЫ И СРЕДСТВА БОРЬБЫ С ШУМОМ
Общие положения
В соответствии с ГОСТ 12.1.003—83 защита от шума должна достигаться разработкой шумобезопасной техники, применением средств и методов коллективной защиты по ГОСТ 12.1 029—80 и применением средств индивидуальной защиты по ГОСТ 12 4 051—78, а также строительно акустическими методами Меры по защите от шума должны приниматься при разработке технологических процессов, изготовлении н эксплуатации машин, производственных зданий и сооружений, а также при организации рабочего места.
Средства и методы защиты от шума, применяемые на рабочих местах производственных и вспомогательных помещений, на территории промышленных предприятий, в помещениях жилых и общественных зданий, а также на селитебной территории городов и населенных пунктов, по отношению к защищаемому объекту подразделяются на средства и методы коллективной защиты и средства индивидуальной защиты.
Средства коллективной защиты по отношению к источнику возбуждения шума подразделяются на средства, снижающие шум в источ пике его возникновения, и средства, снижающие шум на пути его распространения от источника до защищаемого объекта
Средства, снижающие шум в источнике его возникновения, в зависимости от характера воздействия подразделяются на средства, снижающие возбуждение шума, и средства, снижающие звукоизлучающую способность источника шума
Средства, снижающие шум в источнике его возникновения, в зависимости от характера шумообразования подразделяются на средства, снижающие шум вибрационного (механического) происхождения, аэро-
динамического и гидродинамического происхождения, электромагнитного происхождения
Средства, снижающие шум на пути его распространения, в зависимости от среды подразделяются на средства, снижающие передачу воздушного шума, и средства, снижающие передачу структурного шума.
Средства защиты от шума в зависимости от использования дополнительного источника энергии подразделяются на пассивные, в которых не используется дополнительный источник энергии, и активные, в которых используется дополнительный источник энергии
Средства коллективной защиты от шума в зависимости от способа реализации подразделяются на акустические, архитектурно планиро вочные и организационно-технические.
Акустические средства защиты от шума в зависимости от принципа действия подразделяются на средства звукоизоляции, средства звукопоглощения, средства виброизоляции, средства демпфирования и глушители шума.
В п 2 3.2—2,3.4 кратко рассмотрены методы и средства защиты от шума. Систематическое изложение расчета, проектирования и подробное описание шумозащитных конструкций, устройств и мероприятий приведено в соответствующих главах книги.
Для решения вопросов о необходимости и целесообразности сви- жения шума необходимо знать уровни шума на рабочих местах.
Шумы очень высокой интенсивности, превышающие норму на 40 дБ (А) и более, в производствах достаточно редки. Они имеют место при обрубке швов внутри замкнутых металлических емкостей, наклепе на автоматических станках, взрывных технологических процессах и на отдельных испытательных стендах.
Шумы, превышающие норму на 30 дБ (А), наиболее часто встречаются на металлургических и машиностроительных предприятиях и связаны с работой пневматических ручных машин, кузнечно-прессовых машин, с процессами выбивки и формовки в литейных цехах, на испытательных стендах и др.
Шумы, превышающие норму на 20 дБ (А), характерны для многих цехов и участков металлургических и машиностроительных предприятий, ткацкого производства, деревообработки
Шумы, превышающие норму на 5—15 дБ (А), характерны для многих отраслей промышленности, и в первую очередь для машиностроения.
С точки зрения эмиссии наиболее шумоопасными являются практически все виды ручных машин, большинство видов кузнечно-прессового и деревообрабатывающего оборудования, все ткацкие, прядильные, крутильные и гребеночесальные машины текстильной промышленности. Для ряда конкретных видов машин и технологического оборудования возможно добиться снижения шума непосредственно в источнике, предусмотрев необходимые средства шумоглушения.
Для ориентировочной оценки «акустического совершенства» машины можно использовать отношение звуковой мощности, излучаемой машиной, к общей мощности машины (ее «акустический КПД»). Если излучаемая мощность составляет 10-8 от общей мощности машины, то она «акустически несовершенна» Необходимо стремиться, чтобы излучаемая звуковая мощность составляла не более 10"8 от общей мощности машины.
Снижение шума в источнике
i нижение шума в источнике может быть достигнуто применением технологических процессов и оборудования, не создающих чрезмерного шума. К их числу относятся электрофизические методы в металлообработке, создание неразъемных соединений сваркой, склеиванием, прессованием и с помощью безударных специальных заклепок, автоматизация формовки и зачистки в литейном производстве, литье под давлением, технология профильного шлифования, уплотнение прессованием взамен вибрационного и ударного уплотнения, применение гидравлического привода взамен пневматического, тонкое литье вместо ковки и др.
Для выбора того или иного пути уменьшения шума данного произ водственного оборудования или машины необходимо знать его природу. Шумы машин могут быть механическими, аэродинамическими, гидродинамическими, электромагнитными Методы и техника борьбы с указанными шумами в источнике его возникновения рассмотрены в гл. 3—5 и отчасти в других главах.
Строи гельио-акустические мероприятия по защите от шума
Снижение производственного шума по пути его распространения достигается комплексом строительно-акустических мероприятии, состоящих из акустических и архитектурно-планировочных
Основным нормативным документом, устанавливающим требования к строительно-акустическим методам бопьбы с шумом, является глава СНиП II-12—77 «Защита от шума» [0 12], содержащая нормы и правила проектирования шумоглушения строительно-акустическими, гра достроительными и архитектурно-планировочными методами и включающая общие требования по проектированию мероприятий по шумоглушению, порядок проведения акустических расчетов, состав шумовых характеристик источников шума, нормы допустимого шума и основные принципы определения уровней звукового давления в рас» четных точках, порядок расчета требуемого снижения шума и указания по выбору, расчету и проекТироианию шумоглушащих конструкций, устройств и мероприятий
В развитие главы СНиП 11-12—77 разработаны четыре руковод ства, которые развивают отдельные его положения, содержат различ ные пояснения и примеры расчетов [0.7, 15, 17, 18]
Вопросы расчета и проектирования строительно-акустических мероприятий по защите от шума в отдельных отраслях промышленности изложены в отраслевых нормативно технических документах [5—9, 12—14, 19, 22, 25]
Меры по борьбе с шумом следует предусматривать уже на стадии проектирования генеральных планов промышленных предприятий н планировок помещений в отдельных цехах Так, при расположении промышленных зданий на генеральном плане не допускается размещение объектов, требующих особой защиты от шума (лабораторно-конструкторских корпусов, вычислительных центров, административных и тому подобных зданий), в непосредственной близости от шумных помещений (испытательных боксов авиационных двигателей, газотурбинных установок, компрессорных станций и I. п.). Наиболее шумные
Ряс. 2.1. Пример эффективности до применения средств шумоглушения, б — после применения средств точка наблюдения, 2 — машина, 3 — виброизолятор, 4 — твердый экрана материала; 7 — звукопоглощающий материал, 8 — вентиля
объекты необходимо компоновать в отдельные комплексы При планировке помещений внутри зданий нужно предусматривать максимально возможное удаление тихих и малошумньтх помещений от помещений с интенсивными источниками шума
Для уменьшения шума, излучаемого промышленным оборудованием в атмосферу, необходимо предусматривать применение материалов и конструкций при проектировании кровли, наружных стен, фонарей, остекления (окон), ворот, дверей, которые могут обеспечить требуемую звукоизоляцию; использование ворот и дверей с необходимой звукоизоляцией, уплотнение по периметру притворов ворот, дверей и окон; звукоизоляцию и вибронзоляцию технологических коммуникаций, проходящих через наружные ограждающие конструкции здания, а также устройство звукоизолированных боксов и звукоизолирующих кожухов прн размещении шумящего оборудования на территориях промышленных предприятий.
В некоторых случаях целесообразно применение звукоотражающих экранов, препятствующих распространению звука в атмосферу от оборудования, размещенного на территории промышленной площадки.
В газовоздушных трактах установок, излучающих шум в атмосферу (испытательных боксов двигателей, газотурбинных установок, компрессоров, вентиляционных и тому подобных установок) необходимо устройство глушителей шума
При составлении технологических планировок производственных участков и цехов необходимо выделять наиболее шумное оборудование в отдельные звукоизолированные помещения (либо типа боксов на одну или две единицы оборудования, либо в помещения типа общих залов).
Для шумных помещений, граничащих с тихими помещениями, следует применять ограждающие конструкции (перекрытия, стены, двери, ворота, окна) с достаточной звукоизоляцией, обеспечивающей требуемое снижение шума. Ворота, двери, окна должны быть тщательно подогнаны к проемам н иметь уплотнение по контуру из пористой резины Особое внимание следует уделять звукоизоляции технологических проемов в стенах н перегородках, отделяющих шумные помещения от тихих.
Размещение вспомогательного оборудования и участков (машинных залов, насосных, вентиляционных камер и др.) следует производить в изолированных от основных цехов помещениях. Вентиляционные установки не должны создавать шум в производственных помещениях, превышающий уровни, допустимые по нормам. В случае необходимости для них должны быть подобраны глушители на основании акустического расчета, а сами вентиляторы должны быть заключены в звукоизоляционные кабины или кожухн.
При установке оборудования с динамическими нагрузками необходимо предусматривать мероприятия по его виброизоляцин. Это необходимо для устранения передачи в соседние помещения вибраций н звука по строительным конструкциям здания (структурною шума) Передачу структурного шума в другие помещения можно снизить также путем создания виброизоляции в самих строительных конструкциях за счет применения самостоятельных вибронзолнрованных фундаментов под оборудование с динамическими нагрузками и устройствами акустических швов, разрывов в конструкциях здания н пр.
Выбор тех нлн иных мероприятий, определение необходимости и целесообразности их применения производятся на основе анализа
шумовых характеристик оборудования, предусмотренного проектом, а также размеров, конструктивных особенностей (наличия фонарей, ферм н т. д.) и акустических характеристик помещений, в которых оно размещено
Для уменьшения шума, проникающего в изолируемое помещение, следует применять при проектировании ограждений материалы и кон струкцнн, обеспечивающие требуемую звукоизолирующую способность использовать двери и окна кабин наблюдения с требуемой звукоизолирующей способностью, устраивать звукопоглощающие облицовки по толка и стен или штучные звукопоглотнтелн в изолируемом помещении, обеспечить акустическую внброизоляцню агрегатов, расположенных в том же здании; применять звукоизолирующие и вибродемпфирующие покрытия на поверхности трубопроводов, Проходящих по помещению; использовать глушители шума в системах принудительной вентиляции и кондиционирования воздуха
Для уменьшения шума в помещении с расположенными в нем нсточ- ннкамн шума следует предусматривать, кабины наблюдения, дистанционного управления и специальные боксы для наиболее шумного оборудования; звукоизолирующие кожухи, акустические экраны и выгородки, внбродемпфнрующне покрытия на вибрирующие тонкие металлические поверхности, звукопоглощающие облицовки стен и потолка или штучные звукопоглотнтелн, звукоизолированные кабины н зоны отдыха для обслуживающего персонала На рис 2.1 приведен пример, показывающий эффективность снижения шума машины средствами звукоизоляции, звукопоглощения и виброизоляцнн в отдель ности и в комплексе. Расчет строительно-аку стических мероприятий рассмотрен в гл 7—12.
Защита от шума применением дистанционного управления машинами, средств индивидуальной защиты и организационно-технических мероприятий
Дистанционное управление машинами позволяет иногда эффективно решать вопросы защиты от шума В этих случаях персонал располагается либо в помещениях зданий, удаленных от источников шума (например, в блочных щитах управления на электростанциях), либо в специальных кабинах наблюдения и дистанционного управления, располагаемых в цехах промышленных предприятий Снижение шума, обеспечиваемое кабинами наблюдения и дистанционного управления, обычно не превышает 20—30 дБ.
Во всех особо шумных цехах и участках, где на рабочих местах шумных технологических процессов невозможно снизить шум строительно акустическими методами, не изменив сам технологический процесс, необходимо применять средства индивидуальной защиты по ГОСТ 12 4.051—78. Эффективность снижения шума средствами индивидуальной защиты колеблется от 10 до 40 дБ Эти средства рассмотрены в гл 14.
Организацнонно-техническне методы коллективной защиты о| шума в соответствии с ГОСТ 12 1.029—80 включают применение малошумных технологических процессов (изменение технологии произ- поцства, способа обработки и транспортировки материала и др.), осна- пп пне машин средствами дистанционного управления и автоматического контроля; применение малошумных машин, изменение конструктивных
элементов машин, их сборочных единиц; совершенствование технологии ремонта и обслуживания машин; использование рациональных режимов труда и отдыха работников на шумных предприятиях
Рациональные режимы труда в первую очередь могут достигаться сокращением времени пребывания рабочих в условиях чрезмерного шума. Принятая в нашей стране система определения эквивалентных уровней предусматривает возможность повышения допустимых уровней шума на 3 дБ при сокращении времени пребывания в шумной зоне в 2 раза.
СПИСОК ДЕЙСТВУЮЩИХ СТАНДАРТОВ
ГОСТ 18108—80. Линолеум поливинилхлоридный на теплозвукоизолирующей подоснове. Технические условия.
ГОСТ 16297—80 Материалы звукоизоляционные и звукопоглощающие Методы испытаний
ГОСТ 4.209—79. СПКП. Строительство Материалы и изделия звукопоглощающие и звукоизоляционные. Номенклатура показателей.
ГОСТ 23499—79. Материалы и изделия строительные звукопоглощающие и звукоизоляционные. Классификация и общие технические требования.
. ГОСТ 24210—80. Материалы полимерные рулонные и плиточные для полов Методы определения звукоизолирующих свойств.
. СТ СЭВ 4866—84 Защита от шума в строительстве. Звукоизоляция ограждающих (внутренних и наружных) конструкций Методы измерения.
. ГОСТ 12 1 029—80 (СТ СЭВ 1928-79) ССБТ Средства и методы защиты от шума. Классификация.
. ГОСТ 12.4 051—78. ССБТ. Средства индивидуальной защиты органов слуха Общие технические условия.
ГОСТ 12.4.077—79. ССБТ. Ультразвук. Метод измерения звукового давления на рабочих местах.
. ГОСТ 12.1.001—83 ССБТ. Ультразвук. Общие требования безопасности.
ГОСТ 17187—81. Шумомеры. Общие технические требования и методы испытаний.
ГОСТ 22283—76. Шум авиационный. Допустимые уровни шума на территории жилой застройки и методы его измерения.
ГОСТ 12.1 036—81 (СТ СЭВ 2834—80). ССБТ. Шум Допустимые уровни в жилых и общественных зданиях.
СТ СЭВ 1929—79 Шум. Метод измерения звукопоглощения в реверберационной камере.
ГОСТ 12.1 024—81 * (СТ СЭВ 3076—81). ССБТ. Шум. Определение шумовых характеристик источников шума в заглушенной камере Точный метод
ГОСТ 12 1 025—81 * (СТ СЭВ 3080—81). ССБТ Шум Определение шумовых характеристик источников шума в реверберационной камере Точный метод
. ГОСТ 15116—79. Шум. Методы измерения звукоизоляции внутренних ограждающих конструкций зданий.
ГОСТ 23426—79. Шум Методы измерения звукоизоляции кабин наблюдения и дистанционного управления в производственных зданиях.
ГОСТ 23628—79. Шум Методы измерения звукоизоляции кожухов
ГОСТ 22906—78. Шум Методы измерения звукоизоляции наружных ограждающих конструкций зданий
ГОСТ 20445—75. Здания и сооружения промышленных предприятий Метод измерения шума на рабочих местах.
ГОСТ 23793—79 Шум Методы измерения снижения шума глушителями систем вентиляции, кондиционирования воздуха и воз душного отопления
ГОСТ 23337—78* (СТ СЭВ 2600—80). Шум Методы измерения шума на селитебной территории и в помещениях жилых и обществен ных зданий
СТ СЭВ 4867—84. Защита от шума в строительстве Звуке изоляция ограждающих (внутренних и наружных) конструкций Нормы
ГОСТ 23941-79 (СТ СЭВ 541-77) Шум. Методы определения шумовых характеристик Общие требования
ГОСТ 12.1023—80 ССБТ Шум Методы установления зна чений шумовых характеристик стационарных машин
ГОСТ 12 1 003—83 ССБТ Шум Общие требования безо пасности
ГОСТ 12 1 028 80 (СТ СЭВ 1413-78) ССБТ. Шум. Определе ние шумовых характеристик источников шума Ориентировочный метод
ГОСТ 12 1 027—80 (СТ СЭВ 1414—78). ССБТ Шум. Определение шумовых характеристик источников шума в реверберационном помещении Технический метод.
ГОСТ 12 1 026-80 (СТ СЭВ 1412-78) ССБТ Шум Определение шумовых характеристик источников шума в свободном звуковом поле над звукоотражающей плоскостью Технический метод
Международный стандарт ИСО Акустика Оценка воздействия производственного шума с целью сохранения слуха Per. № ИСО- 1999—75
Международный стандарт ИСО Акустика Стандартный контрольный нуль для тарировки аудиометров по методу чистого тона Per № ИСО—389—75
СТ СЭВ 1930—79 Шум. Допустимые уровни на рабочих местах и общие требования к проведению измерений.
ГЛАВА 3
МЕХАНИЧЕСКИЙ ШУМ
ПРИРОДА И ЗАКОНОМЕРНОСТИ МЕХАНИЧЕСКОГО ШУМА
На ряде производств доминирует механический шум, обусловленный колебаниями деталей машин и их взаимным перемещением Он вызывается силовыми воздействиями неуравновешенных вращающихся масс, ударами в сочленениях деталей, стуками в зазорах, движением материалов в трубопроводах или в лотках, колебаниями деталей машин, обусловленных силами немеханнческой природы, и т п. Эти колебания служат причиной как воздушного, так и структурного шума.
Поскольку возбуждение механического шума обычно носит удар ный характер, а излучающие его конструкции и детали представляют собой распределенные системы с многочисленными резонансными часто тамн, спектр механического шума занимает широкую область частот В нем представлены составляющие на указанных резонансных частотах и на частоте ударов и их гармоник. Наличие высокочастотных составляющих в механическом шуме приводит к тому, что обычно он субъек тнвно очень неприятен. Колебания движущихся деталей передаются корпусу (станине, кожуху), который меняет спектр колебании и излучаемого шума Типичный пример спектра механического шума машины представлен на рис 3 1 (вентилятор на малых оборотах, с подшипниками качения; спектр измерен узкополосным анализатором [35]).
Процесс возникновения механического шума весьма сложен, так как определяющими факторами здесь являются кроме формы, размеров, числа оборотов, типа конструкции, механических свойств материала, способа возбуждения колебаний также состояние поверхностей взаимодействующих тел, в частности трущихся поверхностен, и нх смазывание Расчетным путем определить излучаемое звуковое поле обычно не удается.
Применение теории размерностей к расчету механического шума не дает однозначной его оценки. Вместе с тем для сравнения (и оценки) различных решений детали (конструкции) с точки зрения нх шумности можно использовать формулу для излучаемой звуковой мощности [0.1]:
P = kD^^EWl\ (3.1)
которая следует из теории размерностей в предположении, что Р завн сит от массы -~D3pM соударяющихся деталей, модуля упругости Е материала, из которых они изготовлены, и нх скорости у; D, рм— характерный размер и плотность материала детали; к — критерий подобия
Это соотношение позволяет оценить изменение шума при увеличении частоты вращения, изменении материала и размеров деталей. Его
недостатком является то, что оно не учитывает внутренних потерь энергии, увеличение которых во многих случаях позволяет существенно снизить колебания машин и излучаемый шум
ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Шум зубчатых передач вызывается колебаниями колес и элементов конструкций, сопряженных с ними. Причинами этих колебаний являются взаимное соударение зубьев при входе в зацепление, переменная деформация зубьев, вызванная непостоянством сил, приложенных к ним, кинематические погрешности зубчатых колес, переменные силы трения [4, 10]
Спектр шума занимает широкую полосу частот, особенно значите леи он в диапазоне 2000—5000 Гц На фоне сплошного спектра имеются дискретные составляющие, основными из которых являются частоты, обусловленные взаимным соударением зубьев, действием ошибок в зацеплении и их гармониками
Составляющие вибрации и шума от деформации зубьев под на грузкой имеют дискретный характер с основной частотой, равной частоте пересопряжения зубьев,
1г = гЩ№, (3.2)
где z — число зубьев колеса; п — частота вращении, об/с.
3 П/р Е. Я. Юдина
Частота действия накопленной ошибки зубчатого колеса кратна частоте вращения:
(3.3)(3.3)ft = in/60,
(3.3)
(3.3)
где i = 1, 2, 3 ...
Однако имеются случаи, когда накопленная ошибка окружного шага не совпадает с частотой вращения; в этом случае будет существовать еще одна дискретная частота, равная частоте действия этой ошибки.
Колебания возбуждаются также с частотами, определяемыми погрешностями зубчатой пары (перекос осей, отклонение от межцентрового расстояния и т. п.).
Зубчатое зацепление представляет собой систему с распределенными параметрами и имеет большое количество собственных частот колебаний Это приводит к тому, что практически на всех режимах работа зубчатого зацепления сопровождается возникновением колебаний на резонансных частотах.
Снижение уровня шума может быть достигнуто снижением величины действующих переменных сил, увеличением механического импеданса в местах воздействия переменных сил, снижением коэффициента передачи звуковых колебаний от мест возникновения к местам излучения, снижением колебательных скоростей за счет улучшения конструкции колеблющегося тела, сокращением поверхности излучения увеличением внутреннего трения материала колес
Для изготовления зубчатых колес в основном используются углеродистые и легированные стали В тех же случаях, когда необходимо обеспечить менее шумную работу передачи, для зубчатых колес используются неметаллические материалы Раньше с этой целью зубчатые колеса изготовлялись из дерева и кожи; в настоящее время их делают из текстолита, древопластиков, полиамидных пластмасс (в <ом числе из капрона)
Зубчатые колеса, изготовленные из пластмасс, имеют ряд преимуществ по сравнению с металлическими износостойкость, бесшумность в работе, способность восстанавливать форму после деформации (при невысоких нагрузках), более простую технологию изготовления и г п Наряду с этим они имеют существенные недостатки, ограничивающие область их применения относительно малую прочность зубьев, низкую теплопроводность, большой коэффициент линейного термического расширения
Наибольшее применение для изготовления зубчатых колес нашли термореактнвные пластмассы на основе фенолформальдегидной смолы. Прочные изделия из них получаются путем введения в состав материала органического наполнителя В качестве наполнителя применяют хлопчатобумажную ткань в количестве 40—50 % к массе готовой пластмассы или древесину в количестве 75—80 %, а также стеклоткань, асбест, волокна
Слоистые пластмассы изготовляются двух типов текстолит и древесно-слоистый пластик (ДСП) Изделия из этих пластмасс получаются в большинстве случаев методом механической обработки
Из термопластических смол широкое распространение получили полиамидные смолы. Они сочетают в себе хорошие литейные качества, достаточно высокую механическую прочность и низкий коэффициент
Зубчатые колеса изготовляются как полностью из полиамидов, так и в сочетании с металлом Применение полиамидов для венцов колес с металлическими ступицами дает возможность снизить вредное влияние большого коэффициента линейного термического расширения полиамидных смол на точность зубчатой передачи
Зубчатые колеса из полиамидных материалов не могут долго работать при температуре выше 100 °C и ниже 0 °C, так как они теряют механическую прочность
С целью увеличения механической прочности зубчатые колеса из пластмасс усиливаются посредством введения специальных детален, изготовленных из металла, стеклопластика или другого материала с прочностью выше, чем прочность пластмассы. Из листа 0,1—0,5 мм изготовляют армирующую деталь, воспроизводящую форму зубчатого колеса, но значительно меньшую по наружным размерам Деталь снабжается отверстиями и пазами для прохождения пластмассы и устанавливается в форму так, чтобы она полностью покрывалась пластмассой
В зависимости от толщины колеса вводят одну или несколько таких деталей. Подобным образом можно армировать не только прямозубые, но и глобоидальные колеса, а также червяки и кулачки Сравнительные испытания зубчатых передач с колесами из пластмасс и со стальными колесами, проведенные ЦНИИТМАШ, подтвердили эффективность применения пластмасс для снижения шума
Так, уровень звукового давления пар сталь — капрон снизился по сравнению с уровнем звукового давления стальных зубчатых пар на 18 дБ Повышение нагрузки пластмассовых зубчатых передач вызывает меньшее увеличение шума, чем у стальных Сравнительная оценка шума зубчатых пар сталь — капрон и капрон — капрон на всех режимах работ показывает, что для снижения шума передач практически достаточно заменить одно зубчатое колесо пластмассовым Эффективность снижения шума за счет применения пластмассовых колес на высоких частотах выше, чем на низких
Материалом, находящим все новые и новые области применения в современной технике, стала резина Прочность, надежность, долговечность резиновых деталей определяются правильным выбором конструкции, оптимальных размеров, марки резины, рациональной технологии изготовления деталей Практика показала эффективность применения упругих зубчатых колес, а также колес с внутренней виброизоляцией В качестве элементов таких изделий применяются гибкие резиновые шарниры Упругость зубчатого колеса достигается путем укрепления резиновых вставок между ступицей и венцом колеса Это способствует смягчению радиальных и уменьшению ударных нагрузок на зуб колеса [4, 10, 19]
Технология изготовления зубчатых колес, принцип зубообразова- иия, вид инструмента для нарезания, припуски на обработку, точность станков не только определяют качество по отклонениям в отдельных элементах зацепления, ио и предопределяют кинематическое взаимодействие элементов зацепления
Накопленные ошибки в окружном шаге зубчатых колес и сочетание этих ошибок вызывают, как правило, низкочастотные колебания. К низкочастотным возбуждениям систем приводят также местные накопленные и единичные ошибки на профиле зуба, расположение которых по обороту колеса носит случайный характер Неравномер-
кости на поверхности зуба возникают прежде всего при обработке колес Дефекты работы червячной передачи зуборезного станка (неточность шага червячного колеса, биение червяка) вызывает образование на поверхности зубьев возвышений или переходных площадок (волн).
Расстояние по окружности между линиями неровностей соответствует шагу зубьев делительного колеса станка, в связи с чем частота колебаний этого вида зависит от 2Д— числа зубьев делительного колеса зуборезного станка.
(3.4)
Интенсивный шум в области высоких частот обусловливается наличием отклонений от эвольвенты, размеров, формы и шага зубьев. В этих случаях направления действия сил, приложенных к зубьям, могут отличаться от направления теоретического действия сил в идеалы, иом зацеплении. Это приводит к возникновению других форм колебаний. крутильных, поперечных с частотами, отличными от рассмотренных
Кроме рассмотренных ошибок накопления, носящих циклический характер, имеют место так называемые ошибки обката
Одним из способов уменьшения вибрации и шума зубчатых колес является повышение точности их изготовления. Точность изготовления обеспечивается правильным выбором технологического процесса нарезания и доводочной обработкой венца (шевингованием, притиркой, тонким шлифованием н полированием) В результате применения этих операций величина циклически действующих ошибок уменьшается, и тем самым значительно снижается шумообразование (на 5—10 дБ). Длительная притирка зубьев не рекомендуется, так как она приводит к недопустимому искажению их профиля
Исключение и снижение циклических ошибок в элементах зацепления зубчатых колес достигаются повышением точности изготовления профиля зубьев н точности основного шага Ошибка основного шага должна быть меньше деформации под нагрузкой или температурной деформации и поэтому не приведет к заметной дополнительной динамической нагрузке Снизить вредное влияние циклических ошибок в отдельных случаях можно также слесарной доводкой мест
контакта во время испытаний и увеличением подачи масла в зацепле-
Уровень шума снизится, если изготовлять зубья колес максимально упругими за счет высокой коррекции или модифицировать их по высоте профиля [10]
Существенным фактором повышения качества зубчатых колес является увеличение точносен кинематической цепи обкатки и цепи подачи зубофрезерных станков, а также обеспечение постоянства температуры в процессе зубообработки Величина циклической ошибки на нарезаемом колесе быстро убывает с ростом числа зубьев делительного колеса станка Поэтому применяют станки с большим числом зубьев делительного колеса
При работе зубчатого механизма при малых частотах вращения без размыканий и ударов) частотный спектр шума соответствует спектру кинематической погрешности зубчатой передачи Амплитуды составляющих спектра определяются при этом величинами допущенных по-
грешностей и условиями излучения звуковых волн в окружающую среду
При работе зубчатого зацепления с размыканием, имеющим место при повышенных скоростях и переменных нагрузках, возникают кратковременные импульсы с широкими спектрами частот, которые способствуют возрастанию уровня шума в отдельных случаях на 10—15 дБ Величина этих импульсов и интервалы между ними могут быть переменными
Как следует из формулы (3 1), увеличение частоты вращения в 2 раза должно привести к возрастанию уровня шуута на 7 дБ, в действительности получается величина 5—6 дБ [0 13]
При постоянной частоте вращения увеличение передаваемого момента вдвое приводит к удвоению линейных деформаций и амплитуды колебаний Излучаемая звуковая мощность пропорциональна квадрату нагрузки Поэтому шум и вибрация зависят от нагрузки примерно так же, как от частоты вращения
Снижение шума передачи может быть достигнуто уменьшением частоты вращения зубчатых колес Например, за счет применения двухступенчатых редукторов, уменьшения модуля, изменения числа зубьев
На увеличение уровня шума зубчатых передач существенное влияние оказывают также монтажные и эксплуатационные дефекты. К монтажным дефектам относят повышенные зазоры в подшипниках, перекос осей, невыдержка межцентровых расстояний спариваемых зубчатых колес, неточное центрирование их, биение соединительных муфт К эксплуатационным факторам, влияющим на шум зубчатых колес относят изменение передаваемого крутящего момента (в частности, его колебания), износ и режимы смазывания и количество смазочного материала [0 13] Изменение передаваемого крутящего момента порождает ударный характер взаимодействия зубьев в зацеплении Отсутствие или недостаточное количество смазочных материалов металлических зубчатых колес приводит к повышению трения и, как следствие к увеличению уровней звукового давления на 10—15 дБ
Снижение интенсивности низкочастотных составляющих шума достигается повышением ка шства сборки и динамической балансировкой вращающихся деталей, а также введением упругих муфт между редуктором и двигателем, редуктором и исполнительным механизмом Введение упругих элементов в систему снижает динамические нагрузки на зубья зубчатых колес [4, 10, 19]
Расположение зубчатых колес возле опор на двухопорных валах по возможности на неподвижной посадке без зазоров в опорах также приводит к снижению шума
Применение специальных демпферов как в самих зубчатых передачах, так и во всем механизме в целом смещает максимум звуковой энергии в сторону средних частот
Уменьшение зазоров между зубьями заметно уменьшает амплитуду вибраций зубчатых колес, вызванных внешними причинами, однако уменьшение зазора до значений, меньших допустимого нормами, вызовет заметное ухудшение в работе передачи Своевременный и высококачественный ремонт зубчатых передач, при котором зазоры во всех сочленениях доводятся до предусмотренных допусками, необходим для снижения уровня шума и вибрации.
вибрации на ограждения редукторных систем:
1 — станина, 2 — кожух, 3 — зуб* чатая передача
РЕДУКТОРЫ
На рис. 3 2. показаны пути передачи шума в закрытых зубчатых передачах (редукторах) Излучателями шума в таких системах являются ограждающие конструкции От зубчатых передач шум через воз
душный промежуток и ограждения проникает в окружающее пространство— это воздушный шум [19]
Колебания от зубчатых передач через опорные конструкции и
стыковые соединения могут передаваться на внешние ограждающие
конструкции, которые излучают шум
В кожухах редукторов имеются технологические отверстия (смотровые окна, отверстия для смазывания и т д ). Шум редукторных систем слагается из шума, излучаемого кожухом, колеблющимся под действием шума внутри него и вследствие передающихся на него вибраций, а также воздушного шума, проходящего через отверстия и неплотности [19]
Несмотря на различное назначение и конструктивное исполнение, редукторы имеют ряд общих характерных особенностей
зубчатые передачи и ограждающие конструкции размещены на общей станине;
Причины шума и мероприятия по его снижению в редукторных системах
Источник
Причины шума
Мероприятия по снижению шума
Воздушный
Вибрация ограждающих конструкций
Технологические отверстия
Недостаточн ая звукоизолирующаяспособность
ограждений
Высокий уровень звукового давления в полости редукторных систем Недостаточная виброизоляция движущихся механизмов от ограждающих конструкций
Малый коэффициент потерь ограждающих конструкций
Большие размеры и неудачное расположение технологических отверстий в панелях ограждений
Увеличитьзвукоизоляцию
ограждений
Ввести в полости звукопоглощающие материалы
Увеличитьвиброизоляцию
движущихся механизмов от ограждающих конструкций
Увеличить коэффициент потерь: введением в стыковые соединения вибропоглощающих прокладок применением вибропоглощающйх мастик, наносимых на ограждения Уменьшить площадь отверстий и оснастить их специальными устройствами (звукопоглощающими каналами)
кожухи имеют небольшие габариты и внутренняя воздушная полость редукторных систем относится к классу «малых» акустических объемов, размеры которых меньше длины волны на низких и средних частотах,
ограждающие конструкции жестко связаны с металлическими опорными конструкциями,
общий уровень излучаемого редукторными системами шума определяется уровнем шума, излучаемого тонкостенными крышками ограждений,
обычно размеры излучающих ограждений соизмеримы с расстояниями до зон, в которых находится обслуживающий персонал
В табл 3.1 перечислены основные причины возникновения шума в редукторах и мероприятия по его снижению
КУЛАЧКОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Шум и вибрация от кулачковых механизмов являются доминирующими при работе машин полиграфической, текстильной и пищевой промышленности Возникновение шума от кулачковых механизмов связано с наличием переменных сил в зоне контакта пары кулачок — ролик, которые вызывают колебания деталей, приводящие к излучению шума
Возмущающие силы в кулачковых механизмах делятся на силы, вызванные технологическими нагрузками, силы трения инерционные и ударные силы, определяемые кинематикой закона периодического движения (ЗПД) кулачка, динамические силы, вызванные неточностью изготовления профиля или деталей кулачкового механизма Причины, которые определяются применяемым ЗПД, являются детерминированными, а вызванные дефектами изготовленит — случайными
Для уменьшения колебаний и шума кулачковых механизмов следует применять синусоидальные, параболические и полиномиальные ЗПД Законы постоянного и равноубывающего ускорений, косинусоидальные и трапецеидальные приводят к возникновению более широкополосных колебаний [ 1 ]
Технология изготовления профиля кулачковых механизмов также влияет на их виброакустические характеристики Колебания, возникающие из-за неровностей профиля кулачка, зависят от технологических режимов обработки, материала ролика н режимов работы механизмов [2]
Наиболее эффективными способами снижения колебаний кулачковых механизмов являются оптимальный режим механической обработки профилей кулачков и введение дополнительных операций, улучшающих качество их поверхности (например, выглаживание); применение материалов для изготовления роликов и кулачков, обладающих демпфирующими свойствами, применение в кулачковых механизмах подшипников качения в качестве роликов, надлежащее проектирование профиля кулачка с целью уменьшения неравномерности движения и ударов.
В табл 3.2 приведены данные о роликах кулачковых механизмов с пониженным излучением шума.
Тип конструкции
Схема конструкции
Вибродемпфиру ющий материал
Снижение вибрации и шума *, дБ
Свойства и область применения
Сплошной ролик
Текстолит
2,5-3
Обладает средними виброударными свойствами (ударная вязкость ие менее 350 Н-с/см2) выдерживает нагрузку, создающую напряжения до 1,5-107 Па Может применяться в кулачковых механизмах со скоростями работы не более
То же
То
Капролои
Обладает хорошими виброударными свойствами (ударная вязкость н? менее 1000— 1200 Н-с/см2), выдерживает нагрузки до 10’ Па Может применяться для машин со средним режимом нагрузок в кулачковых механизмах
Продолжение табл 32
Тип конструкции
Схема конструкцш
Вибродемпфирующий материал
Снижение вибрации и шума *, дБ
Свойства и область применения
Сплошной ролик
Фторопласт-3
Плохо переносит ударные иагруз ки, обладает хорошей демпфирующей способностью выдерживает нагрузки, создающие напряжения до 6» 10е Па Рекомендуется использовать в кулачковых механизмах, работающих плавно, без скачкообразных изменений ускорений, мало нагруженных, ио создающих большой шум, со скоростью до I м/с (для иеиагружен- иых механизмов ииткошвеиных ма-
То же
Древесио-слоистый пластик ДСП-Б
3-3,5
Обладает хорошими виброудариы- ми свойствами, выдерживает большие нагрузки, создающие напряжения до 1,8* I О7 Па, коэффициент потерь ниже, чем у капролоиа и фторопласта Рекомендуется применять в кулачковых механизмах со средним режимом нагрузки и со скоростью работы до 1 м'с
Поликарбонат дифлои)
Обладает хорошими виброудариы ми и демпфирующими свойствами (ударная вязкость 1200— 1400 Н’С/см2), выдерживает нагрузки, создающие напряжения до (8—9) 107 Па Рекомендуется применять в кулачковых механизмах, работающих с небольшими жесткими ударами при средних режимах нагрузки и скоростях (до
Тип конструкции
Схема конструкции
В иброде мпфн ру - ющнй материал
Снижение вибрации и шума *, дБ
Свойства и область применения
Ролик / с полимерным покрытием 2 толщи
Крошка капроновая первичная, экстрагированная
3-4
Обладает хорошей теплопроводностью прн / < 2 мм Может применяться в кулачковых механизмах в условиях, аналогичных
Слоеный ролик /, .9 — внешняя и внутревияя обоймы, 2 — вибродемпфирующий мате-
12
Те же, что н для сплошного ролика
2-5
Обладают такими же долговечностью и прочностью, как и стальные ролики Можно применять во всех кулачковых механизмах полиграфических машин
'3
Подрессоренный ролик
Полиуретан типов
СКУ-7Л и СКУ тонким слоем
Обладает повышенными демпфирующими свойствами, достаточной прочностью соединений, выдерживает нагрузки до 10 кН, мало де формируется. Рекомендуется применять в кулачковых механизмах с повышенным уровнем шума и звуковой вибрации для скоростных полиграфических машин
1 По сравнению со
стальным сплошным металлическим роликом
Продолжение табл. 3.2
ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Область борьбы с шумом цепных передач еще мало исследована, поэтому дать достаточно надежные общие рекомендации по его снижению трудно Можно сказать только, что в таких передачах целесообразно направляющие крепить к станине через виброизолирующие прокладки,
конструкции направляющих выполнять из материала с большим коэффициентом потерь или устанавливать их рабочую поверхность на упругом основании, примеры таких конструкций приведены на рнс 3 3 [0 15, 4, 19],
обеспечить безударный выход и вход цепи из направляющих, этого можно достичь оптимальным расположением направляющих и демпфированием участков направляющих в зоне входа цепи,
в зоне цепных конвейеров устанавливать звукоизолирующий кожух, закрывающий элементы цепных передач
НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ВРАЩАЮЩИХСЯ МАСС И ВИБРАЦИЯ, ВЫЗЫВАЕМЫЕ В СОЕДИНЕНИЯХ ВАЛОВ
Причины возникновения вибрации
Неуравновешенность вращающегося ротора является одной из основных и наиболее распространенных причин вибрации машин, а вследствие ее и излучаемого шума Она характеризуется несовпадением главной оси инерции ротора с осью вращения В зависимости от взаимного расположения этих осей неуравновешениость жесткого ротора разделяют иа три вида.
При статической неуравновешенности ось вращения ротора и его главная центральная ось инерции параллельны Приведение всех неуравновешенных сил от дисбалансов к центру массы ротора дает только главный вектор дисбалансов
F = тротёст«2. (3.5)
где трот—масса ротора; ёст— удельный дисбаланс ротора (эксцентриситет массы ротора троТ относительно оси ротора); со —угловая скорость ротора.
Причинами статической неуравновешенности ротора, кроме дисбалансов, вызванных разностью масс конструктивных элементов, находящихся на противоположных сторонах ротора, могут быть не- соосность поверхности ротора с поверхностями шеек кривизна вала ротора и др
Моментная неуравновешенность ротора возникает, когда ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются в центре масс ротора При этом приведение всех неуравновешенных сил к центру массы вращающегося ротора дает только 1лавный момент
Когда ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются не в центре масс или перекрещиваются, возникает динамическая неуравновешенность ротора. Она состоит из статической и моментной неуравновешенности и полностью определяется главным вектором и главным моментом дисбалансов Типичный случай динамической неуравновешенности имеет место, когда на отбалансированный ротор насаживают подшипники качения с разностенными втутренними обоймами
Для гибкого ротора рассмотренные выше понятия сохраняются, однако здесь, помимо сил от дисбалансов, появляются силы возникающие вследствие прогиба ротора
Вибрация, вызываемая неуравновешенностью ротора, имеет частоту, равную частоте вращения ротора (0 Вибрацию с частотой вращения ротора /о могут вызывать, кроме дисбалансов, силы, возникающие в опорах из-за несоосности соединяемых роторов машин и приводного электродвигателя как следствие неправильной цеитровки. При этом возможны два положения угловое смещение соединяемых валов и параллельное смещение валов В первом случае преобладает осевая вибрация, во втором — поперечная
Однако даже при идеальной центровке валов в муфте от неравномерной нагрузки на пальцы возникают силы, также вызывающие вибрацию на частоте /0. Неравномерность нагрузки на пальцы вызвана неточностями в шагах и форме втулок и пальцев муфты В результате на каждую из полумуфт действует радиальная неуравновешенная сила, «вращающаяся вместе с муфтой». В предельном случае вращающийся момент передается одним пальцем При этом действующая на вал неуравновешенная сила достигает наибольшей величины.
Окружная сила, действующая на палец, приводится к радиальной силе и к моменту относительно оси муфты Противоположно направленная радиальная сила приложена ко второй полумуфте Эти силы вращаются вместе с муфтой и изгибают в противоположные стороны концы валов, которые в любой осевой неподвижной плоскости вызывают противофазную вибрацию с частотой вращения /„ Так как окружная сила пропорциональна передаваемому вращающемуся моменту, то
амплитуда вибрации пропорциональна передаваемой мощности. Исследования зубчатых муфт, изготовленных в соответствии с допусками по ГОСТу, показали, что окружная сила в муфте передается зубьями, в результате чего неуравновешенная сила достигает значения (0,1-ь -ьб,3) F, где F — окружная сила, отнесенная к начальной окружности зубьев Примерно то же самое имеет место в упругих пальцевых муфтах. Кроме рассмотренных сил несовпадение осей валов вызывают силы трения в упругих элементах муфт, которые создают периодически изменяющийся с частотой /0 момент, изгибающий валы в плоскости перекоса и смещения их осей и вызывающий вибрацию подшипников, а также периодически изменяющиеся изгибные напряжения в валах. На вибрацию с частотой /0 накладывается высокочастотная вибрация из-за неравномерной работы пальцев
3.6.2. Методы снижения вибрации и шума
Методы снижения шума и вибрации от неуравновешеиности вращающихся масс, а также возникающих в соединениях валов, рассмотрены ниже в применении к насосным агрегатам (насосам), для которых они очень важны Большая часть сказанного относится и к другим машинам
Необходимым условием обеспечения требуемых уровней вибрации на частоте вращения является правильная центровка валов При соединении полумуфт насосных агрегатов должны соблюдаться требования ОСТ 26-1347—77 «Насосы Общие технические условия». При центровке насосного агрегата по полумуфтам величины взаимного перекоса и параллельного смещения осей валов и двигателя должны быть ограничены (табл 3 3).
Для устранения неуравновешенности ротора насоса необходимо проводить балансировку ротора, а также его составных частей на специальных балансировочных станках Если после проведения балансировки виброактивность центробежного насоса (ЦН) на частоте вращения не удовлетворяет предъявленным требованиям, можно провести балансировку ЦН при работе на эксплуатационном режиме
В табл 3 3 приведены значения произведения удельного дисбаланса ЦН на максимальную эксплуатационную угловую скоростьестсоатах в мм/с (ГОСТ 22061—76 *) для системы 2—5- го классов точности балансировки.
На стадии проектирования ЦН общепромышленного назначения рекомендуется выбирать 4-й класс точности балансировки роторов (рабочих колес) (ГОСТ 22061—76*); для малошумных ЦН—3-й класс гоч- носги
Суммарная величина допустимого остаточного дисбаланса изде-
г-мм, балансируемого по
4-му классу точности,
D = 6,3т/со,
(3.6)
т — масса балансируемого
изделия, г; со — угловая скорость
ТОЧНОСТИ балансировки
Значения «ст“э щах. мм/с
наимень-
наиболь-
3
6,’з
16’3
Произведение ссто)э тах
насоса, с !; 6,3 = eCTtojmax — наибольшее (для 4-го класса точности) произведение удельного дисбаланса на максимальную угловую скорость, мм/с
При двух плоскостях коррекции дисбаланса О = Dt + D2, где Dt и D2 — значения дисбалансов для первой и второй плоскостей соответственно
Балансировка ротора ЦН включает следующие операции; поэлементную балансировку составных элементов ротора (рабочих колес, полумуфт и т п ), динамическую балансировку ротора в сборе, балансировку ЦН на месте (при необходимости)
Балансировку рабочего колеса и других элементов ЦН осуществляют в соответствии с требованиями, указанными в рабочих чертежах и в балансировочной карте Должны быть приняты все конструктивные и технологические меры, чтобы все посадочные места выполнялись с одной установки, не нарушалась осевая симметрия, отсутствовала деформация оправки, осуществлялась плотность пригонки балансируемой детали с оправкой
Балансировку ротора ЦН в сборе желательно выполнять в собственных подшипниках Особое внимание следует обратить на выбор типа посадки узлов на вал насоса, отсутствие биения посадочных мест и соблюдение концентричности всех деталей ротора Необходимо фиксировать при балансировке взаимное положение составных элементов ротора, строго сохраняя его при последующих переборках на-
Балансировку на месте рекомендуется производить на вибро- изолированном агрегате, при этом нужно разделять роторы, принадлежащие приводному электродвигателю и насосу Поэтому операцию балансировки на месте при необходимости следует проводить на каждом насосе В качестве плоскостей коррекции в этом случае рекомендуется использовать балансировочный узел приводного электродвигателя и специальный балансировочный узел на валу насоса, к которому, по возможности, должен быть доступ при работе насоса
ПОДШИПНИКИ
Интенсивным источником механической вабрацни и шума у многих машин являются подшипники качения. Внутренние силы, вызывающие вибрацию подшипников качения, обусловлены допусковыми отклонениями элементов подшипника и монтажных размеров, зависящими от точности, принятой при изготовлении деталей Силы возникают от разностенности колец подшипников, овальности и разноразмерности тел качения, волнистости на дорожках качения, радиального и осевого зазоров между телами качения и кольцами, а также зазора в гнездах сепаратора
Однако даже идеально изготовленный подшипник качения является источником колебаний из-за упругих деформаций деталей, проскальзывания тел качения в местах контакта с кольцами, завихрений воздуха, увлекаемого системой качения. Колебания подшипников качения проявляются в широкой области от десятков до десятков тысяч Гц, наиболее энергоемкие колебания сосредоточены в области, начиная от частоты вращения вала /0 Д° «=3000 Гц.
Следует отметить, что изготовленный с высокой точностью подшипник может стать источником интенсивной вибрации и шума, если
будет неправильно установлен Другой фактор, влияющий на уровень шума от подшипника, — качество его смазывания
Подшипники скольжения значительно менее виброактивны, чем подшипники качения, особенно на высоких частотах Основная причина шума, создаваемого подшипниками скольжения [0 13],—силы тпения между поверхностями подшипника и шейки вала, возникающие в результате неравномерного и неправильного смазывания подшипников В неправильно смазанных подшипниках возникает контакт поверхностей вала и подшипника и появляется «скрип» в результате скачкообразного движения шейки вала и поверхности опоры Эти колебания происходят на субгармониках частоты вращения 1/2 /0 или 1/3 /0.
Другой источник вибрации и шума в радиальных подшипниках скольжения — процесс, называемый вихревым смазыванием, который возникает в горизонтальных или вертикальных подшипниках с само- смазывающими системами или с принудительными системами смазывания под давлением при незначительных нагрузках. Наличие «вихревого смазывания» определяют по возникновению вибрации с частотой, приблизительно равной половине частоты вращения вала (0,42— — 0,48) /0 Эта вибрация является прецессией вала в подшипнике под влиянием смазочного материала Пленка смазочного материала, непосредственно соприкасающегося с валом в граничном слое, вращается со скоростью вала, а пленка, находящаяся на неподвижной поверхности подшипника, неподвижна Средняя частота вращения смазочного материала, примерно равная половине частоты вращения вала, является частотой его прецессии в зазоре подшипника. Совместное действие этой вибрации с вибрацией частоты вращения ротора создает так называемые резонансные биения
Основные данные о составляющих шума и вибрации подшипников приведены в табл. 3 4
Проблема снижения шума от подшипников включает три самостоятельные задачи применение подшипников качения с улучшенными шумовыми характеристиками, вибродемпфирование и виброизоляции колебаний передаваемых на корпус машины; создание наиболее благоприятных условий работы подшипников в машине [0 14]
Для снижения шума лучше всего применять однорядные радиальные шариковые подшипники; подшипники других типов создают более высокий уровень шума и вибрации Так, уровень вибрации роликовых подшипников выше, чем у шариковых, на 5 дБ и более. Такую же величину составляет превышение уровней вибрации подшипников тяжелой серии по сравнению с подшипниками средней серии
Шум и вибрация подшипников качения определяются степенью отклонения элементов подшипников от идеальных геометрических
форм, величиной радиального зазора между кольцами и телами качения Это обстоятельство важно при выборе класса точности подшипников и ряда радиального зазора.
ГОСТ 520—71* установлены следующие классы точности подшипников (в порядке повышения точности) 0, 6, 5, 4 и 2 Переход в более высокий класс точности дает снижение вибрации подшипников иа 1-2 дБ
Для малошумных машин могут быть использованы подшипиики специального применения с индексом Ш (ТУ 4477-Э—68).
"ns-s."
Частота
Обозначение
рН^трТвка
•ад
трепин^'колец ВНУ"
ження тел качения
т^еннего и^ару^ного^
Подшипники скольже.
Достаточно эффективное средство снижения шума п вибрации подшипников — применение специальных упругих вкладышей из вибродемпфирующих материалов, компенсирующих геометрическое несовершенство посадочных мест и виброизолирующих корпус от подшипника Материал и конструктивное оформление таких вкладышей различные [27] Вкладыши могут быть изготовлены из материалов с высоким коэффициентом затухания (металловолокнистых, резины, пластмасс и т п.) Установка подшипников качения в такие упругодемпферные опоры существенно снижает уровни вибрации и шума в области средних и высоких частот (до 12—15 дБ)
Для создания наиболее благоприятных условий работы подшипников в машине следует выполнять следующие основные требования [32]. При изготовлении машины должна быть обеспечена соосность посадочных мест на валу и в корпусе Особенно чувствительны к не- соосности радиально-упорные подшипники, скомплектованные по системе «дуплекс» и «триплекс» Для уменьшения шума этих подшипников применяют конструкцию самоустанавливаюшихся опор с промежуточным капсюлем и шаровым поясом
Допуски на отклонение от правильных геометрических форм посадочных мест (цапфы вала и гнезда в подшипниковых щитах), а также параметры шероховатости их поверхностей должны строго соответствовать требованиям ГОСТ для выбранного класса точности подшипников Если подшипники качения туго насаживаются на неточно
обработанный вал, то погрешности вала могут передаться на дорожку качения внутреннего кольца и проявляться там в виде повышенной волнистости Грязь и прочие инородные тела в подшипнике и в смазочном материале могут вдавливаться в дорожку качения и привести к увеличению шума
Правильный выбор посадок должен обеспечивать фиксацию внутреннего и наружного колец от проворачивания и сохранения необходимых радиальных зазоров Установлено, что устранение внутренних зазоров в шарикоподшипниках при помощи пружинного осевого натяга в ряде случаев приводит к улучшению виброакустических характеристик машии
При выборе типа смазочного материала для малошумных машин целесообразно ие применять слишком густой смазочный материал, так как он плохо демпфирует вибрацию тел качения, заполнять масляную камеру на 50 % Кроме того, следует учитывать, что конструкция подшипника должна позволять заменять смазочный материал с тщательной промывкой следов старого отработанного смазочного материала, смазочный материал должен обеспечивать стабильность своих свойств при консервации и хранении машины до ввода ее в эксплуатацию
Малошумные машины требуют осторожного обращения при транспортировке и хранении, во избежание бринелирования дорожек качения подшипников качения и, как следствие, ухудшения виброакустических характеристик. Радикальным средством снижения шума и вибрации подшипников является переход на подшипники скольжения, имеющие уровни шума на 15—20 дБ ниже, чем у подшипников качения, особенно в области высоких частот Однако для ряда машин (например, центробежных насосов) использование подшипников сколь жения затруднительно по конструктивным и эксплуатационным соображениям
КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
Большинство видов кузнечно-прессового оборудования относится к машинам ударного действия, при работе которых возникает импульсный шум, причем его уровень на рабочих местах, как правило, превышает допустимый
В зависимости от принципа действия, назначения и вида основных источников образования шума кузнечно-прессовое оборудование можно разделить на следующие группы [33] прессы механические, прессы гидравлические, автоматы кузнечно-прессовые, молоты; прочие (ковочные, гибочные и правильные машины, ножницы и др )
Основным источником шума, излучаемого механическим прессом, являются колебания его станины и маховика [8, 0 5] в результате ударов во всех подвижных сочленениях пресса, возникающих в момент включения и в начале движения кривошипно-шатунного или эксцен- гриково! о механизма, когда происходит выборка люфтов в сочлене ниях шатуна с шейкой рабочего вала и ползуном, а также в подшипниках рабочего вала. Процесс взаимодействия штампа с заготовкой также носит ударный характер При штамповке уровни звука прессов заметно возрастают — на 4—10 дБ (А).
Шум включения пресса отсутствует при автоматическом режиме его работы При этом уровни шума остаются такими же, как и в режиме разового пуска Возрастание фонового уровня шума в помещении при
переводе прессов в автоматический режим работы может быть в значительной мере устранено акустической обработкой ограждающих поверхностей помещения
Другой путь уменьшения шума включения пресса — обеспечение плавности процессов включения Его можно реализовать, заменив механические (кулачковые) муфты прессов фрикционными, пневматическими. Такая замена позволяет снизить шум включения в ближнем пале муфты на 15 дБ (А), а на рабочем месте штамповщика на 8—11 дБ(А).
Шум штамповки можно уменьшить тем же методом — увеличением плавности процесса за счет установки на прессах скошенных штампов вместо прямых Это делается обычно для уменьшения требуемого усилия вырубки какой-либо детали и позволяет повысить срок службы штампа При скошенном штампе (величина скоса штампа равна толщине заготовки) уровень звука на рабочем месте штамповщика уменьшается на 14 дБ (А). Применение скошенных штампов наиболее рационально при вырубке деталей большого периметра, когда требуются значительные усилия.
Прессы необходимо поддерживать в хорошем техническом состоянии. Чем больше пресс изношен, тем больше люфты во всех звеньях его кинематической цепи и тем больше шум выборки этих люфтов как при включении пресса, так и при штамповке Шум однотипных прессов, находящихся в разном техническом состоянии, может отличаться иа 6-8 дБ (А)
Для снижения шума выхлопа отработанного сжатого воздуха на прессах, имеющих пневматическую муфту включения и тормоза, не могут использоваться обычные глушители шума пневмосистем, содержащие пористый звукопоглощающий материал Это связано с тем, что при засорении пористых материалов возрастает противодавление в системе, которое может привести к несчастным случаям из-за сдваивания ходов пресса Для снижения шума при работе фрикционной муфты сцепления и тормоза прессов усилием до 10 МН иа Горьковском автозаводе разработан и широко применяется специальный глушитель (рис. 3 4) [261
Для создания безопасных условий труда и повышения его производительности на легких прессах широко используется съем мелких
отштампованных деталей струей сжатого воздуха при помощи пневматических сопел, работающих постоянно или включаемых синхронно с ходом ползуна пресса Для снижения уровня интенсивного высокочастотного шума, возникающего при работе систем пневмосдува, разработаны специальные глушители [0 5] Для съема мелких деталей, штампованных из листовой стали, целесообразно использовать вместо сдува вакуумные присосы.
При наличии транспортирующих устройств следует стремиться к сокращению пути свободного перемещения деталей, заменять металлические склизы пластмассовыми или облицовывать их вибродемпфирующими покрытиями, крепить склизы к стойкам, не связанным со станиной пресса.
Замена штамповки прессованием значительно снижает шум, так как этот процесс является безударным. Уровни звука на рабочих местах большинства гидравлических прессов не превышают 90—96 дБ (А) [для механических прессов они составляют 100—ПО дБ (А)]. Особенно шумными являются гидравлические прессы для листовой штамповки простого и двойного действия усилием до 31,5 МН, уровни звука на рабочих местах которых достигают 106 дБ (А)
Большинство мероприятий по снижению шума гидравлических прессов связано со вспомогательным оборудованием и операциями — гидросистемой, подачей и удалением деталей Насос гидросистемы следует устанавливать в изолированной камере или закрывать звукоизолирующим кожухом, трубопроводы — покрыть вибропоглощающими материалами или звукоизолировать.
Прессовое оборудование широко применяется для холодной высадки мелких деталей, которая является высокопроизводительным и прогрессивным процессом. Однако уровни звука около прессов (автоматов) холодной высадки очень высоки [до 97—108 дБ (А) J, и нередко даже небольшая группа такого оборудования создает неблагоприятную шумовую обстановку не только в том цехе или на участке, где они расположены, но и в смежных помеще-
Снижение шума кузнечно-прессовых автоматов в источнике связано со значительными трудностями, однако в настоящее время уже разработаны конструкции малошумных автоматов Так применение оригинальной кинематической схемы гвоздильного автомата позволило создать станок, уровень звука на рабочем месте которого составляет 80 дБ (А) [25]. Шум гвоздильного автомата слагается из шумов от нескольких независимых источников, которыми являются механизмы высадки, зажима, реза-острения и подачи.
Особенностью работы механизмов гвоздильного автомата является ударный характер взаимодействия между звеньями в сочленениях и инструмента с заготовкой. Изменение временных характеристик соударений звеньев приводит к изменению уровней создаваемого шума, причем уменьшение скорости соударений звеньев и увеличение времени между ударами приводит к снижению уровня шума Это лежит в основе малошумных конструкций каждого из механизмов гвоздильного автомата. Уменьшение радиуса кривошипа механизма высадки позволяет снизить скорость соударения инструмента с заготовкой в 2,5—3 раза, что приводит к снижению уровней звукового давления на 7—9 дБ в частотном диапазоне, где имеется наибольшее превышение над допустимыми уровнями.
Уменьшение числа сочленений и зазоров в них позволяет снизить шум кривошипио-рычажного механизма подачи на величину AL, дБ(А), которая определяется по формуле
AL = 10 sin (1,О4<о) (Ах — As), (3.7)
где <о — угловая скорость кривошипа, с-1; Ах и А2 — суммарные зазоры до и после уменьшения числа сочленений, мм
Основными источниками шумообразования в механизмах зажима и реза-острения являются зубчатые передачи Снижение сил соударений в них в принципе возможно за счет повышения точности изготовления колес Однако переход к необходимой 7-й степени точности зубчатых передач гвоздильных автоматов неприемлем по технологическим соображениям, поэтому единственно реальным путем снижения шума данных механизмов является исключение зубчатых передач из кинематической схемы гвоздильного автомата
В условиях действующего производства для снижения шума на участках холодной высадки могут быть применены звукоизолирующие кожухи, сконструированные с учетом обеспечения удобства обслуживания и ремонта станков и частично открытые со стороны подачи проволоки [15] При планировке производственных помещений участки холодной высадки целесообразно отделить от остального цеха и вспомогательных участков звукоизолирующей перегородкой, а прессы разместить группами по 4—6 шт. в отдельных отсеках, образованных экранами высотой около 3 м со звукопоглощающей облицовкой Потолок и стены помещения также надо облицевать звукопоглощающими конструкциями
Радикальный путь защиты от шума рабочих метизного производства — повышение степени автоматизации производственных процессов, при которой управление станками и контроль их работы осуществляются дистанционно, а операторы большую часть рабочего времени находятся в звукоизолированных постах наблюдения
Основным источником особо интенсивного импульсного шума в кузнечно-прессовом производстве являются паровоздушные и пневматические молоты Шум излучается в момент соударения бойка бабы молота (штампа) с заготовкой По данным работы [26] различные молоты равной мощности, штампующие изделия одной и той же номенклатуры, имеют близкие частотные характеристики импульсного шума С увеличением массы падающих частей молота максимум в спектре уровней звукового давления перемещается в сторону низких частот Уровни звука на рабочих местах у тяжелых ковочных и штамповочных молотов при этом достигают ПО—120 дБ (А).
Для снижения шума в кузнечных цехах целесообразно, если это допустимо технологически, заменять молоты горячештамповочными прессами Хотя последние также являются источником интенсивного шума, но шум пресса на 9—10 дБ ниже по всему спектру частот, чем молота примерно равной мощности. Шум, сопутствующий работе прессов, оказывает меньшее действие на физиологические функции организма чем шум работающих молотов, и поэтому является менее опасным для человека [26]
Для снижения шума выхлопа отработанного перегретого пара при работе паровоздушных молотов с массой падающих частей до 2000 кг может быть использован глушитель камерного типа, показанный иа
рис 3 5 [26] Он представля т собой стальной цилиндр, внутри которого установлены три поперечные перегородки с трубками диаметром 42 мм и длиной 250 мм Данная конструкция может быть использована и на молотах большей производительности, для чего необходимо увеличить габариты глушителя, находящиеся в прямой зависимости от объема рабочих цилиндров, и диаметры выхлопного отверстия молота Такие глушители имеют достаточно большие размеры, поэтому их целесообразно устанавливать за пределами цеха, подводя к ним выхлопные трубы
Одним из существенных отрицательных факторов использования молотов является возбуждение интен
сивных ударных нагрузок которые через основание молота передаются на конструкции здания, где он установлен (а в ряде случаев — и соседних зданий), создавая в них повышенные уровни шума. Для их снижения не
фундаментовфундаментовобходимо обеспечить виброизоляцию
фундаментов
фундаментов
молотов Рекомендуемые способы виброизоляции
тяжелых мологов приведены в работе [20]
При работе горизонтально-ковочных машин возникает широкополосный шум с максимумом в диапазоне низких и средних частот При уменьшении диаметра штампа максимум в спектре сдвигается в сторону более высоких частот Основные источники шумообразования —
периодические удары при смыкании штампов и выхлоп сжатого воздуха Средства защиты от шума аналогичны применяемым для механических
прессов
Пресс-ножницы, обжимные машины и обрезные прессы не имеют
ного шума
МЕТАЛЛО- И ДЕРЕВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ СТАНКИ
Металлорежущие станки
В зависимости от типа металлорежущего оборудования, мощности его приводов, интенсивности и стабильности процесса резания уровни звука, создаваемые на расстоянии 1 м от ограждающих поверхностей, составляют 60—ПО дБ (А). При типовых условиях эксплуатации станков верхний предел этого диапазона 90 дБ (А) Спектр шума станков обычно имеет максимум, расположенный в диапазоне частот 500—
2000 Гц (чаще всего в полосе частот 1000 Гц) Большинство металлорежущих станков при надлежащем качестве изготовления имеют шумовые характеристики, удовлетворяющие санитарным нормам без применения дополнительных мер по снижению шума.
Основные источники шума металлорежущих станков можно разделить на пять групп. 1) зубчатые передачи, входящие в приводы главного и вспомогательного движений, сюда относятся сменные колеса и закрытые коробки передач, 2) гидравлические агрегаты; 3) электродвигатели, 4) направляющие трубы токарных автоматов, 5) процесс резания. Кроме того, источниками шума являются подшипники, ременные передачи, кулачковые механизмы, дисковые муфты, но они обычно не влияют на общий уровень шума станка.
Шум станков снижают в источнике возникновения уменьшением передачи колебательной энергии от источника к излучателям шума (обычно это наружные стенки станка), демпфированием излучателей и строительно-акустическими мероприятиями [5, 21]
Насосы и двигатели должны монтироваться на виброизоляторах с применением мер для устранения передачи вибрации к масляным резервуарам, которые, имея большую поверхность, интенсивно излучают шум Для присоединения трубопроводов гидроагрегатов следует применять виброизолирующие зажимы
Для уменьшения на общий уровень шума влияния отдельные агрегаты, устанавливаемые на станок виброизолируются от упругой системы станка, если нет особых требований к точности я жесткости монтажа. Это же относится и к электрошкафам, устанавливаемым на станке, которые сами не являются источниками колебаний, но, имея большую площадь поверхности, интенсивно излучают шум Внбронзоляцией двигателей можно снизить уровень звука станка на 6 дБ (А) и более.
В цехах и на участках токарных автоматов, отличающихся высокой производительностью и надежностью, шум при их работе несколько превышает допустимый [0 5] Его основным источником являются удары обрабатываемого прутка по стенкам направляющих труб В настоящее время разработано большое число конструкций малошумных направляющих труб, которые при правильной эксплуатации и своевременной регулировке обеспечивают уровни шума в пределах, допустимых нормами [18]. Широкое распространение получила направляющая труба Новочеркасского станкостроительного завода, представляющая собой металлическую трубу, внутри которой помещена пружина переменного диаметра В отличие от других подобных конструкций наибольший диаметр пружин в свободном состоянии больше внутреннего диаметра трубы Перед сборкой пружина скручивается, вставляется в трубу и отпускается Наличие пружины переменного иаметра исключает непосредственные удары обрабатываемого прутка о металлическую трубу Снижение уровня звука такой трубы по сравнению с обычной составляет более 20 дБ (А) При износе пружины и ее неправильной регулировке этот эффект может значительно уменьшится К недостаткам этой конструкции относятся трудности замены пружины при ее износе и невозможность обработки многогранных прутков, у которых при вращении сбиваются грани
Снижение шума [до 12 дБ (А) ] в других конструкциях направляющих труб достигается устранением ударов прутка о металлическую трубу за счет применения виброизоляторов из резины или другого полимерного материала [26, 29].
2 — комплекть2 — комплектьтолкателя.толкателя.
2 — комплекть
2 — комплекть
толкателя.
толкателя.
При проектировании малошумных конструкций груб к автоматам продольного точения основное внимание уделяют звукоизоляции щели для флажка толкателя и виброизоляции внутренней трубы от наружной [16] Предпочтительней выбирать трубы, не имеющие продольной щели, в которых пруток перемещается в осевом направлении поршнем под действием сжатого воздуха [16, 0 5]
Фирмой «Герман Трауб» (German Thraub), ФРГ предложены две прогрессивные и принципиально различные конструкции направляющих труб [38 ] На рис 3 6 показан роликовый механизм подачи прутка Пруток перемещается между упругими роликами, расположенными по окружности и по длине прутка и с определенным усилием прижимающими его к центру направляющей системы Упругость роликов и их подвеска компенсируют некруглость шестигранных и четырехгранных прутков и их непрямолинейность Для уменьшения вибраций, вызван ных эксцентриситетом вращающихся прутков, ролики установлены через 90°, 1 в осевом направлении разнесены по длине, и только в месте перехода к шпинделю комплект роликов устанавливается максимально плотно Диаметр толкателя превышает диаметр прутка, и при проходе толкателя через ролики последние раскрываются Направляющая толкателя изготовляется из вибродемпфирующей пластмассы При гакой системе подачи прутков снижается шум и обеспечивается авт ома тическая поперечная загрузка прутков Однако сочетание требовании упругости роликов и центрирования прутка по оси шпинделя обеспечи вается лишь в определенных пределах искривления прутков и при раз личии максимального и минимального диаметров используемых прут
На рис 3 7 показано гидравлическое устройство подачи прутка Обычная направляющая труба здесь заполняется движущимся маслом Благодаря вращению прутка между иим и внутренней сгенкой направляющей трубы создается масляный клин, исключающий контакт металлических поверхностей Подобное устройство подачи прутка поз воляет без шума и вибраций обрабатывать на токарных автоматах некруглые профили четырехгранные, прямоугольные и т п К не- дос-аткам этого устройства относят отсутствие точного центрирования прутка по оси шпинделя, необходимость согласовании диаметра трубы
с диаметром прутка, продольная загрузка, остатки масла на прутке, большая мощность холостого хода
На рис. 3 8 показаны результаты измерения акустической эффективности описанных конструкций труб по сравнению с обычной направляющей трубой и трубой с двойными стенками с песчаным заполнением пространства между ними в зависимости от частоты вращения и длины прутков Кривая а характеризует шум станка без прутка
Швейцарская фирма ЛНС (LNS) изготовляет направляющую трубу более сложной конструкции, в которой внешняя и внутренняя трубы разделяются пространством, заполненным маслом Шум станка с таким устройством мало зависит от наличия прутка в трубе, и уровень звука снижается более чем на 30 дБ (А).
При резании уровень звука возрастает на 2—3 дБ (А) из-за увеличения нагрузки на приводы главного и вспомогательного движений и увеличения уровней колебаний упругой системы станка вследствие ее взаимодействия с рабочим процессом (процессом резания, процессом трения) [24] Уровни шума при резании определяются не только режимами резания, ио и динамическими характеристиками упругой системы, в которую входят и обрабатываемая деталь и режущий инструмент.
Особенно неприятен тональный шум, часто возникающий при обработке полых или тонкостенных деталей, при выстое инструмента и при снятии тонкой стружки Уровень тональной составляющей шума особенно велик, если частоты собственных колебаний режущего инструмента и обрабатываемой детали близки между собой [37 ] Этот уровень можно снизить повышением жесткости инструмента, демпфированием колебаний заготовки и инструмента. Демпфирование заготовки можно осуществить прижатием к тонким поверхностям заготовки пластин
из резины или другого демпфирующего материала Способ прижатия зависит от типа станка и формы обрабатываемой детали Демпфированием заготовки можно снизить шум в области высоких частот на 10— 15 дБ [39]
Демпфирование инструмента позволяет уменьшить уровень тональных составляющих шума на 20 дБ и более Широкополосный шум снижается на 2—5 дБ в области низких частот и на 10—15 дБ в области высоких частот На рис. 3 9 показан пример демпфирования колебаний резца с помощью приклеенных к державке комплектов слоев из демпфирующего материала (например, полиуретана) и стальных пластин Для сохранения размерной точности инструмента на опорные поверхности державки в демпфирующий слой вставляются проставки, поддерживающие постоянство положений державки под нагрузкой Рассеяния колебательной энергии можно достичь за счет трения в стыках при плотном прижатии стальных пластин к поверхности державки.
Конструкция демпферов для расточного инструмента аналогична описанной выше для резцов На борштангу надевается втулка, внутренний диаметр которой больше диаметра борштанги Соосность втулки и борштанги обеспечивается жесткими проставками Остальное пространство между борштангой и втулкой заполняется демпфирующим материалом [39] Подобные конструкции могут применяться и для других видов вращающегося инструмента.
Рис. 3.8. Эффективность конструкций направляющих труб при обработке стального шестигранного прутка различной длины (3; 2; 0,4 м) [381:
стенками и песчаным заполнением, 3 — роликовый механизм подачи;
-идравлическое устройство подачи
шума при выстое режущего инструмента и при снятии тонкой стружки большое влияние оказывает механизм крепления твердосплавных пластинок к державке Обычно при механическом креплении пластинка неплотно прижимается в направлении скорости резания (прижим в процессе обработки осуществляется
или полностью устраняются
При работе на отрезных станках дисковыми пилами часто возникает значительный шум, особенно при резке легких металлов, где скорость резания доходит до 70 м/с. При этом в результате колебаний дисковых пил уровень звука достигает 115 дБ (Д' [40] Составные пилы возбуждают меньший шум благодаря внутреннему демпфированию Шум цельных пил снижают с помощью внешних демпферов При использовании масляных демпферов с вязкоупругим зажимом диска пилы в качестве демпфирующей среды используют охлаждающее масло, пода
ваемое в специальные карманы, сделанные в сегментах, расположенных с зазором 0,2 мм у плоскости диска
Установка демпфирующих колец на диск пилы — эффективное средство снижения шума Кольцевой демпфер состоит из двух колец, изготовленных из комбинированного материала (стальной лист — пластмасса — стальной лист) Демпфирующие кольца устанавливают на заклепках с обеих сторон полотна дисковой пилы При этом рассея
ние энергии происходит и в самих демпфирующих кольцах при изгиб- ных колебаниях пил и в стыке колец с полотном дисковой пилы Возможны модификации, в которых вместо насаживаемых колец полотно пилы делается многослойным С помощью таких методов удается снизить уровень звука в процессе отрезки на 8—10 дБ (А; Снижение шума достигается также уменьшением частоты вращения во время обратного хода после реза дисковой пилы Предварительной рихтовкой полотна дисковой пилы и повышением точности ее установки можно добиться снижения уровня звука еще на 6 дБ (А) Применением кожухов, закрывающих полотно пилы, можно добиться дополнительного снижения уровня звука на 6—10 дБ (А)
Все описанные выше методы не могут полностью устранить шум, связанный с резанием металла, что обусловлено физикой самого процесса резания сколом элементов стружки, трением стружки и поверхности резания о поверхность инструмента, наличием на обрабатываемой детали движущегося высокоградиентного поля напряжений и т п. В связи с этим самым эффективным методом снижения шума резания
является оснащение станка подвижными кожухами, герметично закрывающими зону резания Обычные кожухи, сделанные из листового железа, предназначены только для защиты оператора от попадания эмульсии и стружки. Удары стружки об эти кожухи и вибрации, передаваемые на них от приводов, создают дополнительный шум Звукоизолирующий кожух для станков состоит из двух слоев листового железа, между которыми находится демпфирующий материал. Подвижная часть кожуха должна герметично закрывать зону резания, места контакта с неподвижной частью должны быть по возможности уплотнены вибропоглощающим материалом. При таких кожухах шум в процессе резания мало отличается от шума при холостом ходе станка.
Кожухи и ограждения на станке, предназначенные для устранения случайного контакта человека с подвижными механизмами, выполняют из тонкого листового железа и жестко прикрепляют к упругой системе станка. При большой площади поверхности они часто способствуют увеличению шума Такие ограждения при закреплении необходимо вибро- изолировать от упругой системы станка Детали крепления (винты, болты) нужно виброизолировать от устанавливаемого ограждения [22] Если требования к жесткости и точности крепления не позволяют применять виброизоляцию, можно использовать звукоизолирующие панели, прикрепляемые с помощью виброизоляторов к наружным поверхностям интенсивных источников шума, например к шпиндельной бабке Применение таких панелей позволяет снизить уровень звука, излучаемого закрываемыми поверхностями, на 10 дБ (А) и более [22] Ограждения и кожухи необходимо по возможности выполнять герметичными, стенки должны быть многослойными или иметь демпфирующее покрытие
Деревообрабатывающие станки
Наибольшие уровни шума создаются при работе круглопильных и строгальных станков (рейсмусовых, фуговальных, четырехсторонних строгальных) Источниками шума рейсмусовых и фуговальных станков явтяются вихревые процессы в зоне максимального сближения кромок ножей с кромками прижимных губок или с кромками стола, механический шум привода и вибрации обрабатываемого материала [0.5, 31]
Применение валов со спиральными ножами — лучший способ снижения шума строгальных станков Причиной возникновения шума при строгании прямыми ножами являются интенсивные колебания обрабатываемой заготовки и несущих систем станка при ударе ножа по всей длине линии соприкосновения с обрабатываемой заготовкой При строгании спиральным ножом работает только одна точка на его кромке, усилие резания направлено под углом к волокнам древесины При работе со спиральными ножами, имеющими угол подъема винтовой линии 72°, уровни звука снижаются на 10—12 дБ (А) по сравнению с использованием прямых ножей Однако применение таких ножей затруднено сложностью их изготовления, установки и переточки
При использовании прямых ножей следует предусматривать меры по снижению шума Дешевым и практичным способом снижения аэродинамической составляющей шума ножевого вала строгальных станков является закладка пазов вала твердым звукопоглощающим материалом, например поропластом За счет перфорирования губок стола наклонной щелевой перфорацией можно уменьшить уровень звука фуговаль-
ных станков на холостом ходу на 10—15 дБ (А) Щелевой перфорацией на переднем и заднем прижимах рейсмусовых станков можно добиться снижения аэродинамической составляющей нх шума Уменьшением частоты вращения рабочего органа деревообрабатывающих станков можно добиться значительного снижения шума, однако это приводит к снижению их производительности Уменьшению шума строгальных станков способствует балансировка ножевых валов при смене ножей.
При работе круглопильных станков шум возникает в результате завихрений и пульсаций воздуха в области зубчатого венца пилы, колебаний самого пильного диска, колебаний обрабатываемой древесины. Дополнительными источниками шума являются привод станка, подшипники вала и система пневмоотсоса опилок [0 5] Как и у отрезных металлообрабатывающих станков, основной метод снижения шума круглопильных станков — демпфирование пильного диска, его балансировка, уменьшение люфтов и биений
Для всех моделей деревообрабатывающих станков широко используют кожухи, звукоизолирующие и экранирующие шум Конструкции кожухов, разработанные Уральским лесотехническим институтом и предназначенные для использования на самых разнообразных деревообрабатывающих станках (круглопильных, четырехсторонних строгальных, рейсмусовых), хорошо зарекомендовали себя в промышленности Они позволяют снизить шум холостого хода станков и шум резания на 5—10 дБ (А), просты в изготовлении, не мешают обслуживанию станка
ВИБРАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Характеристика шума вибрационных и виброударных машин
Шум вибрационных машин, применяемых ь строительстве и в промышленности для обработки или транспортировки различных материалов, имеет в основном механическое происхождение и является следствием изгибных или поршневых колебаний поверхностей установки Непосредственным источником возникновения вибрации и шума, спектр которых охватывает широкий диапазон частот [0 11], являются соударения в приводе машины, а также отдельных ее частей Ударные процессы возникают при работе практически всех типов машин с механическим приводом В частности, у некоторых виброплощадок для уплотнения бетонных смесей наиболее интенсивные удары возникают при неудовлетворительном закреплении формы электромагнитами плоша- дки (рис 3 10)
Однако и при жестком соединении между собой этих частей установки остаются такие источники вибрации и шума, как подшипник качения цебалансных вибраторов, зубчатые передачи, шарнирные сочленения отдельных узлов В подшипниках происходят соударения тел качения о кольца и сепаратор, в зубчатых передачах — удары зубьев, в пневматических вибровозбудитслях — при перекатывании бегунка по корпусу вибратора Аналогичные явления наблюдаются в электромагнитных питателях, где основным источником широкополосного шума являются соударения в упругой системе [34]
В низкочастотных ударных установках для формования железобетонных изделий типа <шок—стол» и других машинах подобного типа, например выбивных инерционных решетках, периодические удары
формой [уровень звука 116 дБ (А)].формой [уровень звука 116 дБ (А)].изолирующим кожухом [88 дБ (А)];изолирующим кожухом [88 дБ (А)];рающиеся на фундамент [94 дБ(А)1;рающиеся на фундамент [94 дБ(А)1;отливок [80 дБ (А)]отливок [80 дБ (А)]териалом [8что н 3, но <[88 дБ (А)]
формой [уровень звука 116 дБ (А)].
формой [уровень звука 116 дБ (А)].
изолирующим кожухом [88 дБ (А)];
изолирующим кожухом [88 дБ (А)];
рающиеся на фундамент [94 дБ(А)1;
рающиеся на фундамент [94 дБ(А)1;
отливок [80 дБ (А)]
отливок [80 дБ (А)]
между отдельными частями являются источником интенсивного механического шума (рис 3 11)
Интенсивность шума вибрационных и ударных установок зависит от конструкции подвижной рамы и формы (см рис 3 10) Подвижная рама состоит обычно из элементов тонкостенною проката и металлических листов, которые под воздействием ударов совершают интенсивные изгибные колебания Аналогичную конструкцию имеет и форма, в которой формуется изделие Изгибные колебания листов обшивки поддона и бортов формы для бетонной смеси являются, в особенности- в низкочастотных ударных установках источником основного технологического воздействия на бетонную смесь. Поскольку бетонная смесь обладает высокими вибродемпфирующими свойствами, шум установок в значительной степени определяется отношением площадей поверхностей излучения металлических листов и элементов тонкостенного проката, соприкасающихся со смесью и колеблющихся в воздухе
На технологических частотах вибрационных площадок преобладающее влияние на излучение шума имеют поршневые колебания форм Их роль особенно велика для форм небольших размеров в плане и с относительно жестким каркасом Излучаемая формой звуковая мощность определяется из выражения
(3 8)(3 8)Р = pcQv^rg
(3 8)
(3 8)
Коэффициент излучении rs растет с частотой <о и при tealc> 1, когда характерный размер излучателя а соизмерим или больше длины звуковой волны, приближается к единице (см. гл 1). На низких частотах, когда длина звуковой волны в воздухе больше характерного раз-
мера излучателя (например, ширины формы), rs < 1 Величина rs повышается при устройстве экрана, препятствующего свободной циркуляции воздуха вокруг излучателя Так, при установке виброплощадки с закрепленной формой в приямке и разделении свободного пространства между формой и приямком щитами или фартуком условия излучения шума становятся близкими к излучению шума поршнем в экране, а уровни шума на частоте вибрирования достигают 115— 120 дБ
Основные принципы проектирования малошумных вибрационных машин
Соударения в вибрационных машинах и возбуждаемые ими высокочастотные колебания являются следствием несовершенства конструкции этих машин и практически ие оказывают влияния иа эффективность рабочего процесса Поэтому при необходимости следует прежде всего изменить конструкцию взаимодействующих друг с другом деталей, чтобы избежать импульсного характера передачи силы. К числу таких мероприятий для машин с дебалансными вибраторами относится применение специальных подшипников качения с меньшими зазорами и фиксированным положением сепаратора, а также замена подшипников качения на подшипники скольжения Снижение уровня звукового давления составляет при этом в среднем 10 дБ [0 11 ]. В электро- вибрационных питателях соударения в упругой системе можно значительно уменьшить за счет применения подвески в узлах рессорного пакета и правильного выбора угла передачи усилия в амортизаторах лотка Снижение уровня звукового давления на высоких частотах достигает 15 дБ [34]
Уровни вибраций и шума на средних и высоких частотах значительно снижаются при уменьшении скорости вращения вибраторов, что связано с изменением времеинйх характеристик соударений в подшипниках качения и зубчатых передачах Уменьшение скорости соударений элементов машин с Уг до У2 или центроб ■жных сил с F, до Рг и увеличение времени между ударами с Tv до Т„ приводит к снижению октавного уровня звуковой мощности на
AZ-P = 20 lg (WV2) + 10 lg (Гг/Л) = 10 lg (f,/^) + 10 1g Тг!Т^
(3 9)
при частотах / < /0 и на
^Р = 28 lg (№) + Ю lg (Т^Т^ = 14 lg ^iFj + 10 lg (Т^
(3 10)
при f > f0,, ,
где /0 = 0,45/т, с — продолжительность соударения [0 3] Из формул (3 9) и (3.10) следует, что при уменьшении частоты вращения вибраторов в 2 раза октавные уровни звуковой мощности снижаются на 9—11 дБ Установки с пониженной частотой вибрирования (24 Гц) для уплотнения бетонной смеси применяются в промышленности Оии имеют низкий уровень шума, но отличаются и меньшей уплотняющей способностью, что допустимо при достаточно подвижных смесях
Снижение основной технологической частоты (частоты вибрирования) является радикальным средством снижения шума н на низ-
ких частотах, где уменьшение соотношения между характерным размером формы и длиной волны иа частоте вибрирования приводит к снижению коэффициента излучения Так, для виброплощадки с размерами вибрируемой конструкции в плане 1,3X0,9 м уменьшение частоты вибрирования с 50 до 25 Гц снижает уровень звукового давления на частоте вибрирования на 13 дБ, а уменьшение частоты со 100 до 50 Гц — на 8 дБ К снижению шума на частоте вибрирования приводит также изменение положения вибрируемой конструкции относительно пола цеха Если ииз формы поднять над уровнем пола (излучение шума поршнем без экрана), то излучаемая мощность на частоте вибрирования уменьшается, причем особенно существенно для форм небольших размеров В частности, при меньшем размере формы, не превышающем четверти длины звуковой волны иа частоте вибрирования, уровень звуковой мощности снижается на 10 дБ Наибольшее снижение шума достигается при конструировании виброплощадки таким образом, что форма со смесью располагается на уровне органов слуха работающих (1,5 м от пола), а вибровозбудители вынесены из зоны компенсации избыточных давлений, возникающих при колебаниях формы Низкочастотные шумы снижаются также, если направление вибрации перпендикулярно стороне формы с наименьшей площадью поверхности.
Для подавления шума, излучаемого тонкими листами вибрируемой металлоконструкции иа средних и высоких частотах, целесообразно их вибродемпфирование, например, резиной Во всех случаях число несоприкасающихся с обрабатываемым материалом элементов должно быть минимальным, а жесткость их должна выбираться так, чтобы основная частота изгибных колебаний находилась вне диапазона, где сосредоточены наиболее интенсивные составляющие возмущающего усилия В ударной установке UIC-10 существенное снижение шума (см рис 3 11) было достигнуто заменой в конструкции верхней рамы металлических листов на бетонные плиты, опирающиеся на неподвижный короб фундамента, и установкой балок, на которые устанавливается форма из толстостенного проката (12)
Снизить высокочастотные вибрации и шум ударных установок можно увеличением продолжительности соударения между частями машины При этом происходит сжатие спектра интенсивно возбуждаемых колебаний и большая часть энергии удара сосредоточивается в области низких частот Например, в виброплощадке СМЖ-460 в местах соударений подвижной рамы о неподвижную установлены резиновые буфера, что способствует значительному увеличению времени соударения и уменьшению интенсивности составляющих силы на средних и высоких частотах Однако в отдельных случаях, например при уплотнении тонких слоев бетонной смеси в форме с жестким основанием, сжатие спектра силы удара уменьшает динамические давления в смеси Увеличение продолжительности контактов при микросоударениях «ущественно уменьшает средне- и высокочастотную вибрацию и шум Для этого следует использовать материалы с более низким, чем у ме вылов, модулем Юнга или уменьшать радиусы кривизны соударяющихся тел Облицовка капролоном рабочих поверхностей пневматиче- < кого вибровозбудителя уменьшает уровень звуковой мощности на высоких частотах на 15 дБ, а установка неметаллических прокладок (|ранспортерной ленты, резины, защищенной стальиой пластиной) М( жду незакрепленной формой и рамой виброплощадки приводит к снижению уровня шума на частотах выше 500 Гц на 20 дБ Для подавле-
ния шума, излучаемого листами обшивки формы, соприкасающимися с бетонной смесью, следует стремиться к снижению основной частоты колебаний об
шивки формы с бетонной смесью, что достигается уменьшением толщины листа или увеличением размеров ячеек (рис 3 12) Для виброплощадок с гармоническими колебаниями эта частота должна быть на 15—20 % ниже частоты вибрирования, а для ударных установок — в пределах 20—40 Гц [11, 28]
Вибрационные машины следует проектировать таким образом, чтобы вибраторы вообще не соприкасались с формой, а воздействовали только на бетонную смесь Примером могут служить различные поверхностные уплотнители бетонной смеси Кроме того, вибрируемая металлоконструкция не должна иметь замкнутых и полузамкнутых полостей,
в которых возможно усиление звука
Эффективным мероприятием является также установка резиновых виброизоляторов между вибраторами и металлоконструкцией, в о<о бенности в тех случаях, когда значительная часть ее элементов колеблется в воздухе [0.11] Жесткость виброизоляторов (желательно из резины) выбирается из расчета работы системы на частотах ниже второй частоты собственных колебаний двухмассовой системы.
Особенно целесообразна настройка на режим антирезонанса, при котором амплитуда колебаний вибраторов становится минимальной без уменьшения вибраций вибрируемой металлоконструкции Общая жесткость виброизоляторов при этом должна выбираться из условия к = Л4со2, где Л-1 — масса вибрируемых частей машины вместе с массой рабочего тела, например бетонной смеси, <о — угловая частота вибрирования. У переоборудованных таким образом виброплощадок снижение уровня шума на средних и высоких частотах составило около 10 дБ
МАШИНЫ ДЛЯ ИЗМЕЛЬЧЕНИЯ МАТЕРИАЛОВ
. Мельницы
11.1.1. Шум барабана мельницы возникает под действием ударов шаров по футеровочным плитам По мере возрастания частоты колебаний наблюдается рост уровня шума, который обусловлен увеличением коэффициента излучения корпуса мельницы Начиная с 2000— 3000 Гц, уровень шума спадает вследствие местного смятия поверхностей корпуса и шаров при ударах Другой источник шума мельниц — зубчатое зацепление. Наиболее интенсивные составляющие шума этого источника наблюдаются в диапазоне частот 63—500 Гц
Снижение уровня шума мельниц до требуемых значений обеспечивает соблюдение санитарных норм по шуму на рабочих местах [3, 17] Обобщенные по результатам натурных измерений октавные уровни требуемого снижения шума мельниц приведены в табл 3.6—3 9 При
Гребования к снижению шума Зарабанов мельниц
Требуемое снижение октавных уровней звукового давления, . создаваемого барабанами мельниц
Номера частотных
со стороны ударов измельчающих тел, дБ
Диаметр бараба-
Режим измельчения
зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления
Средне- геометрические частоты
Номера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления по табл 3 6
3,0-3,7
Шаровое
измельчение
1
полос.
1
и
111
IV
4,0-10,5
Шаровое мокрое
чей ие
Стержне
мокрое измельчение
Мокрое
измель-
IV
«ОО
28
25
о
о
расположении рабочих площадок со стороны захвата материала барабаном требуемое снижение уровня шума по табл. 3.7 следует уменьшить на 4 дБ для шаровых мельниц сухого измельчения и на 8 дБ для шаровых и стержневых мельниц мокрого измельчения яа всех частотах. При расположении рабочих площадок со стороны ударов шаров или материала по барабану требуемое снижение уровня шума
Таблица 3.8 Таблица 39
зацепле-Условия перефу- теровки барабанаНомера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давленияПрямозубоезубоезубоеБез перестановки на стендзацепле-Условия перефу- теровки барабанаНомера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давленияПрямозубоезубоезубоеБез перестановки на стенд4 П/р Е, я. Юдина4 П/р Е, я. ЮдинаСредне- геометрические частоты октавных полос,Номера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления по табл 3 6Н11115Средне- геометрические частоты октавных полос,Номера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления по табл 3 6Н11115
зацепле-
Условия перефу- теровки барабана
Номера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления
Прямозубое
зубое
зубое
Без перестановки на стенд
зацепле-
Условия перефу- теровки барабана
Номера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления
Прямозубое
зубое
зубое
Без перестановки на стенд
4 П/р Е, я. Юдина
4 П/р Е, я. Юдина
Средне- геометрические частоты октавных полос,
Номера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления по табл 3 6
Н
111
15
Средне- геометрические частоты октавных полос,
Номера частотных зависимостей требуемого снижения октавных уровней звукового давления по табл 3 6
Н
111
15
зубчатого зацепления, по сравнению с указанным в табл 3 9, уменьшается на 3 дБ на всех частотах
3 11 1.2 Одним из эффективных способов снижения шума барабанов мельниц [3, 14, 171 является укладка листовой технической резины между корпусом барабана мельницы и боковыми и торцовыми футеровочными бронеплитами (рис 3 13) Снижение уровня шума, излучаемого барабаном, при укладке резиновой прокладки определяют по формулам
4L=101g[(l±iy + a^^-2-^-L)j(3.11)
при частотах f < 0,7/а Кmjm^ и
ДЬ- = 20 lg (f %) 4- 10 1g Ыт^- 3(3.12)
3.14. Частотная характеристика3.14. Частотная характеристикасоздаваемого барабаном мельницы при замене бронеплит резиновой футеров-создаваемого барабаном мельницы при замене бронеплит резиновой футеров-Рис. 3.15. Узел крепления оболочки к корпусу барабана;
3.14. Частотная характеристика
3.14. Частотная характеристика
создаваемого барабаном мельницы при замене бронеплит резиновой футеров-
создаваемого барабаном мельницы при замене бронеплит резиновой футеров-
1 — футеровочный болт; 2 — резино-
иой вкладыш; 5 — резиновое уплотнительное кольцо; 6 — стальной стакан;
7 — обечайка барабана, 8 = футеровочная плита
Сравнение уровня
звукового давл
ения барабана
мельницы
со звукоизолирующем оболочкой
предельно допустимым ypoi
шем
Болтовое соединение
Номера кривых
Без звукопоглощающего 1
Со звукопо
глощающнм
материала
матер
налом
требуемого
снижения уровня звуке-
Толщина звукоизолирующей оболочки, мм
вого давления
1,0
1,5
1,0
1,5
Болтовое
соединение
lii
-
1 = 1
1
IV
"Г1
+ 1
Безболтовое соединение
ш
+ 1
Приме
ч а и и я 1 Знак «—» означ
ает, что уровни звукового
давления мельницы со звукоизолирующей оболочкой превышают пре
дельно допустимые уровни по кривой I на
10—20 дБ, пс
> кривой 1 I
иа 5— 10 дБ, п
о кривой 111 н
а 2—5 дБ Дл
я дополнительного сниже-
ння шума необ
ходимо использовать строительно-акустические способы
защиты — устройство звукоизолированных постов управлен
ня и звуке-
поглощающих
облицовок.
2 Знак «
+ » означает, что уровни звукового давления не превы-
шают предельн
о допустимых
Здесь X = m^mf, а = f/f6, /0 = (2л) 1 Кklmv, т^ т2и тп — массы единицы площади бронеплит, корпуса мельницы и резиновой прокладки; к = Elh, Е — динамический модуль упругости резиновой прокладки; h. — ее толщина
В последние годы вместо бронеплит широкое применение получили износостойкие резиновые футеровки Опыт эксплуатации мельниц с такими футеровками показывает, что кроме значительного снижения шума увеличивается срок службы футеровок и упрощается их монтаж Снижение уровня шума барабана мельницы происходит в результате виброизолирующего действия местного смятия резиновых футеровок при ударах и определяется по рис. 3 14
Конструкции с применением резиновой футеровки эффективны, если температура внутри мельниц не превышает 100 °C При более высоких температурах резина быстро стареет, выкрашивается и теряет свои звукоизолирующие свойства Установка вокруг корпуса мельницы на некотором расстоянии от его поверхности гибкой оболочки из стальных листов толщиной 1—1,5 мм обеспечивает значительное снижение шума Уменьшение шума такой конструкцией обусловлено
малой излучающей способностью на частотах ниже граничной (см.
У мельниц с футеровочными болтами оболочку крепят к корпусу через стальные стаканы и шайбы из губчатой резины фис 3 15) При отсутствии футеровочных болтов оболочку соединяют с корпусом в местах примыкания цилиндрической части барабана к торцам через прокладки из губчатой резииы толщиной 15—20 мм Воздушный промежуток между оболочкой и корпусом заполняют звукопоглощающим материалом (поропласт полиуретановый эластичный самозатухающий ППУ-ЭС, поропласт полиуретановый эластичный трудносгораемый ППУ-ЭТ, базальтовый звукопоглощающий материал БЗМ, капроновое волокно ВТЧС в чехлах из стеклоткани) Толщину слоя звукопоглощающего материала принимают 25—50 мм Выбор конструкции звукоизолирующей оболочки для мельниц производят по данным табл. 3 10. На мельницы сухого помола звукоизолирующие оболочки целесообразно устанавливать даже в том случае, если они ие обеспечивают снижения шума до требуемого уровня
3 Для снижения шума зубчатых передач применяют косозубые и шевронные зубчатые колеса вместо прямозубых (при расположении венца на цапфе, а не на барабане) литые корпуса вал-шестерни вместо тонкостенных элементов из листовой стали, упругие муфты между приводным двигателем и гал-шестерней и, нат онец звукоизоляцию зубчатых передач [3, 6]
Разгрузочные горловины закрываются стальными кожухами, которые виутри облицовываются мягкой листовой резииой [61
. Дробилки [7, 36]
1 Под действием кратковременных сил при дроблении неоднородных по размерам и физическим свойствам кусков материала в дробящих деталях возиикают динамические деформации, которые передаются на сопрягаемые элементы корпуса и опорного кожуха дробилки, вызывая их интенсивные вибрации Вибрации, кроме того, возникают в результате контактного зацепления зубьев колес привода, неуравновешенности масс дробящих деталей, ударов кусков материала по распределительной плите и загрузочной воронке. Излучение звука в результате вибрации наружных поверхностей корпуса, опорного кожуха и загрузочной воронки происходит на частотах выше 600 Гц. На более низких частотах шум распространяется непосредственно из зоны дробления вследствие недостаточной звукоизоляции конструктивными элементами зоны загрузки
Частотные характеристики шума конусных дробилок крупного дробления (ККД), среднего дробления (КСД) и мелкого дробления (КМД) приведены в табл 3 11 Уровни шума зависят от твердости дробимого материала, размеров падающих кусков и равномерности загрузки Во время загрузки дробилки уровень шума повышается на 8—10 дБ по сравнению с уровнем шума при установившемся режиме ее работы под нагрузкой В результате износа бронеплит уровень шума повышается на 5—6 дБ
112 2 Снижение шума дробилок связано, прежде всего, с уменьшением передачи вибрации от основных ее источников к сопрягаемым деталям, с поверхностей которых происходит излучение шума С этой целью нужно устанавливать резиновые прокладки между бронепли-
Тип дробилки
Среднегеометрические октавных полос,
частоты
Уровни
125
250 | 500 |
юоо|
2000|
4ООо|
8000
звука,
Холостой
ход
ККД 1500/180
КМД-1750
КМД-2200
КМД-ЗООО Т
КОД 2200
Isil
1 в
I 84 I 84 I
8887
1 st 1 1
||
во
Дробление
ККД 1500/180
КМД-1750
КМД-2200 КМД-ЗООО Т
КСД-22 00
1^1
j 98 । 101)
” 1
66
Уровни звукового давления дробилок, дБ
Таблица 311
тами и несущими конструкциями, виброизолировать привод от станины, балансировать вращающиеся детали дробилки Уменьшение шума, возникающего в зоне загрузки, достигается звукоизоляцией загрузочного устройства
Для оператора, обслуживающего дробилку, должна быть оборудована звукоизолированная кабина наблюдения
МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ПОЛИГРАФИЧЕСКОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Газетные агрегаты
Шум современных газетных агрегатов, не оснащенных шумоза щитными устройствами, колеблется в зависимости от скорост, ых параметров и схемы построения машин Шум полиграфических машин можно разделить на несколько характерных групп 1) шум, вызываемый работой технологических механизмов (захватами, печатными аппаратами, режущими устройствами), 2) шум, создаваемый приводными механизмами зубчатыми и цепными передачами, кулачковыми механизмами и др., 3) шум, создаваемый обрабатываемыми материалами (бумагой, фольгой и др ), 4) шум вспомогательного оборудования
В газетных агрегатах преобладающими шумами являются шумы 1-й и 2-й групп, т е шумы механического происхождения. Шумы обрабатываемого материала и вспомогательного оборудования несущественны [19]
Основными источниками шума печатных секций являются приводные системы, зубчатые передачи, размещенные на станине печатных секций, механизмы красочного аппарата, а также механизмы бумагопроводящей системы Уровень звука печатной секции, включенной автономно, составляет в среднем 101—105 дБ (А) Шум имеет широкополосный характер с максимумом в области частот 1000—2000 Гц.
звукоизолирующаязвукоизолирующая
звукоизолирующая
звукоизолирующая
В фальцевальном аппарате кроме приводных механизмов, которые создают равномерный широкополосный шум, по своим характеристикам мало отличающийся от шума печатных секций, значительный шум создают фальцующие механизмы (валики, ножи, опорные детали) Шум этих механизмов носит импульсный характер По уровню он не превосходит шум приводных механизмов
Разработка методов снижения шума газетных агрегатов идет в следующих направлениях применение в механизмах полимерных материалов с улучшенными виброакустическими свойствами; размещение газетных агрегатов в отдельных помещениях (домах) на вибро- изолированных фундаментах с управлением с помощью телеметрической аппаратуры, создание с помощью кабин и экранов специальных зон для обслуживающего персонала Пример компоновки газетного агрегата с звукоизолирующей кабиной для обслуживающего персонала приведен на рис 3 16
Через звукоизолирующие кабины осуществляется вывод продукции На входе и выходе конвейеры должны быть оснащены шумозащитными каналами Кабины устанавливают на виброизолированном фундаменте. Стены кабины выполняют из легких звукоизолирующих материалов Применение звукоизолирующих кабин такой конструкции является лучшим средством защиты операторов от шума При этом сохраняется традиционная технология, уровень автоматизации повышается незначительно и сохраняется конструкция печатных секций и фальцевальных аппаратов [19]
Ролевые печатные машины
Уровень звука от скоростных ролевых машин, не оборудованных шумозащитными устройствами, достигает в среднем 90—95 дБ (А). Шум является широкополосным Преобладают шумы механического происхождения Как и в газетных агрегатах, основные источники шума находятся в фальцевальном аппарате и в печатных секциях Это фальцующие механизмы, приводные коробки печатных и красочных аппаратов. Основные электродвигатели в зоне их установки создают шум, уровень которого превышает общий фон излучения иа 1—3 дБ Уровень звука 88—90 дБ (А) создают также бумаговедущие валики и цилиндры.
Допустимый уровень шума при работе ролевых печатных машин может быть достигнут без принципиальных изменений схем машин и традиционных методов работы на
них путем звукоизоляции печатных
секций и фальцевального аппарата На рис. 3 17 приведена схема размещения звукоизолирующих ограждений печатной секции ролевой
машины
Секция со стороны обслуживания технологических механизмов должна герметично закрываться легко отодвигающимися или съемными кожухами Места выхода и входа бумаги должны быть оснащены шумозащитными устройствами Приводные кожухи устанавливают на упругих прокладках с большим коэффициентом потерь Конструкция соединительных элементов и материалы огражден ш выбирают в соответствии с рекомендациями, изложенными в специальной литературе В приводах красочных аппаратов следует применять демпфированные зубчатые передачи Проходы между печатными и фальцевальными секциями должны иметь дополнительные герметичные двери
Фальцевальный аппарат также нужно заключать в звукоизолирующий кожух
Листовые ротационные машины
Современные листовые ротационные машины создают уровни звука в пределах 82—89 дБ (А) Шум носит широкополосный характер Доминирующим его источником является выводной конвейер, поэтому основное внимание должно быть обращено на снижение шума цепиых передач
В отличие от ролевых в данных машинах в первую очередь необходимо бороться с шумом в источниках возникновения, т. е. непосредственно в механизмах, с помощью установки виброизолирующих устройств в зубчатых и цепных передачах В листовых машинах следует увеличить площадь ограждений на приемке и кожухов печатных секций
Плоскопечатные машины
Уровень звука большинства плоскопечатных машин находится в пределах 86—87 дБ (А) на максимальных скоростях На эксплуатационных скоростях шум этих машии нс превышает допустимых значений Виброакустические исследования показали перспективность применения подрессоренных зубчатых колес в приводных механизмах При этом не только снижается шум, но и улучшаются динамические показа- 1ели механических систем.
Большинство переплетноброшюровочных машин имеют сравнительно невысокие скорости Поэтому уровень звука их (кроме фальцевальных машинБольшинство переплетноброшюровочных машин имеют сравнительно невысокие скорости Поэтому уровень звука их (кроме фальцевальных машин
Большинство переплетноброшюровочных машин имеют сравнительно невысокие скорости Поэтому уровень звука их (кроме фальцевальных машин
Большинство переплетноброшюровочных машин имеют сравнительно невысокие скорости Поэтому уровень звука их (кроме фальцевальных машин
Переплетно-брошюровочные машины
большого формата и некоторых других) находится в пределах 80— 90 дБ (А)
Специфика переплетно-брошюровочных машин требует применения большого числа разнообразных рычажно-кулачковых механизмов (например, в машинах БТГ применяется около ста кулачковых механизмов) Поэтому во всех машинах с уровнем звука до 90 дБ (А) следует применять демпфированные конструкции зубчатых и кулачковых механизмов [4, 10, 19]
В высокоскоростных отделочных линиях модульного построения уровни звука в отдельных локальных областях достигают 96— 100 дБ (А) При таких уровнях звука целесообразно применение конструкций, предусматривающих полную герметизацию машин, звукоизолирующие ограждения проектировать на отдельные модули Пример таких ограждений показан на рис 3 18.
МАШИНЫ И ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ТЕКСТИЛЬНОЙ
И ЛЕГКОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
При работе машин и оборудования производств текстильной и легкой промышленности возникает механический и аэродинамический шум Механический шум излучают колеблющиеся поверхности машин и оборудования Аэродинамический шум создают потокосоздающие и цотокопроводящие устройства (компрессоры, вентиляторы встроенных пневмосистем машин, аэродинамические сопла и др.) и быстровращаю- щиеся элементы (веретена, барабаны прядильных машин и др ) [0.15].
Особенностью рассматриваемого оборудования и машин является широкое применение обеспыливающих и увлажняющих систем как встроенных в оборудование, так и существующих автономно, которые являются дополнительными источниками вибрации и шума
Основные источники шума
В приготовительно-прядильном оборудовании <разрыхлительнотрепальные, ленточные, чесальные машины) основным источником шума являются детали приводных систем зубчатые, цепные и другие передачи, а для гребнечесальных — также и гребенной механизм, в чесальных машинах — барабаны и муфты. Значительный шум в цехах создает вентиляционная система
Наиболее шумными являются ленточные машины с гребенным полем Интенсивный шум возникает при транспортировании гребней в червячных направляющих как ог удара по ним кулачков, так и при падении гребней на хребенны^ планки.
Предпрядильное производство является шумным Спектр шума машин — высокочастотный
В спектре шума прядильного и крутильного производства содержатся значительные высокочастотные составляющие Основным источником шума крутильных и прядильных машин с тангенциальным приводом являются веретена и их привод (шкивы, натяжные ролики с рем-
В крутильных, прядильно-крутильных, крутильно-вытяжных и прядильных машинах с тесемочным приводом источниками повышенного шума являются детали привода подшипники веретен, споры прядильных камер, бегунки, где шум генерируется в процессе трения, например, стального бегунка о стальное кольцо
В прядильных машинах, оборудованных индивидуальными аэродинамическими системами обеспыливания, вентиляторы излучают повышенный широкополосный шум
Приготовительное ткацкое производство относится к числу малошумных Наибольшие значения уровней звукового давления в спектре приходятся на низкие и средние частоты Основной источник шума машин—детали приводных и исполнительных механизмов
В ткацком производстве наиболее шумными являются механические и автоматические челночные ткацкие станки, у которых основным источником шума является механизм, обеспечивающий транспортирование массивного челнока со шпулей со скоростью до 20 м/с Основным источником повышенного шума является удар погонялки по "елноку и челнока о челночную коробку. Менее шумными являются ткацкие станки, где конструктивно изменен или полностью исключен этот механизм (бесчелночные, пневматические, пневморапирные и гидравлические станки)
Другими источниками шума ткацких станков являются Гатанный и ремизный механизмы, а также пневмо- и гидросистемы
Швейное производство является среднешумным К основным источникам шума относятся механизмы игловодителя, нитепритя! ивателя, челнока, транспортирования ткани, а в машинах с копирными эксцентриками — и его механизм.
Трикотажное производство по шумности аналогично швейному Основной источник шума машин — рабочие органы, детали привода и вентиляторы (круглоносочные автоматы)
В легкой промышленности к высокошумным относятся кожевенные и обувные производства При этом в кожевенном производстве наиболее шумными являются разводные (валичные и барабанные), стригальные, мездрильные, шлифовальные машины, колотильные барабаны и подошвенные катки Наиболее шумными являются подвесные барабаны (редукторные передачи) и сушилки (вентиляторы)
Сильный шум создается и в некоторых вспомогательных цехах кожевенного и обувного производства (гвоздильные, деревообрабатывающие, фурнитурные) Основными источниками шума машин в обувном н кожевенном производствах являются ударные технологические операции, выполняемые рабочими органами машин Иногда значительный шум излучают редукторные передачи, точильные устройства и вен- 1иляторы Причина излучения шума разводными машинами (барабанными и валичными) — удары рабочих органов (ножей) по натянутой коже У барабанных разводных машин шум возникает также при пробуксовке приводного ремня при реверсировании хода. Тот же источник
106МЕХАНИЧЕСКИЙ ШУМ
шума имеет место во время работы подошвенных катков, а также при движении прокатного ролика по разминаемой жесткой коже Основной источиик шума строгальных и мездрильных машин — вибрация ножей но время стрижки
Излучение шума при работе дубильных, жировальиых и красильных барабанов обычно незначительно превышает допустимые уровни. Его источником явлиется привод с редукторными передачами Шум работающих прессов является следствием ударов по резаку ударного механизма
Основным источником шума в машинах для клеймения является механизм клеймильного барабана, ударяющего по обрабатываемой детали, а в гвоздевых, шпилечных и затяжных машинах — механизмы дли изготовления и забивания гвоздей, скобок, шпилек
При работе машин для фрезерования, стекления, взъерошивания и пемзования шум создается в результате трения между инструментом и обрабатываемой деталью Центробежный вентилятор, который вместе с пылесборником входит в комплект машины, может влиять на ее общий шум
Источником шума винтовых машин являются механизмы подачи и завинчивания проволоки, а также передаточный механизм Высокочастотный шум излучают катушки
Меховое производство характеризуется средней шумностью В оборудовании мехового производства широко используются в качестве передач прямозубые цилиндрические шестерни, которые при работе излучают шум
Наиболее шумным оборудованием являются барабаны, центрифуги, шерстерезные, стригальные, разбивочные и швейные машины Основными источниками шума являются детали привода (шестеренчатые передачи барабанов, баркасов и мездрильных машин, фрикционная передача центрифуг с конусными катками); рабочие органы (ножевой барабан разбивочных машин, иожи стригальных машин), технологические вентиляторы (вытяжной и циркуляционный, вентиляторы сушилок и пневмоприсоса шерстерезиых и стригальных машин).
Основные методы н средства снижения шума
Снижение шума и вибраций в источниках возникновения' устройствах, агрегатах, станках, машинах, оборудовании Для этого требуются конструктивные, технологические н другие решения, предполагающие совершенствование кинематических схем и разработку современных машин, основанных на новых принципах получения текстильного и другого продукта с большей производительностью и меньшими шумом и вибрацией К их числу относятся, например, пневмомеханические, аэромеханические и самокруточиые прядильные машины, пневморапириые станки, швейные безииточиые машины и др
К конструктивным изменениям, направленным на снижение шума в источнике возиикиовеиия, относятся изменение жесткостей или масс отдельных элементов; применение звукопоглощающих и звукоизоляционных материалов, вибродемпфированных детален, узлов, ударных демпферов в гребенной головке ленточных машин, вибродемпфирование ремизных рамок и станины, виброизоляция компрессора, опор прядильных камер пневмомеханических прядильных машин, кожухов гребенной головки и остова головки от корпуса ленточной машины,
улучшение конструкции механизма ремизного движения ткацких станков за счет снижения подвижных звеньев, применения пластмассовых разделителей ремизных механизмов (зевообразовательного, батанного и др ) ит д
Перечень конкретных мероприятий по снижению шума ткацких станков, крутильных, прядильных, ленточных и других машин и оборудования текстильной и легкой промышленности приведен в ра- 6oie [23]
Дополнительно в ткацком оборудовании применяют
вибродемпфирование ремизных рамок и станины станков ^заливка рамок битумом, установка заклепок в теле рамок снижает шум до 4 дБ на частотах свыше 3000 Гц)
комплексное использование внбродемпфирования и звукоизоляции тонкостенных ограждений и кожухов позволяет снизить уровень звука до 4 дБ (А).
В пневмопрядении звукоизоляция привода прядильных камер дает снижение шума до 6 дБ, расчесывающих барабанчиков — до 4 дБ на частотах свыше 150 Гц, виброизоляция опоры прядильной камеры дает снижение шума до 10 дБ на частогах 500—4000 Гц.
Для кольцевых прядильных и крутильных машин внедрение порошковых колец и пластмассовых бегунков для безбалонных машин прядения шелка, прядильных машин для льиа и крутильных машин для хлопка дает снижение уровня звука до 5 дБ (А Применение звукоизоляции привода веретен и встроенных глушителей на крутильноэтажных машинах, прядильных аэромеханических машинах, крутильных однопроцессиых машинах приводит к снижению уровня звука до 6 дБ (А); балансировка главных барабанов и фрикционных муфт чесальных машин, патронов, катушек, шпуль и т д снижает уровень звука до 3 дБ (А).
ГЛАВА 4
АЭРОГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ШУМЫ
КЛАССИФИКАЦИЯ И ОСНОВНЫЕ ПРИЧИНЫ
АЭРОГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ШУМОВ
Аэрогидродинамические шумы можно разбить на следующие группы
Шумы, происходящие из-за периодического выпуска газа в атмосферу Типичным примером источника такою шума является сирена. Составляющие этого типа также встречаются в шуме ротационных воздуходувок, винтовых насосов и компрессоров, пневматических двигателей, воздуходувных машин объемного действия, в шуме выпуска и впуска двигателей внутреннего сгорания Этот шум называется сиренным или объемным, он носит монопольный характер
Шумы, возникающие из-за образования вихрей у твердых границ потока К ним относятся вихревой шум, образующийся из-за срыва вихрей при обтекании тел, и шум пограничного слоя, источником которого является турбулентность потока у поверхностей обтекаемого тела или стенок канала Эти шумы наиболее характерны для вентиляторов, турбовоздуходувок, насосов, турбокомпрессоров, воздуховодов, двигателей внутреннего сгорания на высоких частотах и т п. Причина вихревого шума — образование воздействующих на среду переменных сил или давлений у твердых границ.
Шум отрывных течений возникает при отрыве течения и образовании замкнутых или разомкнутых вихревых зон, пульсации границ которых приводят к появлению пульсаций давления и генерации широкополосного шума Этот шум имеет силовой (дипольный) характер и подчиняется зависимостям, характерным для вихревого шума Он широко представлен в шуме, образующемся при течении в фасонных деталях воздуховодов (дроссель-клапанах, коленах, тройниках, изменениях сечения и т п )
Шум от неоднородности поюка или шум взаимодействия, возникающий при обтекании вращающегося рабочего колеса вентилятора и тому подобной машины неоднородным потоком, образующимся из-за наличия препятствий в потоке Причиной его могут быть также пульсации давления на неподвижных препятствиях, расположенных вблизи вращающегося рабочего колеса Шум этот, как и вихревой, имеет силовое происхождение и носит дипольный характер
Шум турбулентного характера, возникающий вдали от твердых границ при перемешивании потоков, движущихся с разными скоростями 'шум свободной струи,, преобладает в шуме выброса сжатого воздуха и в шуме реактивных двигателей. Этот шум возникает из-за переменных касательных (сдвиговых) напряжений и носит квадрупольный характер
Аэродинамические шумы, возникающие в сверхзвуковых течениях из-за наличия ударных волн (скачков уплотнения) и взаимодей-
ствия их с окружающей атмосферой или с твердыми стенками Шум такого рода иногда наблюдается в распылителях краски, топливных форсунках и, вообще, при истечении газа со сверхзвуковой скоростью
Неустойчивые течения (поверхнцрть раздела между подвижным и неподвижным воздухом вблизи резонатора, тонкая струя, набегающая на клин, и др ) в ряде случаев служат причиной возникновения ш^ма с дискретным частотным спектром, если имеется механизм регулирования частоты колебаний в виде резонатора или механической колебательной системы («шум свистка») Эти шумы могут возникать при течениях газа по трубам с углублениями, при обдуве псушх тел с отверстиями (например, инфразвук, возникающий в движущемся автомобиле при открытых окнах)
Аэродинамический (гидродинамический) шум возникает при автоколебаниях упругих конструкций в жидкости и газе (гидроупругие, аэроупругие колебания). К таким явлениям относятся хлопанье недостаточно жестких стеиок воздуховодов, «пение» гребных водяных винтов, автоколебания в водоразборных кранах и запорной арматуре при плохой конструкции уплотняющих прокладок
Кавитационный шум возникает в жидкостях из-за потери жидкостью прочности на разрыв при уменьшении в ней давления ниже определенного предела и возникновения полостей (каверн) и пузырьков, заполненных парами жидкости и растворенными в ней газами, при захлопывании которых возникает звуковой импульс
Кавитационный шум появляется еще до изменения рабочих харак- териС1Ик машины (насоса, турбины) и служит показателем возникновения кавитации, которая в большинстве случаев нежелательна.
УРАВНЕНИЯ АКУСТИКИ ДВИЖУЩЕЙСЯ СРЕДЫ
И ИХ ПРИЛОЖЕНИЯ
Из уравнений гидродинамики вязкой сжимаемой жидкости следует уравнение [8, 19]
д2Р., №рdmdFtд»Тд
»2 дх2^9хгdx^xf
По одинаковым индексам производится суммирование Обозначения те же, что в п. 1.1 х, = х, х2 = у, х3 = z; Тц— тензор Лайт- хилла, равный разности между напряжениями в потоке жидкости и в однородной покоящейся среде
Тц = pv^j + ptj— c2p6ij;
s , Г йо, So, , 2 doK el,
Pij = p6tJ(4.2)
ru — тензор напряжении от сил давления р и вязкости; г] — коэффициент сдвиговой визкости, 6U = 1 при i = /; 6i7- = 0 при t =^ j.
Распространение звука в покоящейся среде без источников под- нняется уравнению (4 1), правая часть которого равна нулю, поэтому 1 следняя описывает источники звука источники массы, приложенные ь среде силы и действие поля напряжений в жидкости, описываемого Анзором Tij Последний сам зависит от неизвестных скоростей и дав-
лений в среде, поэтому, строю говоря hl може! рассматриваться как внешний заданный источник и должен быть определен из общих уравнений аэрогидродинамики. Поскольку такое решение получить не удается, Лайтхиллом [0.1, 461 предложено считать теизор Тц известным и рассматривать правую часть уравнения (4 1) как заданную, т е свести задачу к решению волиовото уравнения с известной правой частью. Физически это значит, что задача излучения звука потоком заменяется расчетом распространения звука в покоящейся среде, на которую наложено поле напряжений Тензор Ti3 при таком подходе должен быть заранее определен, что возможно в тех случаях, когда несущественно взаимодействие звуковых волн с потоком Если последнее не выполняется, то метод Лайтхилла встречается с принципиальными затруднениями, поскольку акустическое поло само влияет на тензор Т;) Поэтому в ряде работ [43, 47, 50] были предложены теории, направленные иа преодоление этой трудности Однако эти теории еще недостаточно разработаны, и основной остается теория Лайтхилла, с помощью которой были получены многие важные результаты Ниже приведены отдельные факты, следующие из теории Лайтхилла. Хотя формально условием применимости метода Лайтхилла является малость характерного числа Маха потока [7, 19], в некоторых случаях он дает правильные результаты и для больших дозвуковых чисел Маха, например, при расчете шума сгруи
Решение уравнения (4 1) состоит из трех слагаемых. Первое описывает монопольное излучение звука источниками m (см п. 1.7), где интегрирование производится по занятой ими области R
р'(Т, () = р-р j-^/n(^ (-г/с)^,(43)
здесь х, у — радиус-векторы точек наблюдения и элемента жидкости dR, г = | х—у | — расстояние между точками х и у.
Второе слагаемое описывает дипольное излучение звука в результате действия иа среду сил F.
, ч 15 г Pi (у, t~ НсА
р (х- о = J dR- <4-4>
Монопольное и дипольное излучения (4.3, 4 4) ничем не отличаются от излучения звука в неподвижной среде с таким же распределением источников m и F
Третье слагаемое описывает квадрупольное излучение звука турбулентным потоком. На больших расстояниях от потока в области покоящейся среды оно равно
р' ( Х ’ о =j "^ ( У. < - dR. (4.5)
Излучение звука свободной струей
Формула (.4 5) является исходной при расчете шума струи. Скорость Ох разлагается на среднюю скорость и пульсационную составляющую, а шум разбивается на две составляющие, «собственный» шум,
обусловленный 1урбулентными напряжениями, которые определяют скорость переноса количества движения через какую-либо поверхность вследствие пульсации скорости, и «сдвиговый» шум Последний есть шум пульсаций скорости при наличии, градиента средней скорости.
Расчет звуковой мощности струи сводится суммированию мощностей излучения объемами, пульсации скорости в которых коррели- роваиы Теоретически установлено [19], что мощность струи в области дозвуковых скоростей истечения
p^D2
P = kw^r,<4-6>
где рс— плотность струи; кс — скорость ее истечения; D — диаметр среза сопла; М = ис/с— число Маха; к (М) — коэффициент пропорциональности, растущий с увеличением М, р — плотность окружающей среды.
При малых дозвуковых скоростях истечения (М < 0,3) к « const, и звуковая мощность струи пропорциональна шестой степени скорости
При М > 0,5 имеет место к (М) — М2 и
рЖ
Р = ке~рс^~ ’ fe" = C°nst'(4*7)
Звуковая мощность пропорциональна восьмой степени скорости истечения струи Числа Маха, при которых для данной струи следует переходить от формулы (4 6) с к r^ const к формуле (4.7), зависит от относительной роли «сдвигового» и «собственного» шума струи [19]- чем больше интенсивность начальных возмущений потока, тем шире диапазон чисел Маха, при которых справедлива формула (4 6). Экспериментально доказано [47 ], что при М < 0,5 можно пользоваться формулой (4 6), причем к as 10"6, при 0,5 < М< 1,5 — формулой (4.7), где ки = 3-10-5-^ 1,5-10"4 Меньшие значения /г0 соответствуют холодным, модельным струям, большие — струям реактивных двигателей. Уровень звуковой мощности струи, определяемый формулой (4 7) [2].
Lp = 80 1g пс + 10 lg S + 20 lg рс + Lp0,(4.8)
где S — площадь среза сопла, м2, рс — плотность основной струи, кг/м3; £р0 = — 52 дБ для холодных струй двигателей, LPl) = —44 дБ для горячих струй.
Распределение звуковой мощности струи по объемам, расположенным иа различных расстояниях х от начала истечения при М ^ 1, приведено на рис 4.1, 4.2 [19], Р' (х) — мощность излучения участком струи от среза сопла до сечения х = x!D На начальном участке струи — области струи, содержащей потенциальное ядро протяженностью 5D, — величина акустической мощности Р' (х) pacieT линейно, т. е. мощность, излучаемая объемом единичной длины, не зависит от его удаления от среза сопла На основном участке при удалении от сопла звуковая мощность таких объемов быстро убывает.
Звуковая мощность, излучаемая начальным участком, составляет примерно 65 % от общей звуковой мощности струи.
Угловая зависимость коэффициента направленности излучения струи существенно зависит от скорости ее истечения. На рис. 4.3
приведены обобщенные коэффициенты направленности шума струи Ф [19], угол между направлением на точку наблюдения и осью струи О При малых скоростях истечения М< 0,3 диаграмма направленности струи практически сферическая С увеличением скорости истечения струи происходит перераспределение интенсивности излучения по направлениям При околозвуковых скоростях 0,5 < М < 1 в направлении 6 «г 30° имеется максимум излучения, который выражен тем сильнее, чем выше скорость истечения
Спектр звуковой мощности струи является сплошным и при скоростях истечения 0,3 ^ М ^ 1 мало меняется с изменением М На рис 4 4 представлен обобщенный спектр звуковой мощности струи при М = 1, полученный статистической обработкой результатов экспериментальных данных, которые хорошо согласуются теоретическими результатами [19]
Спектры шума струи существенно зависят or угла 0 Этот вопрос рассмотрен в работах [2, 19, 34].
При наличии в струе твердых тел ее звуковая мощность увеличивается В частности, если в потенциальном ядре находится турбулизатор, то возникают дискретные тона, повышающие звуковую мощность струи на 10—20 дБ
Характеристики сверхзвуковых струй различаются в зависимости от того, будет ли давление на срезе сопла больше (недорасширенная
Рис, 4.3. Обобщенные коэффициен- ты направленности шума струнРис, 4.3. Обобщенные коэффициен- ты направленности шума струн
Рис, 4.3. Обобщенные коэффициен- ты направленности шума струн
Рис, 4.3. Обобщенные коэффициен- ты направленности шума струн
новыми и сверхзвуковыми скоростями (угол с осью струи 80°);1 — дополнительный шум, обусловленный источниками со све;новыми и сверхзвуковыми скоростями (угол с осью струи 80°);1 — дополнительный шум, обусловленный источниками со све;скоростями, 2 — дискретныескоростями, 2 — дискретныемеханизмоммеханизмом
новыми и сверхзвуковыми скоростями (угол с осью струи 80°);
1 — дополнительный шум, обусловленный источниками со све;
новыми и сверхзвуковыми скоростями (угол с осью струи 80°);
1 — дополнительный шум, обусловленный источниками со све;
скоростями, 2 — дискретные
скоростями, 2 — дискретные
механизмом
механизмом
струя), меньше (перерасширенная струя) или равно (полностью расширенная струя) давлению в окружающей среде Первые два случая характеризуются ясно выраженной системой скачков уплотнения В отличие от дозвуковой струи для сверхзвуковой струи длина потенциального ядра может изменяться в зависимости от числа Маха Важную роль в генерации шума сверхзвуковой струи играют механизмы, относящиеся к взаимодействию турбулентнощи со скачками уплотнения, и механизмы, относящиеся к обратной связи, в которых активную роль играет структура скачков уплотнения Например, когда турбулентность проходит через скачок уплотнения, она вызывает местную деформацию скачка, что приводит к генерации широкополосного (но с явно выраженным максимумом) шума, который обычно называют шумом, связанным со скачками уплотнения [44, 45, 52] Появление дискретных тонов в спектре шума струй со скачками уплотнения (рис 4 5) объясняется усилением возмущений, переносимых вниз по потоку [51] Колебания скачка при этом приводят к излучению звуковой волны, которая распространяется через движущуюся с дозвуковой скоростью окружающую среду к кромке сопла При этом на срезе сопла возникает новое возмущение, которое порождает неустойчивость скачков уплотнения — образуется система с обратной связью
При числах Маха М> 2 общая звуковая мощношь струн определяется формулой
(4.9)
а уровень звуковой мощности шума струи
(4.Ю)(4.Ю)Lp = 30 lg ис + 10 lg S + 20 lg pc -[- Lp0,
(4.Ю)
(4.Ю)
где LPc= 47 дЬ для холодных струй, LPc = 100 дБ — для струй реактивных двигателей
На нерасчетных режимах истечения струи, т. е когда давление на срезе сопла не равно давлению в окружающей среде, наблюдается увеличение звуковой мощности. Для суживающегося сопла при изменении перепада давления (отношение полного давления на срезе сопла к давлению окружающей среды) от 2 до 5 уровень звуковой
мощности
(4.11)
где Lp — общий уровень звуковой мощности, рассчитанной для случая критического истечения из сопла (для М = 1), дБ, АБр — поправка, учитывающая изменение звуковой мощности на нерасчетных режимах в зависимости от лс = дст/дполн и температуры струи Т*, К (рис 4 6 [2]), рСт, Рпопн — статическое и полное давление в струе
Шум турбулеитиого потока при наличии твердых границ
Если в турбулентном потоке находится твердое тело, то квадрупольный шум, рассмотренный в п. 4.2.1 отражается от этих тел и дифрагирует на иих. Однако еще важнее то, что твердые границы могут привести к образованию распределенных по их поверхности монопольных и дипольных источников шума, а в результате — к существенному его увеличению.
Решение уравнения (4.1) при наличии в потоке твердого тела имеет вид (т = О, F = 0)
_1 d2 f dR1д_ Г рущп — ft
Р 4лс2 dxtdxjj Т,) г 4лс2 dxt J г
(4J2)
В это' формуле второй и третий интегралы вычисляются по всей поверхности S тела в потоке; ft — проекция на ось xt силы, с которой поверхность тела единичной площади действует на среду; иа — нормальная к поверхности составляющая скорости; все функции, входящие в правую часть (4.12), вычисляются для момента времени т = / — г!с.
Первый член в правой части уравнения (4 12) характеризует квадрупольное излучение в турбулентном потоке, рассмотренное в 4.2 1. Остальные члены описывают эффекты, обусловленные присутствием в потоке твердого тела второй член — излучение звука диполями,
распределенными по поверхности S, а гретий член — монополями, интенсивность которых определяется пульсациями скорости у поверхности Если поверхность податлива, то монопольное излучение может доминировать Если поверхность жесткая или колеблется в своей плоскости, то о„ = 0, и из формулы (4.12) следует
(4.13)(4.13)n I 52 г TtjdR19 Г hdS
(4.13)
(4.13)
1 ’ 4лса dxtdxj J г4лс2 dxt J г
При обтекании потоком стержня или профиля квадрупольным излучением можно пренебречь и остается только второй член (4.13) Последний для дальнего звукового поля излучения неподвижной поверхностью S, характерный размер которой значительно меньше длины звуковой волны при частоте, соответствующей характерному времени пульсации сил ftl равен
где Ft (0 — суммарная сила, действующая на среду;
FiW= f ft (у, t)dS,(4.15)
поэтому поверхность излучает звук как диполь силой Ft
Вихревой шум при обтекании стержней и лопаток
При обтекании кругового цилиндра ламинарным потоком при числах Рейнольдса 60 < Re < 105 с верхней и нижней его частей поочередно срываются вихри и за ним образуется дорожка Кармана [0.1] Периодический срыв вихрей приводит к возникновению периодической по времени подъемной силы, частота которой определяется соотношением
j = Sh u!D,(4 16)
где Sh = 0,195 (1—20/Re) — число Струхаля для плохо обтекаемых тел; и — скорость потока, D — диаметр цилиндра
Указанная переменная подъемная сила значительно больше, чем периодическая сила сопротивления, также действующая на цилиндр, поэтому последняя не влияет на излучаемый звук, i ею можно пренебречь Действие периодической силы со стороны цилиндра (равной подъемной, но противоположной по знаку) согласно формулам (4 14, 4.15) поиводит к излучению шума, который называют вихревым При условии, что по всей длине цилиндра вихри сходят синфазно или они некогерентны, а длина волны звука X на частот- (4 16) много больше длины цилиндра I, последний излучает вихревой шум как диполь силой
F~Cxp^-Dl,(4.17)
где Сж — коэффициент лобового сопротивлений
На основе этих представлений в работе [36] была получена формула (закон шестой степени
P~JL-(CxShyt№.(4.18)
Там же объяснен «силовой механизм» вихревого шума
Когда условие Z<gX ие выполнено или подлине цилиндра вихри сходят не синфазно, излучаемый звук определяется суммированием с учетом корреляции излучений от малых участков цилиндра, каждое из которых определяется по формуле (4 14) Результат такого расчета следующий
если длина цилиндра соизмерима с длиной волны звука или больше ее и вихри сходят синфазно, то диаграмма направленности излучения цилиндром отличается от дипольной а звуковая мощность при М <S 1 подчиняется формуле (4.18);
если же расстояние Ь, на котором сходящие вихри коррелиро- ваиы, мало по сравнению с длиной цилиндра, то при условии №ba/D 23 55 1 имеет место соотношение
Р^-(Сж8Н)2и6ЫР^-(Сж8Н)2и6Ы(4.19)(4.19)
Р^-(Сж8Н)2и6Ы
Р^-(Сж8Н)2и6Ы
(4.19)
(4.19)
При числах Рейнольдса 400 < Re< 10’ пограничный слой ци- Л'-ндра еще ламинарный, но на регулярно срывающиеся с изменением частоты (4 16) вихри налагаются турбулентные пульсации скорости, которые приводят к быстрому разрушению вихрей и обусловливают низко- и высокочастотный шум
При дальнейшем росте числа Рейнольдса (Re > Ю5) след за цилиндром становится турбулентным, механизм срыва вихрей становится менее организованным, происходит случайный срыв крупномасштабных вихрей, вызывающих широкополосные пульсации подъемной силы и широкополосный вихревой шум Тем не меиее и в этом случае справедлива формула (4 18)
Формулы (4 18) и (4 19) справедливы при условии, что число Стру- каля постоянно и ие зависит от скорости потока Это имеет место, когда за обтекаемым телом образуется вихревая структура, сохраняющая свою геометрическую форму в связанной с ней системой координат и определяемая условиями устойчивости течения; частота срыва вихрей определяется гидродинамическими явлениями и не зависит от акустических характеристик объема, в котором находится обтекаемое тело. Однако при уменьшении скорости течения нередко наблюдается явление «захвата» вихрей звуковыми колебаниями с частотами собственных колебаний указанного объема. Этим режимам соответствует закон четвертой степени
Р~-£-и*ИХ (4.20)
Возможны промежуточные случаи, когда одновременно действуют законы шестой и четвертой степени Приведенные результаты справедливы также и для шума обтекания ламинарным потоком (потоком с небольшой турбулентностью) других стержней плохо обтекаемой формы, а также в значительной степени и для хорошо обтекаемых тел.
Излучение шума при обтекании профили турбулентным потоком
В этом случае расчет проводится по схеме, описанной в предыдущем пункте, — излучение определяется пульсацией подъемной силы,
действующей на профиль Существенным отличием, однако, является то что теперь необходимо задаться ие пульсацией подъемной силы определенной частоты, а моделью турбулентности [8] Спектр излучения поэтому является широкополосным Установлено, что низкочастотные составляющие спектра излучения имеют характер
(4 21)
а высокочастотные
(4.22)
где I — характерный размер профиля.
Шум воздушного вннта. Шум вращения
Шум воздушных винтовзаводов авиационного профиляШум воздушных винтовзаводов авиационного профиляхарактерен для машиностроительных Воздушные винты являются источни
Шум воздушных винтовзаводов авиационного профиля
Шум воздушных винтовзаводов авиационного профиля
ками вихревого шума и шума вращения, первый из них возникает в
результат срыва вихрей с лопастей винта и образования вихревой пелены за лопастями Вихревой шум винта является широкополосным, поскольку сечения лопастей обтекаются с различными скоростями в зависимости от радиуса. У винтов с современными профилями лопастей мощность вихревого шума существенно меньше шума вращения У вентиляторов имеет место обратное — шум вращения незначителен по
сравнению с вихревым шумом и с шумом от неоднородности потока
Источником шума вращения являются периодические силы, с которыми лопасти равномерно вращающегося винта действуют на среду Поэтому спектр шума вращения имеет гармоническую структуру Дискретны- частоты /т спектра шума винта определяются формулой
(4 23)
где г — число лопастей, п — частота вращения, об/с.
Шум вращения делится на две составляющие Первая обусловлена воздействием на среду стационарных относительно лопастей аэродина мических сил и имеет поэтому дипольный характер Вторая с ставляю
щая шума вращения возникает вследствие вытеснения среды при движении лопастей Поэтому в каждой точке пространства, через которую проходят лопасти, происходит периодическое изменение объема, приводящее к монопольному излучению Эту составляющую шума вращения называют объемным шумом. Интенсивность объемного шума зависит от толщины профиля лопастей и их относительной скорости
К другим составляющим шума винта относится шум, возникающим вследствие скачков уплотнения на поверхности винта, особенно при
околозвуковых конц вых скоростях и неравномерном вращении винта [2] В некоторых случаях уровень шума винта может увеличиться из-за вибрации лопастей
Расчет шума вращения сводится к суммированию излучений от движущихся в пространстве сил, действующих на среду со стороны элементов лопастей [8, 9, 19]
С увеличением окружной скорости уровень шума вращения растет значительно быстрее, чем вихревой шум При этом повышается уровень высших гармоник С увеличением числа лопастей спектр сдвигается в сторону более высоких частот, интенсивность шума вращения уменьшается при той же тяге)
Шум турбулентного пограничного слоя
При обтекании поверхности потоком под турбулентным пограничным слоем возникает случайное по пространству и времени поле пульсаций давления звукового диапазона частот Одна составляющая пульсаций давления обусловливает акуст .ческое излучение .урбулентности пограничного слоя другая — псевдозвуковые пульсации давления Вторая составляющая значительно больше первой Хотя она непосредственно не является источником шума, ею могут быть вызваны колебания обтекаемой поверхности и последующее излучение шума
Псевдозвуковые колебания могут восприниматься как звук микрофоном, находящимся непосредственно в пограничном слое, а также прн возбуждении структурного звука в конструкциях
ШУМ ВПУСКА И ВЫПУСКА ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Проблему защиты от шума впуска и выпуска двигателей внутреннего сгорания (ДВС) на производстве приходится решать на двнгателе- нспытательных станциях и при использовании ДВС в качеств" привода
Шум впуска и выпуска ДВС состоит из двух составляющих Первая из них имеет пульсационное происхождение Рабочий процесс в двигателях внутреннего сгорания сопровождается всасыванием воздуха и выбросом в атмосферу отработавших газов Воздухозаборным отверстием впускной системы периодически забирается среда, а у выхлопного отверстия выпускной системы создается ее избыток, в результате чего излучается шум впуска и выпуска Периметр излучающих звук отверстий меньше длины волны наиболее мощных спектральных составляющих шума, поэтому воздухозаборное н выпускное отверстия излучают шум как монополи, и звуковое давление в момент времени / на расстоянии г от центра излучателя
PV. <) =Л24)
' 4лг dt ''*
где и — скорость газов в сечении воздухозаборного или выпускного отверстия, S — площадь проходного сечения отверстия
Составляющие частотного спектра звуковой мощности, излучаемой прн впуске и выпуске газов ДВС, определяют по формуле
где Qm — амплитуда гармонической составляющей ряда Фурье, в который разлагается скорость изменения объемной скорости потока газов через впускное н выпускное отверстия ДВС, м3/с
За счет подвода теплоты при сгорании топлива объем выхлонмм газов, их переменная скорость и давление значительно превосходят
эти параметры всасываемого воздуха Например, средний расход воздуха на 1 кВ" мощности у дизелей составляет 4—8 м3/ч, а объемный расход отработавших газов соответственно 13—24 м3/ч Поэтому шум впуска всегда ниже шума выпуска, причем разница в уровнях звуковой мощности [4, 25] может составлять 10 дБ и более
Звуковая мощность шума иезаглушенного выпуска значительна на частотах до 10—12 кГц Наиболее интенсивные составляющие пульсационного шума обычно имеют частоты до 3—5 кГц и достигают 120— 125 дБ Диапазон шума иезаглушенного впуска ограничен частотами 3—4 кГц, а наиболее интенсивные составляющие звуковой мощности лежа! в низких и средних частотах и достигают ПО—115 дБ Частоты гармонических составляющих шума определяются формулой
f = ^fenik, (4 26)
где к — порядковый номер гармоники шума, п — скоростной режим работы двигателя, с""1, t — число цилиндров, соединенных с коллектором, т — тактность двигателя
Вторая составляющая шума впуска и выпуска ДВС имеет вихревое происхождение Она становится существенной на высоких частотах и обусловлена вихреобразованием в газовом потоке при его про- теканит через впускной и "ыпускной клапаны, дроссельную заслонку, в пограничном слое у стенок трубопроводов, а также при истечении в атмосферу струи отработавших газов, т е там, где происходит интенсивная турбулизация среды Звуковая мощность примерно пропорциональна шестой степени скорости газового потока Отработавшие газы имеют обычно значительно большие скорости, чем воздушный ноток по впускной системе, поэтому уровни вихревого шума на выпуске двигателя значительно больше, чем на впуске
иых и рабочих характеристик и возрастают примерно на удвоении рабочего объема двигателяиых и рабочих характеристик и возрастают примерно на удвоении рабочего объема двигателяУровни шума впуска и выпуска ДВС зависят от его конструктив-
иых и рабочих характеристик и возрастают примерно на удвоении рабочего объема двигателя
иых и рабочих характеристик и возрастают примерно на удвоении рабочего объема двигателя
При увеличении скоростного режима ДВС процессы впуска и выпуска газов ускоряются, возрастают скорости потоков и их производные по времени, в результате повышаются уровни шума пульсационного и вихревого происхождения Уровень шума впуска дизеля возрастает на 10—17 дБ на каждые 1000об/мии, у карбюраторного двигателя во всем скоростном диапазоне шум увеличивается на 12—17 дБ [17]
При работе ДВС по нагрузочной характеристике шум впуска изменяется незначительно, так как за одни такт засасывается постоянный объем воздуха Увеличение мощности дизеля обусловлено подво дом большего количества теплоты При этом возрастают объем отработавших газов, скорость истечения и повышается шум выпуска При изменении на-рузки от нуля до максимального значения корректированный уровень звуковой мощности на выпуске увеличивается на 15—20 дБ (А)
У карбюраторных двигателей возрастание нагрузки связано с увеличением подвода тепла и количества всасываемого воздуха поэтому шум выпуска увеличивается в большей степени, чем у дизелей Одновременно возрастает шум впуска — в среднем на 10—15 дБ при изменении мощности от нуля до максимального значения
Применение турбонаддува в ДВС существенно влияет иа шум впуска и выпуска Роторный нагнетатель создает высокие уровни шума в высокочастотной области, что приводит к возрастанию шума
впуска и расширению его спектра до 15—20 кГц Турбина в выпускном трубопроводе способствует сглаживанию пульсаций потока отработавших газов и снижению шума выпуска на 10—12 дБ
ШУМ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Работа вентиляторов, широко используемых на производстве для вентиляции, воздушного отопления, технологических целей, всегда сопровождается шумом Нередко этот шум настолько силен что является основной составляющей шума в здании или на промышленной площадке.
Физические причины вентиляторного шума хорошо изучены [33, 38], разработаны методика акустического расчета вентиляторных установок и методы борьбы с шумом вентиляторов. Опыт показывает, что при надлежащем учете акустических факторов при проектировании вентиляторной установки (включающей не только собственно вентилятор, но и сеть воздуховодов с глушителями и помещение, где установлен вентилятор) почти всегда удается уменьшить ее шум до допустимой величины Методика акустического расчета, позволяющего это сделать, изложена в гл 12
.4.1. Общая характеристика и источники шума вентиляторов
4 4.1.1 Шум вентиляторов состоит из аэродинамического и механического шумов Иногда к шуму вентиляторной установки причисляют также шум привода — особенно, если колесо вентилятора насажено на вал электродвигателя, а последний жестко соединен с корпусом вентилятора Кроме того, вентилятор создает структурный шум, распространяющийся по строительным конструкциям Источником структурного шума является вибрация механического (а иногда и аэродинамического) происхождения вентилятора и вибрация привода, передающиеся на строительные конструкции
В воздуховоды, присоединенные к всасывающему и выходному патрубкам вентилятора, поступает главным образом аэродинамический шум У высококачественно изготовленного вентилятора механический шум, проникающий в воздуховоды, обычно не играет заметной роли. В окружающее вентилятор пространство, наоборот, излучаются преимущественно механический шум и шум привода, хотя аэродинамический шум может также играть существенную роль, особенно, если один из воздуховодов или оба отсутствуют (обдувающие, дутьевые вентиляторы и т п ). Поэтому чаще всего необходимо снижение аэродинамического шума, распространяющегося по воздуховодам в обслуживаемые установкой помещения
С воздушным шумом, излучаемым вентилятором в окружающее пространство, нередко приходится бороться в помещении, где он установлен, и в смежных помещениях Это необходимо учитывать при выборе места расположения помещений для вентиляторных установок Структурный шум может передаваться по конструкциям здания и грунту на значительные расстояния
4 4.1 2 Структурный шум, передающийся о- вентилятора на опорные конструкции и примыкающие воздуховоды, может быть снижен до необходимой величины с помощью виброизоляции (гл 9), включающей гибкие вставки между вентилятором и указанными воздухе-
водами При этом должна быть предусмО1рена возможность регулировки взаимного расположения вентилятора и воздуховодов для сохранения соосности патрубков вентилятора и воздуховодов Обычно это осуществляется в конструкции подвески воздуховодов и глушителей
4 4.1.3 Механический шум вейтилятора содержит шум дисбаланса; шум подшипников, усиливаемый тем, что ои передается на корпус вентилятора, шум соединительных муфт; шум передачи — ременной или клииоременной; шум электродвигателя Все эти составляющие и методы их снижения рассмотрены в соответствующих главах и у вентиляторов никакими специфическими особеииостями не обладают
4 4.1 4. В аэродинамическом шуме вентилятора присутствуют все составляющие шума силового (дипольного) происхождения, возникающего при обтекании потоком лопаток колеса, направляющих лопаток и корпуса (см пп 4 1,4 2)
Вихревой шум, образующийся при обтекании потоком лопаток колеса, имеет частоту
/=™Sh, (4.27)
гд Woo — средняя геометрическая величина относительной скорости в данном сечении, D — 6 sin а -[- 6 cos а — проекция лопаток иа плоскость, перпендикулярную Woo, b — хорда, а — угол притекания к лопатке, 6 — толщина лопаток, Sh «э 0,2 — число Струхаля.
Поскольку скорости потока вдоль лопатки колеса непрерывно меняются по величине и направлению, спектр вихревого шума занимает широкую область частот и является непрерывным Отдельные элементы лопаток (у осевых вентиляторов — по радиусу, у радиальных — в осевом направлении) являются иекогерентными излучателями.
Шум пограиичиого слоя, турбулентный шум и шум отрыва потока также имеют сплошной спектр. Шум, возникающий из-за нестациоиар- иости потока в спиральном корпусе, может иметь как дискретный спектр, так и непрерывный
Спектр шума от неоднородности потока всегда имеет дискретные частоты
(4.28)(4.28)= kzn Л= 1, 2,
(4.28)
(4.28)
где к — номер гармоники; г — число лопаток колеса; п — частота вращения, об/с.
Интенсивность составляющих шума вращения в шуме вентиляторов [их частоты также определяются формулой (4 28) ], обусловлеииого вращающимся полем давлений и вытеснением среды лопатками, пренебрежимо мала по сравнению с интенсивностью дру1 их составляющих при встречающихся иа практике числах лопаток и окружных скоростях
Объемы полостей, в которых происходит течение (спиральный корпус, примыкающие воздуховоды), представляют собой колебательные системы с рядом собственных частот В подобных системах эти частоты определяются критерием Гельмгольца Не = fD/c, ие зависящим от окружной скорости рабочего колеса. Резонансы полостей могут быть причиной изменения спектра шума (особенно при малых давлениях вентилятора) и характера зависимости звуковой мощности отдельных его составляющих от частоты вращения При совпадении частоты возбуждения с резонансными частотами, определяемыми геометрическими параметрами вентилятора и сети, происходит усиление шума.
Типичный спектр шума вен- гилятора, измеренный узкополосным анализатором в камере, соединенной с всасывающим патрубком, показан на рис 4.7.
.4.2. Основные закономерности аэродинамического шума вентиляторов
Величина и спектр аэродинамического шума вентилятора зависят от его конструкции, аэродинамических параметров и свойств сети, на которую он работает [см формулы (1 77), (1 78)] Ниже приведены некоторые установленные закономерности аэродинамического шума вентиляторов
4 2 1 Аэродинамические параметры вентилятора определяются геометрией проточной части, размерами элементов, окружной скоростью, его производительностью и сопротивлением сети
Форма линий тока в вентиляторе заданной формы определяется условиями притекания потока к колесу, характеризуемыми величиной [4 в формулах (1 77), (1.78). Независимым определяющим критерием у вентиляторов является коэффициент производительности
ф = 4Q/nD^2,(4.29)
где Q — объемный расход, м3/с; О2 — внешний диаметр рабочего колеса, м; ы2 " nDati — окружная скорость, м/с, п — частота вращения, об/с
Напорная Рс (Q), мощностная Nh (Q) и характеристика гидравлического КПД т]/, (Q) вентилятора определяются параметрами, указанными в п 1.10 Геометрически подобные вентиляторы характеризуются одинаковыми (с точностью до влияния числа Рейнольдса коэффициентами полного давления
% = % (ф) = З^/Р^(4.30)
и гидравлической мощности
Ч = Ч (ф) = ^/"Р^з = Ф^Ж(4.31)
где Ра—полное давление вентилятора, Па, А^ — гидравлическая мощность, Вт, р — плотность протекающего через вентилятор газа Аэродинамические характеристики вентиляторов в широкой области режимов автомодельны Однако при малых давлениях (Ро = = 50 ч- 150 Па) и, особенно, при малых размерах (О2 < 0,25 м) они зависят от числа Рейнольдса Современные вентиляторы могут развивать давления до 30 кПа, при которых необходимо учитывать изменение плотности протекающего газа. В большинстве случаев при акустических расчетах можно пренебречь влиянием сжимаемости иа течение в вентиляторе до давления 10 кПа.
4 2.2 Влиянием числа Рейнольдса на звуковую мощность вентилятора можно пренебречь. Турбулентность набегающего потока
[члены Ка = -^— и ^Di в уравнении (1.78)] может играть важную роль в возникновении дискретных составляющих шума Влияние турбулентных неоднородностей потока сводится к появлению дополнительных пульсирующих сил, действующих на лопасти и другие элементы и являющихся источником силового излучения, подчиняющегося законам вихревого шума
4.2 3 Основными акустическими характеристиками вентилятора являются спектр звуковой мощности, излучаемой в воздуховоды (илн входные и выходные отверстия) и окружающее пространство при различных ф и и2 в тех или иных полосах частот.
Из теории размерностей [формулы (1.79)1 следует, что общая звуковая мощность, излучаемая вентилятором в сторону входа или выхода,
Р = pD^M"®! (ф, tin, D2;X, z, у'/и2, l'!D2Y (4.32)
где обозначения те же, что в п 1 10. Показатель степени а характеризует зависимость Р от числа Маха М = ujc и определяется доминирующим механизмом излучения на данной частоте Например, при чисто дипольном излучении а = 3.
Если вентилятор работает на сеть с постоянной квадратичной характеристикой и поток плавно обтекает элементы вентилятора (у' = = /' = 0), то, пренебрегая влиянием отражения в сети на излучаемую мощность, формулу (4 32) можно упростить
Р = рР^м^Фг (ф, Цп, D.^. (4 33)
Влияние акустических резонансов корпуса с примыкающими воздуховодами, характеризуемое критерием Гельмгольца Не = DIX, на суммарную звуковую мощность вентилятора сглажено, и
Р = р^М“Ф3 (ф), (4.34)
где Ф3 зависит от числа М, типа вентилятора и направления выхода звука
Экспериментально доказано, что звуковая мощность вентилятора пропорциональна квадрату размера (О^) При средних окружных скоростях (20—50 м/с) и О2= 0,4 - 1,2 м на режиме максимума КПД а = 2; при малых окружных скоростях (5—15 м/с) а « 1; для вентиляторов больших размеров (Р2 = 1,5 — 20 м), у обычных вентиляторов на неоптимальных режимах или при окружных скоростях более 50 м/с а = 3
В целом спектр шума вентилятора в широких полосах частот с увеличением частоты вращения сдвигается вправо по шкале частот и увеличивается в соответствии с формулой (4 34) Однако спектральные составляющие в узких полосах частот и дискретные составляющие могут дополнительно зависеть от акустических свойств объема вентилятора с присоединенными воздуховодами Эти составляющие усиливаются, когда их частоты совпадают (вследствие изменения частоты вращения или длины присоединенного воздуховода с собственными частотами указанного объема На рис 4 8 показано изменение уровня шума на лопастной частоте и ее гармониках при изменении частоты вращения колес радиального вентилятора сг = 12 [41] (концы присоединенных воздуховодов заглушены),
Число Струхаля и частота вращения определяют частоты шума вентилятора, окружная скорость — средний уровень звуковой мощности, а число Гельмгольца флуктуации узкополосных и дискретных составляющих
4 2 4 Генерация шума в вентиляторе связана с диссипацией энергии — потерей гидравлической мощности и КПД вентилятора Звуковая мощность связана с гидравлической мощностью, ее потерей Mh и КПД вентиляторов соотношениями
„ а И ,L 4^NhQ-4hf
~ 1 pc3^2c3 ~
(4-35)
Значения коэффициентов пропорциональности k4, кя k^ у различных вентиляторов и на различных режимах отличаются в 2—3 раза
Из формул 4 35) следует шум увеличивается с увеличением мощности на валу и уменьшением КПД, ход зависимости Р (Q) при п = = onst имеет такой же характер, как и N^ (Q), у вентиляторов с загнутыми назад лопатками и осевых это имеет место и для зависимос:ей LP (Q) и Nh (Q)
Шумовые характеристики вентиляторов
Шумовые характеристики вентиляторов подразделяются на размерные и безразмерные [0 1 ]
4 3 1 Размерными шумовыми характерис иками являются спектры уровней звуковой мощности шума Lpi в дБ, распространяющегося по воздуху, определяемые раздельно на всасывании, нагнетании и в помещении, где установлен вентилятор, в октавных полосах со стандартными среднегеометрическими частотами 63, 125, 250 500, 1000, 2000, 4000 и 8000 Гц при постоянной частоте вращения Спектры измеряются при частотах вращения рабочих колес вентиляторов, устанавливаемых предприятием-изготовителем в режиме максимума КПД Допускается определять спектры в случае надобности и на других режимах работы Для осевых вентиляторов допускается принимать одинаковыми шумовые характеристики на всасывании и нагнетании Опыт показывает, что у радиальных вентиляторов шум на нагнетании обычно превышает шум на всасывании примерно на 5 дБ
Размерные шумовые характеристики дают конкретный п надежный материал для проектирования шумоглушения данных вентиляторов при данной частоте вращения Однако в ряде случаев этих характеристик оказывается недостаточно Они не дают возможности определить шумовую характеристику вентилятора того же типа, но другого размера, при частоте вращения, отличающейся от той, на которой производились измерения, а также на режимах, отличающихся от оптимального Для удовлетворения указанных требований служат безразмерные акустические характеристики, аналогичные безразмерным аэродинамическим характеристикам
4 3 2 Из формулы (4 34) следует соотношение, определяющее уровни_звуковой мощности вентилятора через «отвлеченный уровень» шума L,
LP = L + 10 (3 + a) 1g из + 20 lg Da(4.36)
Величина L зависит от типа вентилятора и режима его работы и численно равна значению LP при и^ = 1 м/с, О2 = 1 м и нормальных атмосферных условиях
Уровень звуковой мощности может быть >ыражен через полное давление Ру и объемный расход Q соотношением
Z.P=£ + 10(l-}-a/2)lgPD+10 1gQ,(4.37)
где L — критерий шумности («удельная шумность»), зависящий от ф, 4_
Зависимости L = L цр) и L — L (ф, являются безразмерными шумовыми характеристиками ьентилятора Их удобно совмещать
с безразмерными аэродинамическими характеристиками ф (ф), Х^ (ф), т]/, 'ф) Типичная безразмерная характеристика радиального вентилятора с загнутыми назад лопатками представлена на рис 4 9 Зависимость L (ф) имеет минимум (шум минимален) на режиме вентилятора, при котором КПД близко к максимальному Поэтому выбор режима максимума КПД целесооб
разен не только с аэродинамической точки зрения, но и с акустической В табл 4 1 даны значения критериев шумности для некоторых наиболее распространенных вентиляторов при отклонении от режима максимума КПД менее чем на 10 % [30]. Для вентиляторов общего назначения, перечисленных в табл 4 1, а = 2 При пользовании этой таблицей в формуле (4 37) следует принимать Ро в кгс/м2
Для расчета звуковой мощности в полосах частот широко используются безразмерные спектры
LP Af, = Ф ^п^
Вентилятор
Критерий шумности L, дБ, для сторон вентилятора
Тип
11омер
Диаметр рабочего колеса, %,
тания
вания
вокруг вентилятора
Радиальны
4 5'63 8
105
56
52
Ц4-76
8, 10, Ю^Ю,
100
5
47
48 5
Ц14-46
2 5 3^2 4
100
54
51
52.5
ввд
§ 9’^11
100
60
52
56
ЦЮ-28
* 5^6 8 '
100
58
53
55 5
ЦП-7-40
100
58
53
55.5
06-30J
Осевые
52
। 5, 6,3, 8 10
1«
।521
1 °ном — Номинальный
диаметр рабочего колеса вентилятора
Г а б л и ц а 4.2
Безразмерные спектры звуковой мощности вентиляторов Lp — Lp^t , дБ
Тип и номер вентилятора
Частота вращения вентилятора,
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
СО
s
s
g
i
g
s
1
№ 2^5, 3% 4
930—1120
1370—1700
2800—3360
6
5
6
{4
20
^8
23
№ 8^10^12,
350—450
460—600
635—800
850— 1000
1015—1290
1300— 1620
6
8
10
16
20
27
915—985 1360—1455 2815—2900
>0
6
13
18
18
25
^Ц10-28
2810—294 0
12
4
И
8
9
10
U
18
600—700 800—1400 1410—2600
6
6
6
6
13
21
21
26
№ “ВД ,,
600—700 800—1400 1410—1900
9
6
6
'3
13
13
26
3
700—1400 1410— 2800 2810—2850
23
is
13
8
8
9
15
23
так как они не зависят от размеров вентилятора, параметров его работы, а определяются только величиной ср, типом вентилятора и направлением воздушного потока (всасывание или нагнетание. Обычно в качестве Д/ берут октавные полосы частот. В табл 4 2 даны такие спектры для ряда вентиляторов [141
Моделирование шума вентиляторов
Наиболее совершенное моделирование шума вентилятора достигается при соблюдении следующих условий
. Геометрическое подобие модели и натуры не только самого вентилятора, но и примыкающих воздуховодов.
Одинаковая среда в модели и натуре, например воздух с одинаковой температурой при одинаковом атмосферном давлении, если течение в вентиляторе не зависит от числа Рейнольдса Re
Одинаковая окружная скорость колеса в модели и натур
Одинаковый режим работы модели и натуры \ф = idem)
При этих условиях в сходственных геометрически подобных точках модели и натуры будут одинаковыми суммарные уровни звукового давления, а в сходственных одинаковых относительных полосах частот (Sh = fc^n = idem) будут одинаковые спектральные уровни
Эту методику моделирования рекомендуется применять, когда испытания натурного образца нежелательны или невозможны из-за его больших размеров Требуется проверка на автомодельность по числу Рейнольдса
Борьба с шумом вентиляторов в источниках его возникновения
Методы снижения механического шума описаны выше Эта задача при внимательном к ней отношении не встречает принципиальных ватруднений. Гораздо сложнее задача снижения аэродинамического шума
Иногда можно выбрать режим работы вентиляторов так, чтобы создаваемый ими шум без дополнительного шумоглушения не превосходил допустимого Это возможно для вентиляторов, работающих с малым статическим давлением (оконные, крышные, обдувающие, вентиляторы рециркуляционно-отопительных агрегатов), а иногда при не слишком протяженной сети даже при наличии статического противодавления Для снижения их шума следует увеличить диаметр колеса и снизить окружную скорость при сохранении требуемой производительности, в результате снижается уровень излучаемой звуковой мощности и дополнительно снижается уровень звука в дБ (А) за счет снижения относительной доли средне- и высокочастотных составляющих спектра, достигается существенная экономия электроэнергии Оптимальные размеры и окружная скорость определяются технико-экономическим расчетом, с учетом стоимости глушителей шума, если они понадобятся Эффективно применение электродвигателей с изменяемой частотой вращения
При выборе вентилятора следует отдавать предпочтение наименее шумным, подбирать их размеры и частоту вращения так, чтобы вентилятор работал в режиме максимума КПД Если возможно произвольно выбирать частоту вращения рабочего колеса и его диаметр и отсутствует ограничение по прочности, то при любых заданных Q и Ро можно подобрать вентилятор с любой аэродинамической схемой, работающей в режиме максимума КПД
Снизить интенсивность наиболее неприятной лопаточной частоты радиального вентилятора можно применением скошенного языка, увеличением расстояния между языком и колесом («свободный спиральный корпус»;, делая язык закругленным («хорошо обтекаемым»;. Возможно применение цилиндрических корпусов вместо спиральных
В осевых вентиляторах следует предусматривать плавный вход потока на рабочее колесо посредством входного плавного коллектора и обтекателя втулки увеличения расстояния между колесом и направляющим аппаратом посредством правильного выбора соотношения
между числами лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата, а также применением косо (не радиально) расположенных лопаток направляющего аппарата [33, 38] или колеса
Снизить величину вихревого шума возможно за счет рационального профилирования лопаток рабочего колеса Для этого лопатки радиальных вентиляторов и их проточную часть следует проектировать с использованием теории пространственных решеток, разработанной применительно к центробежным насосам и турбинам
Лопатки колес, направляющего и спрямляющего аппаратов осевых вентиляторов (особенно в виде тонких профилей из листового металла) следует проектировать так, чтобы на режиме максимума КПД было обеспечено безотрывное обтекание по всей длине лопатки Методика такого конструирования дана в работе [37 ]. Эксперименты показали, что эта методика позволяет получить снижение шума не менее чем на 6 дБ
Внутренняя облицовка спирального корпуса радиального вентилятора звукопоглотителем может дать снижение шума на 6—10 дБ на средних и высоких частотах. Если при этом сохранить форму и размеры проточной части, то не произойдет заметного ухудшения аэродинамической характеристики вентиляторов
Увеличить эффективность и снизить шум вентилятора можно посредством целого комплекса мероприятий, направленных на обеспечение оптимальных условий работы на режиме максимума КПД, это, в частности, правильный выбор удельной быстроходности, геометрических параметров (относительный диаметр входа в колесо или диаметр втулки, число, угол установки, густота решетки, изгиб лопаток и т п ) [37]
Некоторый положительный эффект может быть достигнут при помощи турбулизаторов, перфорации лопаток и т п. [32] Однако эти мероприятия на практике широкого применения не получили из-за вызываемого ими снижения КПД и давления установки
Измерение шумовых характеристик вентиляторов
Особенности измерения шумовых характеристик вентиляторов заключаются, во-первых, в том, что экспериментальная установка должна допускать одновременное регулирование и измерение аэродинамических параметров Q, Ра, Pst, Nh, п <Pllt — статическое давление вентиляторов) и спектра акустической мощности, излучаемой в сторону всасывания, нагнетания и в окружающее пространство Поэтому установка должна содержать дроссельные устройства, позволяющие регулировать и измерять статическое давление на' входе или выходе вентилятора; устройство для измерения объемного расхода вентиля тора; привод с переменной частотой вращения и возможностью измерять момент на валу и частоту вращения, объемы на входе и выходе (трубы, камеры и т. п ), позволяющие надежно измерять звуковую мощность вентилятора и ее частотный спекгр, помещения с соответствующей измерительной аппаратурой с хорошо известными и достаточно стабильными акустическими свойствами, позволяющими измерять звуковую мощность вентиляторной установки, излучаемую в окружающее пространство; коллекторы, позволяющие обеспечить плавный вход в вентилятор; акустическую аппаратуру для измерения звукового
5 П/р Е. Я. Юдина
давления и анализа, снабженную ветрозащитой при измерениях в тру-
Процедура измерений и виды шумовых характеристик приведены в ГОСТ 12.2.028—77*, в работе [40] и др
4.5. ШУМ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Источники шума ЦН
Работа центробежных насосов (ЦН) сопровождается колебаниями в звуковом диапазоне частот 16 Гц—20 кГц. Отдельные источники (подшипники, пульсации, кавитации) могут вызвать инфразвуковые и ультразвуковые колебания ЦН является генератором гидродинамического, воздушного шума и вибрации, тесно связанных друг с другом
Источниками гидродинамического шума и вибрации собствеиио насоса без привода являются прежде всего явления, связанные с обтеканием его элементов, образование вихрей на лопатках и дисках, на стенках корпуса и в выходном патрубке, приводящее к возникновению вихревого шума и вибрации, образование пограничного слоя на стенках проточной части насоса приводящее к появлению псевдозвука, служащего источником вибрации корпуса, а также шума, аналогичного вихревому; неоднородность потока из-за конечности числа лопаток и асимметрии корпуса Весьма важным источником шума и вибрации являются кавитационные процессы Наличие вращающихся детален приводит к шуму и вибрации из-за дисбаланса
Источниками воздушного шума, создаваемого собственно иасосом, являются преимущественно вибрации корпуса и, отчасти, — вибрации трубопроводов и фундамента. Колебания трубопроводов и фундамента возбуждают колебания строительных конструкций (стен, перекрытий и т п), интенсивно излучающих воздушный шум
Вибрация ЦН по своей природе может быть механического, гидродинамического, электромагнитного и аэродинамического происхождения. Источники механической вибрации и шума ЦН — неуравновешенность ротора, муфта, соединяющая валы насоса и приводного электродвигателя, подшипники качения или скольжения Эти составляющие описаны в гл. 3 и 5
Гидродинамическую вибрацию ЦН вызывают гидродинамическая неуравновешенность ротора насоса, динамические составляющие радиальных и осевых сил, неоднородность потока на выходе из рабочего колеса насоса, кавитационные явления, а также вихреобразоваиие и турбулентные пульсации в проточных каналах иасоса
Источники аэродинамического шума и вибрации — вращающиеся детали ЦН (вентилятор приводного электродвигателя, ротор и муфта ЦН) Вибрация ог перечисленных факторов накладывается друг на друга, в результате чего вибрация ЦН и шум имеют широкий спектр частот.
Ротор насоса, механически уравновешенный, при работе насоса на жидкости может оказаться гидродинамически неуравновешенным, когда рабочее колесо насоса изготовлено недостаточно точно и различается по шагу, углу между лопастями, по длине, толщине и углам установки лопастей Ситы, действующие на отдельные лопасти рабочего колеса при этом, не уравновешиваются и создают вибрацию с частотой вращения /0.
Различие в размерах межлопастных каналов рабочего колеса приводит к различному заполнению их жидкостью и несовпадению центра массы жидкости, заполняющей колесо, с осью вращения ротора. Этот нежелательный эффект усиливается при кавитации из-за появления газовой фазы в кавернах, возникающих у входных кромок лопастей рабочего колеса
Гидродинамическая неуравновешенность, так же как и механическая, проявляется на частоте /0 и ее гармониках Вызывающие ее силы существенно меньше сил от механической неуравновешенности и могут быть обнаружены, когда ротор отбалансирован с высокой степенью точности
Следующие (по частотной шкале) гидродинамические источники колебаний — динамические составляющие радиальных и осевых сил, действующих на ротор насоса и обусловленных неравномерностью распределений давлений в проточных каналах насоса Амплитуды этих составляющих могут быть соизмеримы с величинами статических составляющих радиальных и осевых сил По частотному составу пульсации этих сил являются сложными колебаниями, содержащими компоненты на частоте вращения, лопастной частоте zjo fci — число лопастей колес) и их гармоники
(4.39)(4.39)Гидродинамические силы от неоднородности потока на выходе из рабочего колеса насоса являются одним из наиболее характерных и интенсивных источников гидродинамических колебаний в насосах Основной фактор, определяющий неравномерность поля скоростей и давлений по шагу между лопастями колеса, — циркуляция вокруг лопасти
(4.39)
(4.39)
где g = 9,8 м/с3; <о0 — угловая скорость, рад/с, //т — теоретический напор насоса, м
Второй фактор обусловлен вязкими следами — <провалами» скорости при обтекании вращающихся лопастей рабочего колеса Механизм возникновения вибрации и шума от неоднородности потока за колесом, вызываемый приведенными факторами, имеет место при наличии в потоке препятствий в виде языка спирального отводящего устройства или лопаток направляющего аппарата Первичными являются импульсы давления при прохождении лопастей колеса мимо языка или лопаток отводящего устройства с частотой j^ В насосе могут быть три типа источников лопастных колебаний, действующих с основной частотой /огр вращающийся вектор неуравновешенной поперечной силы, нестационарный возбуждающий момент и пульсация давления жидкости В зависимости от соотношения числа лопастей рабочего колеса и числа лопаток направляющего аппарата (z2) один из этих источников может быть более интенсивный
При kzjz2=s, где к—номер гармоники, s—целое число, все или часть лопастей рабочею колеса одновременно проходят мимо лопаток направляющего аппарата, импульсы давления складываются, и возникает пульсация давления, воздействующая на стенки корпуса насоса и вызывающая их колебания на лопастных частотах При этом могут возникать также крутильные колебания корпуса под действием нестационарного крутящего момента.
УсловиеУсловие
Условие
Условие
Источник колебании
ос
Механическая неурав
3—4
новешенность ротора Подшипники:
качения
2—3
скольжения
2
Неоднородность потока
4— 6
Кавитация
5— 8
Вихревыепроцессы
в жидкости
ветству ет случаю, когда су ммиро- вание сдвинутых по фазе импульсов сил на лопатках отвода приводит к появлению вращающегося вектора силы, возбуждающего колебания насоса как твердого тела на виброизоляторах При условии kzjzv = = s силы на лопатках уравновешиваются и вращающийся вектор силы не возникает [12, 29]
Кавитация — специфический источник колебаний гидравлических машин, она может возникать- в рабочем колесе ЦН и в отводящем
устройстве. Впервые влияние отвода как источника кавитационного шума на режимах неоптимальных подач установлена в работах [26, 28]. Источниками вихревого шума в ЦН могут быть вихри, возникающие на лопастях и дисках рабочего колеса, на стенках корпуса, на лопатках отводящих устройств, входном и выходном патрубке, в гидравлических уплотнениях и разгрузочных окнах Скорости и размеры обте
каемых каналов и элементов насосов изменяются от точки к точке
непрерывно, поэтому вихревой шум имеет сплошной спектр в полосе частот 800—20 000 Гц
Шум от турбулентных пульсаций давления в ЦН возникает при обтекании шероховатых поверхностей проточных каналов Шум обтекания имеет вихревую природу с дипольным характером излучения, и на него полностью распространяются закономерности вихревого шума при отрывном обтекании тел
Вибрация и шум от вихреобразоваиий и турбулентных пульсаций в ЦН встречаются в чистом виде лишь при работе насоса в режиме максимального КПД при больших кавитационных запасах, исключающих возможность появления кавитации в элементах рабочею колеса и отводящего устройства и при дискретных лопастных составляющих. В этом случае виброактивность и шумность насосов малы и не выходят за пределы самых строгих ограничений.
Зависимость уровней (в дБ) основных составляющих шума и вибрации насоса от угловой скорости рогора при -^у = const и -^Тр- ~ = const имеет вид L = 10 a 1g <оо + const, где Q — подача, м3/ч; п — частота вращения, об/мин, О — диаметр рабочего колеса, м; Л/г—кавитационный запас, м Значения а приведены в табл. 4.3.
Методы снижения шума ЦН
На рис 4 10 и 4 11 приведены зависимости относительных общих уровней вибрации на корпусе насоса ЛЛ0, напора Н и КПД гр, от относительной подачи Q = Q/Qoht и кавитационного запаса АЛ, полученные при испытании экспериментальной насосной ступени на раздельном стенде, QonT—пода«а при максимальном КПД Эти зависимости ти-
пичны для ЦН и характеризуются следующими критическими подачами и кавитационными запасами
QPp — значение подачи, с превышением которого начинается возрастание уровней вибрации, обусловленное отрывным обтеканием лопаток направляющего аппарата (или языка спиральной улитки), вызывающим образование вихрей и кавитацию в отводе Величина Q^p ПРИ различных Л/г близка к оптимальной подаче QonT, соответствующей максимуму КПД, Qjj^p — значение подачи, при которой начинается еще более быстрый рост уровней вибрации. Причиной увеличения вибрации при Q > фц* могут быть кавитационные процессы в отводящем устройстве и в рабочем колесе в зависимости от кавитационного запаса на входе в насос,
^1кр — кавитационный запас, соответствующий на оптимальном режиме возникновению кавитации в рабочем колесе, сопровождающемуся резким увеличением высокочастотных составляющих вибрации и общего се уровня Lo Горизонтальным участок зависимости Л£о = = if (Л/i) при Q = 1 и Л/г^ > Л/г^р показывает, что кавитационные явления в насосе в этом диапазоне отсутствуют При Q =^= 1 даже при больших кавитационных запасах на входе в насос в его отводящем устройстве может наблюдаться кавитация В этих случаях зависимости ДЛ0 = if (Л/г) не имеют горизонтальных участков и формируются при снижении Л/г за счет суммарного воздействия кавитации в колесе и в отводящем устройстве, Л/г,^ — кавитационный запас, соответствующий резкому возрастанию уровней вибрации во всем диапазоне частот, а также ухудшению гидравлических характеристик насоса, обусловленному загромождением кавитационной каверной межлопастного канала рабочего колеса
Приведенные зависимости AL0 = Ф (Q^A) показывают, что минимальные значения общих уровней вибрации насосов наблюдаются при подачах, близких к оптимальной, и при больших кавитационных запасах, исключающих кавитационные явления в рабочем колесе. Характер кривой Lo = ф (Q) и величина минимального уровня £0 зависят от отводящего устройства В качестве примера может служить кривая ЛЛ = ф № Для насоса с безлопаточным диффузором (кривая БД рис 4 10), обеспечивающим существенное снижение виброактивности насоса
Методы борьбы с вибрацией и шумом на лопастных частотах, обусловленными неоднородностью потока при обтекании элементов лопастных машин, в настоящее время разработаны достаточно хорошо. Основные из них следующие
Увеличение радиального зазора 6 между лопастями рабочего колеса и языком (лопатками) отводящего устройства При удалении от решетки иа расстояние, примерно равное шагу, неравномерность поля скоростей за колесом практически пропадает и, следовательно, исчезает причина, вызывающая появление дискретного шума и вибрации иа лопастных частотах. В ряде случаев для их устранения достаточно зазора существенно меньшего, чем шаг. В частности, лопастные дискретные составляющие шума отсутствуют у насоса с безлопаточ- иым диффузором при размере диффузора О4/О2 = 1,4 (D2 — наружный диаметр рабочего колеса, D4 — наружный диаметр диффузора), что соответствует зазору между колесом и языком спирального сборника, равному 0,45 от шага лопастей колеса [26]. При увеличении зазора при прочих равных условиях снижается уровень лопастных составляющих Одновременно происходит увеличение радиальных габаритов насоса, а при некоторых значениях зазора 6 и уменьшение его КПД. Поэтому при проектировании насоса принимают компромиссное решение между его шумностью, размерами и экономичностью
На практике в уже изготовленных насосах с малой величиной 3 увеличение зазора для снижения лопастного шума и вибрации может осуществляться за счет подрезки языка спиральной улитки При этом наибольший эффект, в особенности для высших лопастных гармоник, наблюдается при малых исходных относительных зазорах б = 26/D2 (меньше 1—1,5 %). При дальнейшем увеличении зазора эффект снижения первой и второй лопастных гармоник, определяющих общую интенсивность колебаний насоса на лопастных частотах, падает, и даже может происходить увеличение первой и последующих лопастных гармоник.
Оптимальный зазор следует принимать иа стадии проектирования. Минимальные уровни лопастного шума и вибрации при сокращении возможно более высокого КПД достигаются при 5 = б* = 0,1п3 %; п3 — коэффициент быстроходности насоса
Снижение уровней лопастной вибрации и шума при увеличении зазора б4 до 62 определяется формулой
AL = 20 1g 62/6ь (4.40)
справедливой при 6= (7-т-30)_% _
Уменьшение зазоров до 6= (0,1 ч- 0,3) &* приводит к резкому усилению лопастных и вихревых составляющих шума и вибрации.
Скос лопаток (языка) отвода или рабочего колеса Скос вращающихся или неподвижных лопаток позволяет осуществить непрерывное взаимодействие между рабочим колесом и языком (лопатками) отводящею устройства и сгладить во времени импульс сил, действующих на лопатки и вызывающих колебания с лопастной частотой
При скошенной кромке языка имеет место снижение дискретных составляющих [33, 38] Скос языка спиральной улитки — эффективная мера снижения лопастного шума и вибрации ЦН при малых значениях зазоров 6 Оптимальный угол скоса лежит в пределах 30— 40° [26]. При этом снижение шума и вибрации наблюдается в основном на второй и последующих лопастных гармониках. Кроме того, снижаются уровни высокочастотной (вихревой) части спектра, как и у центробежных вентиляторов [32] При относительных зазорах б Да б* скос языка у насосов неэффективен
Увеличение числа лопастей гх рабочего колеса Если колебательное возмущение на лопастных частотах пропорционально циркуляции вокруг лопасти, то снижение шума при увеличении числа лопастей с (zj)i до (г,)2 при прочих равных условиях равно
ЛЕ = -20 lg [(zj2/ (z^J (4 41)
У ЦН, в особенности с повышенными антикавитационными свойствами, лучшим решением является применение двух- или трехъярусных колес, часть лопастей которых укорочена для предотвращения загромождения входного сечения. В этом случае в спектрах вибрации насоса наряду с лопастными составляющими на частотах Цй (г1д + z1K) имеют место составляющие на частотах Мйгхд, к = 1, 2 ... (здесь г1д — число длинных лопастей, г1к — число коротких лопастей). Введение второго яруса лопастей рабочего колеса не исключает, но снижает (в зависимости от густоты выходной решетки) интенсивность составляющих на частотах основных (длинных) лопастей
Выбор благоприятного соотношения числа лопастей рабочего колеса г, и направляющего аппарата z2 Число лопаток направляющего аппарата z2 бл, обеспечивающею при данном рабочем колесе пониженные уровни той или иной гармоники лопастной вибрации и ш>ма, может быть определено по формуле [43]
^бл = Т^-, (4 42)
где к — номер гармоники; В = 0,25 — 0,75; s = 1, 2, 3 ...
В табл. 4 4 приведены в пределах 4—13 числа лопаток z2 аппарата, рассчитанные по формуле (4 42) и рекомендуемые для рабочих кочес с 2!= 5 -г 9 с целью подавления тех пли иных гармоник
Относительно благоприятными для трех низших гармоник являются сочетания, близкие к Zj/za =0,4, 0,6 и 0,8 Для z. = 5 — 9 это соответствует сочетаниям 5/12, 5/13, 7/9, 7/12, 8/10, 8/13, 9/11
Выбор отводящего устройства оптимального типа Уровни лопастного шума и вибрации ЦН существенно зависят от типа отводящего устройства. Минимальную виброактивность имеет насос с без- лопаточным диффузором при D4 = (1,35 -:- 1,45, Z)2, однако при этом увеличиваются радиальные размеры насоса и снижается его экономич-
Перспективным типом отводящею устройства ЦН, обеспечивающим наряду с безлопаточным диффузором минимальный уровень вибра-
21
Состав централизуемых лопастных гармоник
1 и 2
1 и 3
2 и 3
6
e^io^nVis1,2^
6
Рекомендуемые числа лопаток направляющего аппарата г2
Таблица 4.4
ции и шума, является улитка с боковым расположением спирали, несимметричной относительно выходного сечения рабочего колеса в меридиональной плоскости (рис 4.12). Низкие уровни лопастных вибраций при улитке с боковым расположением спирали (на 7—12 дБ
ниже, чем с радиальным) объясняются расположением передней кромки языка параллельно неоднородному потоку, выходящему из рабочего колеса, а также удалением этой кромки от колеса, что значительно ослабляет пульсации скорости и давления на частоте прохождения лопастей колеса при натекании жидкости на язык.
Преимущество улитки с боковым расположением спирали по сравнению с безлопаточным диффузором состоит в меньших радиальных
размерах насоса.
Кроме улитки с боковым расположением спирали в качестве малошумного отводящего устройства может быть рекомендован трубчатый направляющий аппарат, эллиптическая форма передней кромки которого, а также псевдобезлопаточный промежуток между входной окружностью аппарата и окружностью передних кромок обеспечивают сгла
живание импульсов, 1идродинамических сил. возникающих при воздействии на них неоднородного поля скоростей за рабочим колесом и снижение интенсивности лопастных вибраций и шума По сравнению с лопаточным трубчатый направляющий аппарат обеспечивает на расчетном режиме снижение лопастной вибрации для первых пяти гармо-
пик на 3—9 дБ во всем диапазоне подач. Насосная ступень с трубчатым направляющим аппаратом имеет по сравнению с лопаточным (с тем же числом каналов) более пологие кривые напора и КПД и несколько большее значение максимального КПД
Эксплуатация насосов на режимах, близких к режиму максимального КПД. Минимальные значения уровней лопастного шума соответствуют подаче насоса Q = (0,8 ^- 1) QonT [26, 27 ] Отклонение эксплуатационной подачи насоса в область недогрузок или перегрузок от указанной области подач приводит к повышению лопастного шума и вибрации на 10—15 дБ Поэтому область рабочих подач насоса при эксплуатации следует ограничивать
Кавитация в ЦН может возникать в рабочем колесе и отводящем устройстве Основной фактор, определяющий возникновение кавитации в рабочем колесе, — величина относительной скорости wt при входе на лопасти колеса Скорость шг максимальна для струйки, текущей вдоль переднего диска, у которой диаметр входа и окружная скорость и, наибольшие Поэтому наиболее опасной в отношении кавитации является периферийная точка входной кромки. Возникновение местной кавитации в периферийной струйке еще не приводит к изменению напора и мощности насоса, но сопровождается появлением кавитационного шума и вибрации Ему соответствует величина kh^p (рис 4 11), которая для ЦН определяется формулой
^ккр = 3.10-4nQ1/2№/3. (4.43)
Из формулы ,4 43) следует, что кавитационный шум может быть снижен следующими путями (в порядке уменьшения эффективности): снижением частоты вращения, уменьшением подачи через колесо, например, применением колес двойного всасывания и напора на ступень.
При эксплуатационном кавитационном запасе насоса А/гэ > А/г^ шум от кавитации в колесе может быть полностью исключен В ряде случаев, когда добиться выполнения этого условия не удается, следует стремиться к уменьшению отношения А/г^/ДЛ^.
Другими менее эффективными мероприятиями по борьбе с кавитационным шумом являются различные методы улучшения антикави- тационных свойств рабочих колес, среди которых следует отметить вытягивание входных кромок лопастей во входное отверстие колеса и их пространственное профилирование на основе безвихревого обтекания Число таких лопастей принимают равным 3 или 5 (для предотвращения шума на частотах данных лопастей подобные колеса рекомендуется выполнять двух- или трехъярусными)
Кавитация в отводящем устройстве ЦН и вызванные ею шум и вибрация могут возникать даже при значительных подпорах на всасывании насоса Кавитация в отходящем устройстве создается вихрями, срывающимися с иосиков лопаток (языка) отводящего устройства, а основным параметром, определяющим коэффициент давления в центре вихря и стадию развития кавитационного процесса при отрывном обтекании лопатки, является угол атаки, зависящий от подачи, на которой работает насос
Основные конструктивные параметры, влияющие на вибрацию и шум, обусловленные кавитацией в отводящем устройстве, — пропускная способность отводящего устройства и профиль отводящей
лопатки (языка) на входе Увеличение пропускной способности отводящего устройства, а также угла профиля лопатки приводит к расширению области бескавитациоииой и, следовательно, малошумной работы отвода
Насосы рекомендуется эксплуатировать в области подач, ие превосходящих Q^p (см рис 4 10)
4.6. ШУМ СТАЦИОНАРНЫХ УСТАНОВОК4.6. ШУМ СТАЦИОНАРНЫХ УСТАНОВОККОМПРЕССОРНЫХКОМПРЕССОРНЫХ
4.6. ШУМ СТАЦИОНАРНЫХ УСТАНОВОК
4.6. ШУМ СТАЦИОНАРНЫХ УСТАНОВОК
КОМПРЕССОРНЫХ
КОМПРЕССОРНЫХ
Стационарные компрессорные ляются источниками интенсивногоСтационарные компрессорные ляются источниками интенсивногоустановки различных типов яв-шума как в машинных залах ком-установки различных типов яв-шума как в машинных залах ком-
Стационарные компрессорные ляются источниками интенсивного
Стационарные компрессорные ляются источниками интенсивного
установки различных типов яв-шума как в машинных залах ком-
установки различных типов яв-шума как в машинных залах ком-
прессорных станций, так и на окружающей их территории. Шумы внутри и снаружи компрессорных станций имеют различное происхождение
Данные об уровнях звуковой мощности всасывающих и выхлопных воздуховодов компрессоров высокого и низкого давления, а также самих компрессорных установок (излучение в машинный зал) приведены в работах [0.5, 0.16], а уровни звукового давления в помещениях компрессорных станций — в [0 5] Уровни звуковой мощности шума всасывания дозвуковых осевых компрессоров могут быть рассчитаны по методике, приведенной в [0 12]
Современные мощные компрессорные станции следует размещать вдали от жилых помещений, общественных здании, лабораторно-конструкторских корпусов, здравпунктов, конторских, административных и других подобных помещений или принимать соответствующие меры по снижению шума Мероприятия по шумоглушению следует предусматривать и в том случае, если компрессорная станция встроена в производственный корпус
Наружные стены компрессорных станций должны иметь повышенную звукоизоляцию Наружные кирпичные стены толщиной более чем в полтора кирпича обладают достаточной звукоизоляцией Такую же звукоизоляцию должны иметь стены из другого материала
Площадь оконных проемов и фонарей должна быть минимальной Если здание компрессорной станции расположено близко к другим производственным зданиям, а также при наличии в нем тихих помещений необходимо провести проверку соответствия санитарным нормам уровня шума, проникающею в эти помещения Если излучаемый компрессорами шум создает в производственных зданиях и в других помещениях уровни звукового давления, превышающие допустимые по санитарным нормам, необходимы меры по защите этих помещений от шума или снижению излучаемого шума
Основными источниками шума на компрессорных станциях являются всасывающий тракт и система перепуска стравливания) воздуха в атмо-феру выхлопной тракт) Через отверстия всасывающих и выхлопных воздуховодов шум проникает на территорию, примыкающую к компрессорной станции Поэтому в местах выхода в атмосферу всасывающих и выхлопных воздуховодов необходимо устанавливать глушители шума Чаще всего эго трубчатые или пластинчатые глушители (абсорбционною типа) со звукопоглощающим материалом При их проектировании учитывают концевую поправку на присоединение глушителя, так как уровни звуковой мощиост, излучаемой из
воздуховода в атмосферу, меньше попадающих в присоединенный к воздуховоду глушитель.
Трубчатые глушители применяют для снижения шума всасывающих и выхлопных воздуховодов компрессоров малой производительности низкого и высокого давления и небольших газотурбинных установок.
Пластинчатые глушители применяют на всасывании и выхлопе компрессорных установок Они должны устанавливаться в шахтах или каналах без монтажных зазоров Если по конструктивным соображениям необходимы монтажные зазоры, шахту облицовывают по периметру на всю длину шумоглушащих элементов звукопоглощающими щитами той же конструкции, но половинной толщины. При наличии обходных путей для звука эффективноегь глушителей может значительно уменьшиться по сравнению с расчетной
Если в компрессорной станции установлено несколько машин, целесообразно осуществлять забор воздуха в них через общий глушитель шума Этим уменьшаются пульсации давления во всасывающем тракте, что облегчает работу глушителя
Живое сечение глушителей (суммарная площадь поперечного сечения всех свободных каналов глушителя) должно быть не менее поперечного сечения всасывающей трубы В этом случае гидравлическое сопротивление глушителя незначительно. При поворотах потока на входе и выходе глушителя рассчитывают его гидравлическое сопротивление.
Методика расчета акустической эффективности трубчатых и пласт инчатых глушителей и данные о эффективности рекомендуемых конструкций изложены в работах [0 12, 0 16] (см. также гл. 11).
Имеется техническая документация на типовые глушители шума компрессорных станций [35] Она включает глушители шума всасывания поршневых компрессорных станций производительностью 80 и 120 м3,мин и стравливания производительностью 60 и 120 м3/мин, а также глушители шума всасывания и стравливания турбинных компрессорных станций производительностью 250 и 500 м3/мин. Основные характеристики указанных глушителей приведены в табл. 4 5.
Комбинированные глушители шума всасывания поршневых компрессорных станций имеют высокую эффективность во всем нормируемом диапазоне частот и могут использоваться даже когда станция находи гея в непосредственной близости от жилой застройки. Схема такого глушителя показана на рис 4 13 Всасываемый воздух поступает и расширительную камеру 1, где происходит выравнивание пульсаций потока Затем следует камера 2, облицованная специальным низкочастотным звукопоглотнтелем После поворота поток попадает в трубчатый глушитель 3, в котором в качестве звукопоглотителя исполь- )уюгся маты из супертонкого базальтового волокна
Глушители шума стравливания поршневых компрессорных стан- । ии имеют трубчатую конструкцию, звукопоглотнтели в них — маты из супертонкого базальтового волокна
Для снижения шума всасывания турбокомпрессорных станций применяются пластинчатые глушители шума с кассетами, облицованными с двух сторон звукопоглощающим материалом Кассеты образуют ; на последовательных канала с поворотом потока на 180° при переходе । одного канала в другой. Из-за большого расхода воздуха для каждой ।•, рбокомпрессориой станции монтируется отдельный глушитель в виде пристройки к воздухозаборной камере
Для снижения шума стравливания турбокомпрессорных станций применяют простой по конструкции глушитель бутово-камерного типа Основными шумоглушащими элементами в нем являются слои бута или щебня, сквозь которые проходит воздушный поток (рис 4.14).
Уровень шума в помещении самих компрессорных станций может значительно превышать допустимый по санитарным нормам, поэтому, необходимо принимать меры по защите обслуживающего персонала. Все рабочие места, а также приборы управления и контроля на компрессорных станциях целесообразно размещать в кабинах наблюдения или дистанционного управления, отделенных сг машинного зала Размещение иа компрессорных станциях рабочих мест вспомогательного персонала не допускается Стены, отделяющие машинный зал от кабины, должны иметь звукоизоляцию соответствующую звукоизоляции кирпичной стены толщиной в полкирпича Смотровые окна должны быть < двойным остеклением при толщине стекол не менее 4 мм Стекла вставляются в металлические переплеты на резиновых прокладках по периметру с максимальным зазором между ними
Для дополнительного снижения шум. в кабинах наблюдения и дистанционного управления стены и потолок их облицовывают изнутри конструкциями, имеющими высокие коэффициенты звукопоглощения в области средних и низких частот Высокочастотный шум достаточно хорошо снижается ограждающими конструкциями
Внутренний размер кабины должен обеспечивать нормальные условия для работы При постоянном нахождении в ней одного человека она должна быть не менее 2X2 м в плане ВЦНИИОТ ВЦСПС совместно с НИИСФ Госстроя СССР разработана рабочая документация на звукоизолирующие кабины из унифицированных элементов с размерами в плане 2X2, 2X3, 2X4, 3X4, 3X5 м и высотой 2,5 м Звукоизоляция кабин зависит от типа применяемых элементов
В кабину целесообразно вывести контрольные приборы и щит управления компрессорами и оборудовать в ней постоянное рабочее место дежурного машиниста Па время выхода в помещение компрес-
Характеристика, единица измерения
Глушители шума
поршневых компрессорных станции
турбокомпрессорных станций
Всасывания
Стравливания
вания
Стравли- ваиня
В
а
3
а
а
а
а
н
Пропускная способность, м3/мин
Скорость потока воздуха в глушителе, м/мин, до
Снижение производительности компрессорной стан-
Эффективность глушителя, дБ, в октавных полосах со среднегеометрическими частотами, Гц-
60
1
0
60
52
Таблица 4,5
Основные характеристики типовых глушителей шума
сорной станции для контроля работы агрегатов или ремонта обслуживающий персонал должен быть обеспечен средствами индивидуальной защиты от шума Их следует надевать и снимать в тихом помещении до выхода из кабины и после входа в нее из машинного зала
Звукоизолирующие кабины не могут полностью защитить от шума ремонтный персонал при размещении в одном помещении нескольких компрессоров, так как ремонтные работы в этом случае, как правило, проводятся при работающих соседних машинах, т е в условиях интенсивного шума в течение всей смены Если для ремонта невозможно выделить отдельное изолированное помещение, то для защиты ремонтного персонала необходимо снизить или общий шум во всем помещении или в той его части, где проводятся ремонтные работы Для этого ограждают зоны ремонта акустическими экранами. В отдельных случаях применяют звукопоглощающую облицовку потолка и стен компрессорной станции
Для снижения шума в машинных залах в ряде случаев используют звукоизолирующие кожухи, закрывающие компрессоры, вибропоглощающие покрытия трубопроводов и холодильников.
Схема комплек а шумоглушащих устройств для компрессорной станции, оборудованной поршневыми компрессорами, показана на рис. 4 15 [16, 31]
ШУМ РЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Шум реактивных двигателей (РД) возникает при их испытании на двигателестроительных предприятиях, а также на предприятиях, производящих аппараты, на которых реактивные двигатели исполь- буются по прямому назначению (самолетостроительные и т п ) Задача снижения шума РД возникает также при их использовании в качестве силовых установок привода компрессорных газоперекачивающих станций, передвижных электрогенераторов большой мощности, компрессоров промышленных магистралей сжатого воздуха Шум этих установок нередко является причиной помех проживанию в близлежащих селитебных территориях
Характеристика шума реактивного двигателя
К основным источникам шума одноконтурных РД относятся выхлопная струя, истекающая из выхлопного сопла, и внутренние источники шума компрессор, камера сгорания и рабочая турбина Для двухконтурного двигателя к перечисленным источникам добавляются шум вентилятора и струи второго контура Внутренний шум двигателя излучается в открытое пространство через воздухозаборник и выхлопное сопло двигателя
Общий уровень звуковой мощности шума одноконтурного РД с малой степенью двухконтуриости на номинальном и максимальном режимах определяется шумом выхлопной струи при работе двигателя на земле Однако виутреиние источники шума (компрессора, турбины) могут влиять на характеристику направленности акустического излучения со стороны всасывания При уменьшении тяги двигателя со снижением оборотов компрессора (турбины) шум последних начинает преобладать На рис. 4 16 приведена характеристика направленности излучения шума РД с низкой степенью двухконтуриости и максимальной тягой 67 кН [0 15] Максимум на характеристике наблюдается при 9 = 40° и высоких режимах двигателя — от выхлопной струи, при 9 = 70° и низких режимах (100 % соответствует максимальной тяге) — от турбины, при 120—130° — от компрессора. При низких режимах в шуме двигателя можно обнаружить и шум камер сгорания [53].
Для двигателей с большой степенью двукоитуриости общий шум даже при высоких режимах может определяться вентилятором и компрессором [42] На рис 4 17 приведены частотные характеристики уровней звуковой мощности шума выхлопной струи и вентилятора турбореактивного двухкоитуриого двигателя Общий уровень шума двигателя определяется шумом вентилятора, а в частотной характеристике это преобладание особенно велико в области высоких и средних частот Только в области низких частот заметен шум выхлопной струи
В условиях полета роль шума выхлопной струи за счет поступательного движения самолета уменьшается для всех типов двигателей. И наоборот, роль шума выхлопной сгруи увеличивается в стендовых условиях за счет усиления шума выхлопной струи и изменения направленности излучения шума выхлопными стендовыми устройствами (эжекторами) Так, для одноконтурных двигателей или двигателей с малой степенью двухконтуриости в помещении испытательных стендов на высоких режимах работы двигателя шум компрессора со стороны всасывания и выхлопа незаметен на фоне шума выхлопной струи.
и в строях, истекающих иг других устройств, принципиально не различаются, поэтому соотношения, приведенные в п 4 2.1, справедливы и для выхлопной струи РД. Однако из-за высокой начальной турбулентности погона выхлопных газов в выходном сечении сопла и нз-за шума внутренних источников (турбины, камеры сгорания) интенсивность шума турбулентности выхлопной струи повышается примерно иа 8 дБ по сравнению со случаем, рассмотренным в п 4 2 1.
Если струя истекает из сопла в движущуюся среду ^спутный поток) так, как это происходит в полете или в двухконтурном двигателе (внешняя струя от вентилятора двигателя выполняет функцию спутного потока по отношению к струе внутреннего контура), то за счет умень
шения поперечного градиента скорости в струе со спутным потоком снижается интенсивность турбулентной скорости, что приводит к уменьшению излучения шума от струи
В стендовых условиях, когда струя истекает от сопла двигателя
в эжектор, происходит уменьшение шума струи за счет спутного потока, созданного струей, и увеличение шума струи, протекающей в канале эжектора Последнее связано с тем, что излученные вихрями звуковые волны, отражаясь от стенок эжектора, приходят к источнику, увеличивая при этом акустическое сопротивление излучению В этом случае менее эффективные квадрупольные источники шума свободной струи преобразуются в более эффективные дипольные источники На рис 4.18 приведены экспериментальные частотные характеристики шума свободной струи и струи, помещенной в эжектор В области низких частот, когда длина волны больше диаметра, струя, помещенная в эжектор, излучает более интенсивный шум, чем свободная струя В области высоких частот уменьшение шума струи в эжекторе связано только с наличием струйного потока
Расчет шума реактивной струи
Общий уровень звуковой мощности струи определяется формулами (4 8), (4 10), а ее спектр LP сп — по рис. 4 4 (см п. 4 2).
Для соосных струй которые реализуются в двухконтуриых двигателях, общий уровень звуковой мощности Lpq определяется формулой
LPD = Lp—kLPD,(4.44)
где kLpo — поправка к общему уровню звуковой мощности струи внутреннего контура, дБ, определяемая по данным работы [19] Спектры шума при различных углах наблюдения и спектры звуковой мощности в зависимости от параметров эквивалентной струи — Sb = = }Da!uc (где Оэ— диаметр эквивалентной круглой струи) практи-
Рис. 4.19. Частотная характерн- 1 ~ °эж/° — Б5,2°эж/° ~
стика поправки А Ард= 2, 3 — Оэж/О = 2,5 (D — диа
метр сопла, Оэж — диаметр эжек-
чески совпадают с аналогичными спектральными характеристиками круглой струи .
При условии наземных испытании РД для струй, истекающих в эжектор, необходимо знать распределение звуковой энергии (мощности) струи вниз по потоку к последующему выхлопному тракту или в открытое пространство и вверх по потоку к открытому концу входного отверстия эжектора. В последнем случае этот шум и шум струи, находящейся между соплом двигателя и входным отверстием необлицованного эжектора, определяют уровень звуковой мощности шума, излучаемого в помещение бокса Величина этого уровня определяется по формуле [24]
Lps = Lp сп — ^LpQ, (4 45) где kLpQ—поправка (рис 4 19) к спектральным уровням звуковой мощности свободной струи, дБ, учитывающая излучение шума струй в помещении бокса, зависящая от частотного параметра fDmB (DB№— диаметр эжектора)
Величину спектрального уровня звуковой мощности шума струи, излучаемого в направлении выхлопного тракта испытательного стенда, определяют по формуле
LpB = Lp сп — ^LPB, (4.46) где &LPB — поправка (рис. 4 20) к спектральным уровням звуковой мощности свободной струи, дБ, учитывающая излучение шума струей в направлении выхлопного тракта
Методы снижения шума выхлопных струй реактивных двигателей
Методы снижения шума струи делятся на активные и пассивные. Под активными методами понимается воздействие на процесс излучения шума турбулентной областью струи Эти методы мотут включать как способы воздействия на турбулентные характеристики струи с целью уменьшения их уровня, так и способы создания условий для «наименьшего» излучения шума уже образовавшейся турбулентностью струи К первому способу воздействия относятся применение многотрубчатого насадка, сетчатого экрана, вдува дополнительного воздуха в зону смешения ‘струи Снижение шума струи при использовании этих методов
осуществляется вследствие уменьшения градиента средней скорости и усиления процесса смешения К второму способу активного воздействия относят применение звукопоглощающей облицовки эжектора в качестве устройства, изменяющего фазу и амплитуду звуковых волн, отраженных на турбулентный источник струи При определенных импедансных характеристиках облицовки [23] можно уменьшить шум струи Для снижения шума струи также используются сопла, создающие «перевернутый» профиль скоростей и гемператур При применении таких сопел в начале струи по ее периферии значения скорости и температуры потока выше, чем около оси струи В этом случае звуковые волны, образовавшиеся в пределах струи, не могут выйти за ее границы вследствие рефракции звука, происходящей к оси струи.
Пассивные методы предусматривают снижение уже образовавшегося шума посредством применения глушителей в основном за счет затухания акустической энергии в звукопоглощающих материалах.
При установке на срезе выхлопного сопла многотр^бчатого насадка происходит замена исходной струи на ряд струй меньшею диаметра Из-за уменьшения диаметра образовавшихся струй их шум становится более высокочастотным по сравнению с шумом исходной струи и быстрее затухает при удалении от его источника Наибольшее снижение шума многотрубчатым насадком происходит в направлении максимальной интенсивности акустического излучения «рун Величину снижения общего уровня звуковой мощности исходной струи, многотрубчатым насадком можно определить по данным работы [19].
С увеличением числа трубок и величины относительной площади (Пэк/П)2 (DdK — диаметр эквивалентной струи, определяемый из условия постоянства количества движения) эффективное 1ь снижения шума многотрубчатым насадком повышается Спектр уровня звуковой мощности шума миоготрубчатого насадка можно определить исходя из параметров отдельных струек их диаметра D и скорости истечения ие. По ним определяют число Струхаля Sh = fD/uc, а затем спектр.
Вдув воздуха в зону смешения осуществляется на срезе сопла из расположенных по периферии сопел малого диаметра При таком вдуве происходит как снижение суммарного шума струи, так и перераспределение спектрального состава шума из низкочастотной области в высокочастотную В струе со вдувом происходят снижение длины потенциального ядра и некоторое увеличение толщины зоны смещения. Действием, аналогичным струйному глушителю, обладают также вводимые в поток механические рассекатели воздуха При совместном вводе в зону смещения дополнительного воздуха и рассекателей процесс смещения струи с окружающей средой убыстряется, влияние на шум струи увеличивается При вводе механических рассекателей в сверхзвуковую струю наблюдается разрушение скачков уплотнения струи, что вызывает заметное снижение уровня тональных составляющих.
Установкой сетчатого экрана вблизи среза сопла струи нормально к течению струйного потока можно добиться заметного акустического эффекта [20], связанного с уменьшением средней скорости потока за сетчатым экраном, определяемым площадью проходного сечения экрана. Это приводит к снижению шума, излучаемого струей, особенно в низкочастотной области Чем ближе экран располагается к соплу, тем больший эффект может быть получен При расположении сетчатого экрана на основной развитой области струи эффекта не наблюдается, так как в этом случае шумообразование уже заканчивается
экраном (2) (D =экраном (2) (D == 46 мм, ис = 310 м/с. Экран расп ложен иа расстоянии ЬО от сопла)
экраном (2) (D =
экраном (2) (D =
до экрана на начальном и переходном участках струи На рис 4 21 приведены частотные характеристики шума свободной струи и струи с экраном Разность между этими уровнями определяет эффект сетча
того экрана При применении сетчатого экрана для снижения шума струи необходимо учитывать следующее
из-за невысокой прочности и термостойкости экрана установка его вблизи сопел РД с форсажными камерами практически невозможна;
при относительно небольших скоростях истечения струи шум обтекания экрана становится выше, чем исходный шум струи, в этом случае установка экрана нецелесообразна, поскольку она приводит к увеличению уровня шума,
при решении вопроса целесообразности установки экрана в канале облицованного эжектора в стендовых условиях необходимо учитывать, что общий эффект от применения экрана будет складываться из эффекта снижения шума струи и эффекта, полученною за счет изменения затухания в облицованном эжекторе при изменении распределения скорости потока, при использовании экрана последний эффект может оказаться отрицательным, поскольку введение экрана в струйный поток уменьшает поперечный градиент скорости и температуры, который положительно сказывается на затухании звука
Облицованные эжекюры используются для снижения шума двигателей в стендовой компоновке Акустический эффект такого глушителя шума связан с наличием в его канале неоднородного в поперечном направлении по температуре и скорости потока, готорый способствует отклонению (рефракции) звуковых воли малой длины от струи в сторону звукопоглощающих стенок При этом вблизи стенок эжектора повышается звуковое давление, что приводит к увеличению затухания звуковых волн в канале эжектора. Без неоднородного газового потока в области высоких частот наблюдаются концентрация энергии вблизи оси канала эжектора и величина затухания звуковых волн минимальна. В области низких частот, когда 1ЬдЖ<с< 1 (Оэж— диаметр канала эжектора), из-за нахождения источников шума струи в эжекторе умень шается эффективная длина облицованной части канала эжектора, на которой происходит затухани звуковых волн от места их образования до выхода из эжектора. Кроме того, в связи с тем, что турбулентные источники шума находятся в канале эжектора, излучаемая ими мощность увеличивается Оба этих процесса уменьшают эффективность снижения шума струи в области низких частот по сравнению со случаем, когда в канале эжектора поток отсутствую! Несмотря на этот недостаток из-за больших абсолютных размеров канала эжектора чазтотный диапазон, в котором сказывается положительный эффект стоуи на снижение шума, охватывает почти влсь нормируемый частот ный диапазон Исключение составляют лишь первые две нормируемые
Рис. 4.22. тивиости Z рования в диаметру: ^эж/°эж
Схема (а) и частотная характеристика (б-) акустической эффек- ^эж облицованного эжектора с одноступенчатой системой эжекти- зависимости от отношения длины глушителя-эжектора к его
при М < 0,8, Оэж/О = 4,3, М/D — 4
октавные полосы (63 и 125 Гц), для которых влияние струи отрицательно
Схема одноступенчатого облицованного эжектора и его эффективность ДД8Ж приведены на рис 4 22 Для получения наибольшего акустического эффекта диаметр канала одноступенчатого эжектора выбирается из условия DanjD = 4—5, а толщина облицовки Яобл/О8Ж=
Снижение шума компрессоров
Частотная характерно тка шума компрессора, который является частью РД, содержит в своем составе тональные составляющие и широкополосный шум, определяемые в соответствии с данными п 4 4
Шум компрессоров снижают активными и пассивными методами. Для активных методов Характерно изменение конструкции самого компрессора При этом шум компрессора можно уменьшаю увеличением расстояния между ротором и выходными направляющими лопатками; уменьшением скорости движения концов лопаток, установкой максимально возможного числа входных направляющих лопаток по сравнению с числом лопаток ротора; повышением скорости потока на входе в компрессор Все перечисленные мероприятия возможно проводить на стадии конструктивной разработки компрессоров
Пассивные методы борьбы с шумом компрессорных установок — эю применение глушителей шума которые устанавливают или непосредственно на входе компрессора (главным образом в случае реактивных двигателей в самолетной компоновке) или во всасывающих каналах помещений компрессорных станций
ШУМ ПЛАЗМАТРОНОВ
Плазменной обраооткои называют совокупность технологических процессов обработки материалов низкотемпературной плазмой, создаваемой плазматронами К их числу относят плазменную сварку, плазменную резку нанесение покрытия, наплавки и т д
Одним из вредных факторов сопровождающих процесс плазменной обработки, является шум, интенсивность которого превышает допусти-
мые нормы [6, 10, 22] Механизм образования шума рассмотрен ниже на примере резки металла Можно выделить следующие основные источники шума (рис. 4.23)
На участке / шум образуется не, посредственно внутри плазматрона
На участке II шум образуется за счет турбулентности потока i аза, истекающего из сопла, и скачков уплотнения возникающих при сверхзвуковом истечении газа из сопла
На участке III шум образуется в щели разрезаемого металла, представляющей собой волновод с возникающими в нем резонансными явлениями, вызванными воздействием плазменной струи
На участке IV шум обра .уется за счет пульсаций турбулентного плавленного металла
потока отходящих газов и рас-потока отходящих газов и рас-Зону контакта расплавленного металла и плазменной струи, в силу незначительного акустического вклада в общую звуковую мощность, можно нс учитывать.
потока отходящих газов и рас-
потока отходящих газов и рас-
Установлено, что наиболее интенсивным источником шума является газовоздушный тракт сопловою узла плазматрона, в котором возникают резонансные явления
На рис 4 24 представлены экспериментальные кривые 1 и 2, характеризующие звуковое излучение плазматрона в различных режимах истечения струи Характерной особенностью спектрограммы 1 является присутствие двух пиков, образование которых обусловлено колебанием
внутренней системы соплового узла, представляющего собой комбинацию сужающихся и расширяющихся объемов В том случае, когда характерная длина соплового узла меньше длины звуковой волны, ее можно представить как систему с сосредоточенными параметрами, в которой газ в расширениях характеризуется упругостью, а в сужениях — массой [61
В соответствии с этим сопловой узел плазматрона можно представить с помощью следующей схемы (см рис. 4 23).
участок от завихрителя до нижнего среза катодной вставки — 1-й участок расширения (а),
участок между катодом и анодом, имеющий минимальные размеры— 1-й участок сужения (б),
участок от нижнего среза катода до входа в сопловой канал — 2-й участок расширения (в);
цилиндрический участок соплового канала — 2-й участок сужения (г).
Уровень звуковой мощности, излучаемой этой системой в октавных полосах частот Гц, определяется следующим выражением
Lp =Ю 1g рУг>'р8г8\ [ ш( — сз21
Алст^г [ (ш2 — <of0)2 (<о2 — <о^0)2 + ~“"^т («1 — ®гУ j Р»
ЦАТ)
р10 — давлеии в камере плазматрона; р2 —- плотность газа, 5t и S2 — площади поперечных сечений сужений, Vt и V$ — объемы сужений; с — скорость звука в газе, mY и т_ — массы воздуха в сужениях; /t и Z3 — длина сужений; Ро = 10 13 Вт,
^=-^-52; tol=2nc]/-Д-+;
/1Э — эффективная длина сужения; <» — угловая частота.
Уровни звуковой мощности, вычисленные по формуле (4 47) (см. рис. 4 24, кривая 3) хорошо щиласуются с измеренными (кривая /) вблизи резонансных частот со1о, и20. Таким образом, и возникающие в спектре пики обусловлены совпадением частот колебаний воздушного потока газа, подаваемого в плазматрон, с собственными частотами колебаний системы <о10 и <о2О Из рис. 4 24 видно, что пики, вызванные резонансами акустической системы, приводят к общему увеличению шума на 10—15 дБ по сравнению с шумом, вызванным турбулентностью газового потока (кривая 2)
В диапазоне свыше 10 кГц также возникают пики, обусловленные резонансными явлениями, происходящими в цилиндрической части соплового канала Механизм образования шума следующий Из-за неустойчивости движения воздушного потока по газовоздушному тракту внутри плазматрона возникают пульсации давления Они передаются в сопловой канал и преобразуются там в звуковые волны, распространяющиеся вдоль этого канала с последующим излучением их в атмосферу. На собственных частотах волновода — выходной части сопла возникают резонансы, в результате образуются пики в ультразвуковой части спектра Уровень спектра звуковой мощности, образованной
(4.48)(4.49)(4.48)(4.49)в сопловом канале при докритическом (и <д с) истечении газа, для kd < 1
(4.48)
(4.49)
(4.48)
(4.49)
для М> 1
г _ Piossh (In лксП P - JgJл .
° sh2 I-g- In Kkd\ + sin2 / kl
Для случая критического истечения газа прн и = с уровень спектра звуковой мощности для fed< 1
для Ы> 1
и — скорость потока в сопловом канале; к = tolc — волновое число; S — площадь поршня; р10 — пульсации давления в камере плазматрона; d, Z — диаметр и длина канала выходной части сопла, изменением которых можно изменить расположение пиков Наиболее эффективным является одновременное уменьшение диаметра канала сопла и его длины, при котором пики смещаются в ультразвуковую часть спектра и снижается их амплитуда
Основными направлениями конструирования малошумиых плазматронов являются 1) уменьшение резких изменений площади поперечного сечения газовоздушного тракта; 2) изменение формы катодного узла; 3) выбор оптимальных параметров входного и выходного отверстий га_овоздушного тракта плазматрона.
ГЛАВА 5
ШУМ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН
Электрические машины (ЭМ) создают шум с различными уровнями звука от 20—30 дБ (А) (практически бесшумные специальные машины и некоторые микромашнны) до 100—110 дБ ^А) (крупные быстроходные машины). Уровень шума большинства ЭМ (в том числе двигателей единых серий) лежит в пределах 65—90 дБ (А). В условиях эксплуатации к шуму, излучаемому ЭМ, добавляется шум, излучаемый другими конструктивными элементами, возбуждаемыми за счет виброактивности ЭМ Вибрационные и шумовые характеристики ЭМ нормируются общесоюзными стандартами, а также отраслевыми стандартами и техническими условиями на конкретные виды изделий.
Методы контроля вибрационных и шумовых характеристик и нормы допустимых уровеней шума и вибрации ЭМ определяются ГОСТ 11929—81, ГОСТ 12379—75* (СТ СЭВ 2412—80), ГОСТ16372—84 (СТ СЭВ 1348—78), ГОСТ 16921—83 (СТ СЭВ 2412—80) Аналогичные документы разработаны в рамка’ СЭВ и МЭК
ДОПУСТИМЫЕ УРОВНИ ШУМА И ВИБРАЦИИ ЭМ
Основными нормируемыми величинами при оценке шула ЭМ являются средний уровень звука на расстоянии 1 м от ее контура и корректированный уровень звуковой мощности. ГОСТ 11929—81 регламентирует методы измерения уровня звука, правила пересчета данных измерений для получения корректированного уровня звуковой мощности, в нем указаны требования к усл твиям измерений, режимам работы ЭМ и т п
Зависимость шума от номинальных данных
Для широкой номенклатуры самовечтилируемых ЭМ уровень звука, дБ (А), примерно пропорционален квадрату частоты вращения н номинальной мощности
La- lOlg^+A,La- lOlg^+A,(5.1)(5.1)
La- lOlg^+A,
La- lOlg^+A,
(5.1)
(5.1)
где Ьд — средний уровень звука на расстоянии rs, м от контура машины до пзмери1ельной поверхности, N — номинальная мощность машины, кВт; п — частота вращения, об/мин, К — эмпирическая пост о> иная, которая в зависимости от конструктивных и технологических особенностей ЭМ может меняйся в широких пределах и служит приблизительной оценкой степени малошумности той или иной конструкции ЭМ.
Стандарты, регламентирующие допустимые уровни шума
Зависимость (b 1) послужила основой при разработке конкретных значений допустимого уровня шума для большинства ЭМ мощностью от 0,25 до 1000 кВт [7 ] Согласно ГОСТ 16372—84 все ЭМ разбиты на четыре класса класс 1 — обычные машины широкого применения, в конструкциях которых не предусмотрено специальных мер для снижения шума (табл 5 1); классы 2 и 3 охватывают ЭМ, к которым предъявляются более жесткие требования по шуму (соответственно на 5 и 10 дБ (А) ниже, чем предельные значения (допустимые) уровни шума ЭМ класса 1), для особо малошумного класса 4 допустимые
Предельные значения средних уровне."| звука 1^ ЭМ класса 1, дБА
[оминал)
зная час
:тота вращения,
об/мин.
, и степень защиты 1
Номинальная мощность,
600-
-900
900-
■1320
1320-
- 1900
1Р44
1Р22
1Р44
1Р22
1Р44
| 1Р22
Св 0,25 до1,1
67
64
70
67
71
69
»2 2
69
70
68
7 X
71
»2 2»55
7 2
68
74
7 1
77
75
»55»
7
72
78
75
81
78
»»22
7 8
7 5
82
78
85
81
»22»37
80
7 g
84
81
86
83
»37»55
81
79
86
83
88
86
»55»110
84
82
89
85
92
88
»110»220
87
8 5
91
87
94
90
» 220»400
88
86
92
90
9 6
92
» 400»630
89
88
93
92
97
94
» 630» 1000
91
90
95
93
98
95
н
оминал!
>пая час
об/мин,
. и степень защиты 1
Номинальная мощность,
кВт
1900-
-2360
2360-
-3150
3150-
-3750
1 |Р22
1Р44
1Р22
1Р44
1Р22
Св 0,25 до1,1
71
72
75
75
79
/8
»11»2 2
7 g
7 5
80
7 8
82
81
»2 2»55
82
7 8
83
81
85
84
»55»11
86
81
87
8 4
9 0
87
»11»22
87
83
91
87
93
90
»22»37
89
85
92
88
95
92
»37»55
92
88
94
90
97
9 3
»55»110
93
90
96
92
98
95
» 110»220
96
93
9 8
95
100
96
» 220»400
98
94
99
95
102
9 8
» 400»630
9 9
95
100
96
103
98
» 630» 1000
100
96
101
97
104
99
17494—72*
обдуваемое, 1Р2£
Таблица 5.9 Значения ALp
Среднегеометрическая частота окта-
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
XLp, дБ
15
16
14
7
з
6
10
уровни шума ЭМ устанавливаются по согласованию между изготовителем и заказчиком и должны быть ниже допустимых уровней шума ЭМ класса 1 не менее, чем на 15 дБ (А), для ЭМ с тональным шумом допустимые его уровни уменьшаются на 5 дБ (А)
Требования к машинам меньшей мощности приведены в ГОСТ 16264—78*, где сохранен тот же принцип подхода к выбору значений допустимых уровней шума, однако их зависимость от мощности и частоты вращения иная
Требования к шумовым характеристикам крупных ЭМ мощностью более 1000 кВт изложены в ОСТ 16 0.800 794—80 Для этих машин ввиду их конструктивных отличий зависимость (5 1) не соблюдается. У них основным источником шума является пристроенный вентилятор охлаждения со своим отдельным двигателем
Помимо указанных выше величин, ГОСТ 16372—84 регламентирует предельные значения октавных уровней звуковой мощности которые определяются формулой
LP = LpA + bLp, (5 2)
где Lpa — допустимое значение корректированного уровня звуковой мощности, Ккр — дано в габл 5 2
В связи со спецификой трансформаторов допустимые уровни шума для них регламентированы ГОСТ 12 2 024—76*.
Методика измерения шумовых характеристик ЭМ (ГОСТ 11929—81) практически не отличается от методик, изложенных в основополагающих стандартах ГОСТ 12 1 026—80 (СТ СЭВ 1412—78), ГОСТ 12 1 028—80 (СТ СЭВ 1413—78), и соответствует СТ СЭВ 828—77 В качестве основного выбран технический метод определения шумовых характеристик в свободном звуковом поле. В отдельных случаях разрешено использовать ориентировочный метод В ГОСТ 11929—81 отражена специфика ЭМ н соответственно уточнены и конкретизированы отдельные положения основополагающих стандартов (в частности, учтены особенности, связанные с большой номенклатурой и крупносерийным производством ряда ЭМ.)
На основе общих для всех ЭМ стандартов выбираются соответствующие допустимые у ровни шума отдельных типов или серий ЭМ, что отражено в стандартах нли ТУ на конкретные типы изделии, например ГОСТ 19523—81 *Е
Стандарты, регламентирующие допустимую вибрацию
В ГОСТ 12379—75* (СТ СЭВ 2412—80) и ГОСТ 16921—83, регламентирующих допустимую вибрацию ЭМ и методы ее контроля, в качестве основной нормируемой величины принято эффективное значение
виброскорости Допустимые значения виброскорости дифференцированы в зависимости от требований, предъявляемых к ЭМ, и высоты оси вращения ГОСТ 12327—79 оговорены допустимые значения остаточного дисбаланса вращающихся частей ЭМ
ИСТОЧНИКИ ШУМА И ВИБРАЦИИ ЭМ
Во вращающихся ЭМ различают магнитные и механические шумы и вибрации, а также аэродинамический шум; в трансформаторах и реакторах при отсутствии принудительной вентиляции возникают только электромагнитные шумы и вибрации [12]
Магнитный шум и вибрация
Источником магнитных вибраций являются пульсирующие или вращающиеся магнитные силы и моменты, действующие в воздушном .,азорс ЭМ, а также явление магнитострикции. Величина магнитных сил зависит от электромагнитных нагрузок и конструкции активной части ЭМ. Вибрации, вызываемые этими силами, определяются динамическими характеристиками статора (собственными частотами). Магнитный шум зависит от частоты и формы колебаний статора, виброскорости, величины и свойств излучающей поверхности. В большинстве типов ЭМ магнитный шум имеет частоты, лежащие в диапазоне 0,1—4 кГц, т е в диапазоне наибольшей чувствительности уха Поскольку магнитные шумы имеют дискретный спектр, они наиболее неприятны для субъективного восприятия Магнитные шумы излучаются главным образом самой ЭМ Низкочастотные (двойной частоты сети) магнитные вибрации могут передаваться через опоры, фундаменты и т д и вызывать структурный шум
Механические вибрации и шум
Причины возникновения механической вибрации и шумов ЭМ не отличаются от описанных в гл. 3. Вибрация от дисбаланса в быстроходны. ЭМ может стать заметным источником структурного шума. Интенсивность подшипниковых вибраций зависит от конструкции и иачества самих подшипников, от точности обработки, сборки и монтажа ЭМ, условий работы подшипников (нагрузки, режимов смазывания), механических свойств системы ротор—статор Спектр подшипниковых вибраций и шумов является сплошным во всем звуковом диапазоне частот, дискретные составляющие выражены обычно слабо
Ввиду сравнительно малой поверхности щитов подшипниковые шумы излучаются ЭМ менее интенсивно, чем магнитные Однако подшипниковые вибрации могут быть интенсивными источниками структурных шумов Шум от подшипников скольжения существенно ниже, 1 ем от подшипников качения, и не является в ЭМ преобладающим Низкочастотные вибрации от подшипников скольжения, кратные частоте вращения, связаны с несовершенством изготовления элементов подшипника и их износом
В коллекторных ЭМ и машинах с контактными кольцами возникают шумы, вызванные трением щеток о коллектор или о контаитные кольца. Этот шум имеет высокие частоты и проявляется в крупных ЭМ постоянного тока и в микромашинах.
Аэродинамический шум
Следствием вращения ротора и насаженного на его вал вентилятора является аэродинамический шум ЭМ
Шум, создаваемый вентилятором, в самовентилируемых ЭМ является превалирующим при частотах вращения выше 1500 об/мин При частоте вращения 1500 об/мин шум вентилятора может в некоторых случаях быть соизмеримым с шумом от других источников Физическая природа аэродинамического шума известна (см гл. 4)
Выявление источников шума и вибрации
В зависимости от типа ЭМ, частоты вращения, конструктивного исполнения и т д общий уровень шума и вибрации может определяться различными источниками В табл 5 3 представлены (в порядке
Таблица 53
Тип ЭМ,
Источник
частота вращения
шума
|вибрации
Коллекторные микро машины, до 3000 об мин
Подшипники, щетки
Дисбалансротора,
подшипники
Однофазные асинхронные двигатели, до 3000 об/мин
Вентилятор, магнитные силы, подтип-
Магнитные силы, дисбаланс ротора, под
Трехфазные асинхронные двигатели единой серии, до 1500 об/мин
Магнитные силы, подшипники, вентилятор
Дисбаланс ротора, подшипники, магнитные силы
То же,1500—
3000 об/мин
Вентилятор, подшип
ники, магнитные силы
Дисбалансротора,
подшипники
Машины постоянного тока малой и сред ней мощности, до 3000 об/мин
Вентилятор, магнитные силы, подшипники, щетки
Дисбаланс ротора, подшипники, магнитные силы
Крупные машины по стояиного тока, до 1000 об/мин (подтип ники скольжения)
Вентилятор охлаждения, щетки
Магнитные силы
Высокочастотные ин дукторные генераторы до 3000 об/мин
Магнитные силы, вентилятор
Дисбаланс, магнитные силы, подшипники
Турбогенераторы (подшипники скольжения)
Магнитные силы, вен тиляторы, щетки
Дисбаланс, магнитные
Трансформаторы, реак-
Магнитострикция, магнитные силы, вентиляторы охлаждение
Магнитострикция, магнитные силы
ОБЩИЕ рекомендации по снижению шума эм
уменьшения их значимости) основные источники шума и вибрации наиболее распространенных ЭМ
При решении задач снижения шума и вибрации необходимы более подробные сведения об их источниках (уровни, частоты, характер излучения и т. д.). Разделение источников шума и вибрации производится
экспериментально, путем последовательного исключения источни-
Для исключения магнитных источников ЭМ испытывают при минимальном напряжении питания, максимально сниженном потоке возбуждения, на выбеге или при вращении ее от постороннего малошумного двигателя
Для исключения аэродинамического шума ЭМ испытывают без вентилятора или при заглушенных отверстиях для охлаждающего воздуха
Исключение вибраций и шумов подшипников качения достигается испытанием ЭМ на технологических подшипниках ci ольжения
Шум щеток исключают испытанием ЭМ с минимальным числом щеток либо при вращении ротора ЭМ от постороннего малошумного двигателя при поднятых щетках
Поскольку частоты шума и вибрации от дисбаланса и магнитных сил имеют дискретный характер и могут быть рассчитаны, то эти составляющие вибрации и шума можно определить при спектральном анализе с использованием узкополосных анализаторов
ОБЩИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ ПО СНИЖЕНИЮ ШУМА ЭМ
Методы снижения уровня шума, которые существенно не затрагивают другие показатели (в первую очередь себестоимость), в современных ЭМ, как правило, исчерпаны Разработаны методы, позволяющие создавать ЭМ практически с любыми .аданными уровнями шума. Однако чем больше требуемое снижение уровня шума, тем сильнее возрастает себестоимость машины Так, при снижении шума трансформатора с 60 до 54 дБ 'А) его себестоимость увеличивается на 10 % [6] Увеличение себестоимости наиболее массовых асинхронных двигателей единой серии при снижении шума от класса 2 к классу 3 достигает более 15 %
Для всех ЭМ допустимые уровни шума определяются главным образом установленной мощностью, а не фактической нагрузкой, поэтому установленная мощность должна выбираться без чрезмерных запасов
Выбор частоты вращения привода должен быть обоснован, поскольку во вращающихся ЭМ допустимые уровни шумов и вибраций в существенной степени зависят от частоты вращения
Как правило, наиболее экономичным и эффективным путем снижения уровней шума и вибрации является уменьшение их в источнике на стадии разработки и изготовления ЭМ Снижение уровня шума в готовом изделии затруднительно, а иногда невозможно Исключение составляют случаи, когда причиной повышенного шума являются аномальные режимы работы (например, отсутствие или загрязнение смазки подшипников, перегрузки, отклонения качества напряжения питания от номинального и т. д ) или нарушение конструкции машины при эксплуатации (дефекты в подшипниках, коллекторах и щеточном аппарате, ослабление креплений отдельных частей машины, например подшипни-
ков, кожухов, а также расцентровка двигателя и механизма, разбалансировка ит д) Устранение дефектов такого рода в готовом изделии может дать определенный эффект
На стадии разработки ЭМ для снижения магнитных и вентиляционных шумов необходимо стремиться к минимальным электромагнитным нагрузкам Это справедливо, несмотря на то, что при уменьшении удельных нагрузок возрастает поверхность излучения машин Поскольку звуковая мощность пропорциональна поверхности излучения, желательно, чтобы при данном объеме ЭМ имела форму с минимальной поверхностью Конструкция ЭМ должна иметь минимально возможное число невибропзолированных тонких поверхностей, которые могут быть интенсивными излучателями шума (тонкостенные воздуховоды, кожуха, улитки, лапы, фланцы и т д )
Для заданных габаритов и массы машины вибрация уменьшается с увеличением жесткости статора и снижением отношения массы ротора к массе статора
Жесткость статора определяется главным образом отношением (/ia/Dc)3, где ha — высота ярма статора; Dc — средний диаметр ярма. Для заданных габаритов увеличение высоты ярма статора достигается путем увеличения плотности тока в обмотке статора и уменьшения его внутреннего диаметра Уменьшение внутреннего диаметра статора лимитируется насыщением зубцовой зоны, которое приводит к повышенным магнитным вибрациям В этой связи главной характеристикой применяемой электротехнической стали является высокое значение магнитной проницаемости В25.
Отношение массы ротора к массе статора определяет уровень вибрации от дисбаланса, подшипников и некоторых магнитных составляющих Уменьшение этого отношения достигается путем снижения диаметра ротора и связано с насыщением зубцовой зоны и увеличением плотности тока в обмотке ротора Повышение использования активной части ротора связано с его нагревом и с возможностью увеличения теплового дисбаланса Поэтому должны быть приняты все необходимые меры для обеспечения эффективной вентиляции, а также электрической, механической и тепловой симметрии ротора
В крупных ЭМ и однокорпусных преобразователях уменьшение диаметра ротора может быть лимитировано величиной критической частоты вращения ротора, пропорциональной (без учета податливости опор) квадрату диаметра вала Критическую частоту вращения ротора желательно иметь по возможност высокой (не менее двухкратной от рабочей частоты вращения)
СНИЖЕНИЕ МАГНИТНЫХ ШУМОВ И ВИБРАЦИЙ
Природа возникновения магнитных шумов и вибраций
Природа возникновения магнитных шумов и вибраций во вращающихся ЭМ состоит в следующем [2, 5, 11] При наличии магнитной индукции в воздушном зазоре возникают силы магнитного тяжения, которые в зависимости от геометрии воздушного зазора, характера напряжения питания и некоторых других факторов могут иметь различные направления, частоты, величины и распределения по поверхности статора и ротора.
Магнитная индукция в воздушном зазоре В содержит основную В^ и высшие гармоники поля Вг, являющиеся следствием разнообразных причин и связанные как со статором В^, так и с ротором В№
В (х, I) = Вг (х, /) + £ 8V (х, /) + ^ Вц (х, /),(5.3)
где х — пространственная координата; / — время; v = 61 + 1, i = = + 1, +2 v MJ^M22(p)+ (. / — ±1, ±2; z2— число пазов ротора,pчислопар полюсов
Радиальные магнитные силы определяются из выражения
Fr (х, t) = В2 (х, /)/2ц0(6.4)
где Но — магнитная проницаемость воздуха
Эти силы содержат составляющие разнообразных порядков, частот и величин Высокочастотные составляющие радиальных магнитных сил вызывают магнитные вибрацию и шумы, а низкочастотные — магнитные вибрации
Высокочастотные силы завися! от индукций Bv, В^, которые, в свою очередь, определяются многими конструктивными и технологическими факторами. В частности, различают обмоточные и зубцовые гармоники, а также гармоники, вызванные насыщением и эксцентриситетом
Сказанное выше относительно магнитных радиальных сил справедливо для асинхронных и синхронных машин В этих ЭМ, кроме радиальных сил, возникают тангенциальные силы, которые имеют те же частоты и порядки, что и радиальные Тангенциальные силы по величине в большинстве случаев существенно ниже радиальных Их следует учитывать в микромашинах и в крупных турбогенераторах [11].
В машинах постоянного тока кроме радиальных сил возникают вибрационные моменты, действующие на полюса, которые вычисляются по формуле [11]
Мг = J Гг(х, Цх4х,(5.5)
1дс 6р— полюсная дуга.
Частоты, на которых действуют моменты Мг, равны частотам радиальных магнитных сил.
При несимметричном питании трехфазных ЭМ и в однофазных ЭМ переменного тока дополнительно возникают переменные моменты с частотой 2^, а при несинусоидальном питании — переменные моменты с частотами, кратными 6^ (ft — рабочая частота сети).
Влиянием магнитострикции на вибрации вращающихся ЭМ обычно пренебрегают В трансформаторах магнитострикция является основной причиной вибрации и шумов, частоты которых кратны двойной частоте сети Магнитные силы тяжения, действующие в стыках и между листами стали, менее важны [9]. В реакторах, которые имеют воздушный зазор, вибрации о1 магнитны» сил тяжения, как и во вращающихся ЭМ, преобладают над вибрациями, вызванными магнитострикцией.
Под действием магнитный сил и моментов происходят деформации сердечников статоров и трансформаторов Форма деформации (колебаний зависит от порядка магнитных сил и моментов и может быть рас-
личной (рис. 5.1). Наиболее опасными являются колебания по формам низких порядков (1—4) Каждой форме колебаний соответствует собственная частота При совпадении частоты возбуждения с собственной возникает резонанс колебании, сопровождающийся резким увеличением вибрации и шума.
Методы расчета уровней шума и вибрации
В соответствии с рассмотренной выше схемой образования магнитных вибраций и шумов строится структура методик [2, 5, 11, 14] и их расчета (рис 5.2) При уч^те всех причин, вызывающих вибрации ЭМ (особенно асинхронных), расчеты магнитных вибраций и шумов ста-
Рис. 5.2. Схема расчета магнитных вибраций и шумов
новятся весьма громоздкими. Поэтому в методиках, как правило, вводятся целесообразные ограничения по виду взаимодействия гармоник или виду магнитных сил, но частоте и по порядкам колебаний
Расчет величин, часто" и порядков магнитных сил основан на уравнении Максвелла, а расчет собственных частот, статических и динамических деформаций — на классической теории деформации тонких колец
В различных методиках приводятся формулы учитывающие влияние дополнительных факторов (сдвига и растяжения осевой линии [14], массы обмотки, наличия полюсов [11], влияния корпуса [5]
Излучаемая звуковая мощность определяется по формуле
Рзв = R^pA^N,, (5.6)
где R— средний радиус статорного кольца, /—частота колебаний статора, Аг — амплитуда динамических деформаций, Nr — относительная излучаемая звуковая мощность, равная отношению мощности сферического излучателя к мощности плоского излучателя [14] при той же колебательной скорости
Методики расчета [2, 5, 11, 14] позволяют оценить варианты конструкции с целью выбора оптимального и рассчитать влияние раз личных конструктивных факторов на вибрацию и шум Однако для расчетов абсолютных значений магнитных вибраций и шумов точность существующих методик недостаточна Особенно значительны погрешности при расчете вибраций от сил высоких порядков, вибраций и шумов на высоких частотах, а также при расчете вибраций и шумов низких уровней Причиной этого является неадекватность расчетных схем сложным конструкциям реальных ЭМ, неучет некоторых реальных физических процессов и, главное, влияния технологических факторов
Методы расчета вибрации и шумов трансформаторов разработаны в меньшей степени, чем для вращающихся ЭМ Это объясняется решающим влиянием технологических факторов как на причины вибраций и шумов (значения магнитострикции и магнитных сил тяжения), так и на величины жесткости и частоты собственных колебаний Для оценки уровней шума трансформаторов могут быть использованы различные эмпирические зависимости [6, 9]
Методы снижения магнитных шумов и вибраций
Применение приведенных ниже методов снижения магнитных вибраций практически всегда оказывает влияние на энергетические, массо-габаритные и другие показатели ЭМ., Поэтому допустимость отдельных методов определяется в каждом конкретном случае
При разработке асинхронных двигателей наиболее существенным мероприятием по снижению магнитных шумов является правильный выбор соотношения числа пазов статора z, и ротора г2
Общие условия
порядок силовой волны г, зависящий от соотношения числа пазов, должен быть возможно большим (желательно г ^ 4);
частоты / магнитных силовых волн любых порядков должны быть достаточно удалены от частот собственных колебаний любых порядков
п/р Е, Я. Юдина
Рекомендуются следующие правила выбора благоприятных соотношений чисел пазов статора и ротора
Для двухполюсных двигателей
I *tZi + й2г2 + т | > 4
при к1, ка = ±1, ±2; т = О или 2
Для четырехполюсных двигателей
z2 = zt + top
при к = ±1, ±2 ..., где р — число пар полюсов.
Для шести- и восьмиполюсных двигателей
или Za = Zt+ (2А+ U Р (менее предпочтительной при к= 0, ±1, ±2 ...
С учетом ряда дополнительных условий по добавочным потерям и паразитным моментам в табл 5 4 приведены рекомендуемые соотношения zt/za для наиболее распространенных грехфазных асинхронных двигателей общего применения Пазы при указанном нх числе должны применяться со скосом
Помимо выбора оптимальных значений zj н z2, для снижения магнитного шума рекомендуется:
снижать индукцию в воздушном зазоре,
выбирать максимальный воздушный зазор,
для уменьшения зубцовых гармоник применять н роторах закрытые пазы с максимальной высотой мостнка, а в статорах (преимущественно при открытых н полуоткрытых пазах) — магнитные клинья,
с целью снижения гармоник насыщения, коэффициент насыщения магнитной цепи в машинах с 2р > 2 принимать, по возможности, ие более 1,4—1,5;
Таблица 5,4
Соотношения чисел пазов zjx^
щения,
Число полюсов
2
4
6
8
112^32
36/34^(36/28) 36/34, (36/28)
36/34, <36/28)
36/34, (36/28)
48/46, <48/40)
З6/З4/36/З2
48/44, (48/39)
48/44,(48/39)
48/44, (48/38)
48/44, (48/38)
60/56, (60/50)
36/33
36/33
54/51, (54/65)
72/66, (72/55), (72/56)
72/66, (72/58), (72/56)
72/66, (72/58), (72/56)
72/66, (72/58), (72/56)
72/56^(72/55)
72/56, (72/58)
72/56, (72/58)
72/56, (72/58)
Примечание Значения в скобках рекомендуются до» полнительио для экспериментальной проверки, поскольку в некоторых случаях они также могут оказаться вполне приемлемыми
для снижения гармоник эксцентриситета назначать такие допуски на несоосности (биение железа ротора относительно шеек вала, цесоос- ность гнезд и замков щитов, несоосность расточки статора и замков корпуса), чтобы эксцентриситет воздушного зазора был не более 10 % от величины зазора; фактическое значение эксцентриситета контролировать в собранном двигателе,
применять максимальное число пазов на полюс и фазу (^), отказаться от применения дробных q;
применять двухслойные обмотки с укорочением, которое подавляет наиболее опасные высшие гармоники,
применять скос пазов на одно пазовое деление, а также после экспериментальной проверки на более чем одно пазовое деление
Радикальным средством снижения магнитных шумов является применение беспазовых роторов (якорей) или статоров и роторов с распределенным пазовым слоем
Для уменьшения магнитных шумов и вибраций должны быть предприняты меры по уменьшению податливости конструкции к действию магнитных сил С этой целью необходимо корпуса, щиты, лапы выполнять максимально жесткими и максимально простыми и симметричными по конструкции, обеспечить хорошее качество прессовки пакета железа (величина допустимого распушения пакета должна быть указана в технической документации и контролироваться, для сохранения прессовки применяют жесткие крайние листы пакета, нажимные шайбы и пальцы и в некоторых случаях склейку пакета); посадку пакета статора в корпус производить с гарантированным натягом
Для снижения магнитного шума в ЭМ постоянного тока рекомендуется-
пазы якоря скашивать на одно пазовое деление; такой же эффект снижения магнитных вибраций достигается скосом края полюсного наконечника на одно пазовое деление якоря;
применять иеравиомериый воздушный зазор под полюсами, оптимальное отношение зазоров по,г серединой и краями полюса составляет 2,0—2,5;
края полюсных башмаков закруглять возможно большим ради-
обеспечивать симметрию воздушного зазора и магнитной цепи;
обеспечивать возможно более плотное прилегание полюсов к станине, с этой целью наружный радиус затылков полюсов должен быть несколько больше радиуса расточки станины (разность радиусов уточняется экспериментально с учетом характеристики холостого хода и минимума вибрации);
обеспечивать хорошее крепление катушек на полюсах.
В крупных ЭМ постоянного тока следует стремиться к выбору максимально возможного числа зубцов при минимальном числе коллекторных пластин на паз Снижение магнитных вибраций достигается (при неизменной толщине магнитопровода) увеличением числа полю-
В сихронных машинах уровень магнитного шума, как правило, низок. В тех случаях, когда требуется его дальнейшее снижение, могут быть использованы мероприятия, применяемые для асинхронных двигателей В некоторых ЭМ снижение магнитного шума достигается при- мщением жестких корпусов с упругой подвеской статора [10].
Средства снижения шума трансформаторов в источнике ограничены. К ним относятся уменьшение индукции в сердечниках, применение маломагнитострикционных сталей, применение бесстыковых конструкций, достижение максимальной продольной и поперечной жесткости путем качественной штамповки, склейки листов, сборки и стяжки сердечника Кроме того, необходимо использование листов стали, однородных по магнитным и механическим свойствам (исключение раз- нотолщинности, волнистости, заусенцев), исключение различной сортности и технологии для листов одного комплекта ит д Определенное влияние на снижение шума оказывает схема соединения обмоток [9] Необходимый комплекс средств снижения шума определяется экспериментально
Для мощных трансформаторов шипоко применяют средства вибро- и звукоизоляции, в том числе установку сердечника внутри бака или всего трансформатора на виброизоляторах, изолирующие кожухи н барьеры внутри бака, а также звукоизоляцию всего трансформатора [9].
СНИЖЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ШУМОВ И ВИБРАЦИЙ
Вибрации на частоте вращения снижаются качественной балансировкой роторов ЭМ Величина остаточного дисбаланса определяется требованиями к вибрации машины в соответствии с рекомендациями ГОСТ 12327—79
Обеспечение низких уровней подшипниковых вибраций и шумов достигается комплексом конструктивных и технологических мероприятий, касающихся как выбора самого подшипника, так и условий его работы в машине
При выборе типа и размера подшипников качения следует руководствоваться следующим
с ростом размеров и серии подшипника увеличивается его вибрация (на 1—2 дБ с увеличением иа одну ступень по диаметру), поэтому следует выбирать размер подшипника, минимально необходимый по долговечиости,
при одинаковых размерах роликовые подшипники вызывают
большие вибрации, чем шариковые,
класс точности подшипника оказывает влияние главным образом на низкочастотные вибрации,
на высокочастотные вибрации и шумы оказывает влияние класс шумности подшипника
При проектировании подшипниковых узлов рекомендуется: отрабатывать конструкцию узла так, чтобы радиальный зазор в подшипниках в неблагоприятных условиях по температуре и нагрузкам был минимален (около нуля);
назначать допуски на отклонение от правильных геометрических форм и параметры шероховатости посадочных мест в строгом соответствии со стандартом для выбранного класса точности подшипников; в противном случае не достигается требуемый эффект от применения точных подшипников;
применять на вал посадки /$5, to и в гнездо подшипника—g5 или Н5 со смещенным полем допуска;
применять предварительное осевое нажатие га наружное кольцо1 подшипников, ориентировочная величина осевого усилия в Н равна
(5<-15) d, где d — внутренний диаметр подшипника, мм, окончательная величина осевого усилия устанавливается экспериментально;
с целью обеспечения необходимого количества смазочных материалов должны быть предусмотрены эффективные уплотнения между валом и крышками подшипников и между крышками и щитами, подшипниковые камеры следует заполнять смазочным материалом примерно на 50 % объема,
сборку и разборку подшипниковых узлов следует производить без ударов
Эффективность осуществляемых мероприятий можно ориентировочно оценить расчетом [8]
Вибрация, вызываемая подшипниками скольжения, обусловлена несовершенством изготовления деталей подшипника, цапф вала и повышенным зазором Устранение этих причин приводит к уменьшению вибраций
Подробные рекомендации по снижению шумов, вызванных щеточным аппаратом, приведены в [111
СНИЖЕНИЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО (ВЕНТИЛЯЦИОННОГО) ШУМА
Расчет вентиляционного шума
Типы конструкций лопаток центробежных вентиляторов ЭМ и условные обозначения приведены на рис 5 3 Уровень звука в дБ (А), создаваемого вентиляторами иа расстоянии 1 м от контура ЭМ для схем по рис. 5.3, а и 5 3, б, определяется формулой
А. = 60 1g -^- + 10 1g -^- + 2 + 4-(5-7>
где «2 — окружная скорость вентилятора, м/с по рис. 5 3, а — на диметре D2; по рис. 5 3, б — на диаметре Df, Dz — наружный диаметр вентилятора, м [по рис. 5 3, б вместо D2 берется D2cp = -!-(£)' +
о наклонной
+ D^K ^ — ширина наружной кромки лопатки вентилятора, м; н0, к—опорные значения 1 м/с и 1 м соответственно, к4— поправка, дБ (А), зависящая от относительной производительности вентилятора Qoth = Q/Qmax, где Q—производительность вентилятора; <?тах —максимальная производительность вентилятора в режиме короткого замыкания (рис. 5 4), если неизвестна QOth> то принимается кА = 2,7 дБ (А); кг — поправка, зависящая от диаметра вентилятора (масштабный фактор), дБ (А) по рис 5.3, к_= 10 — 24,7£>2, по рис 5 3, б кг = 10— 17,5 V"DV -t- D^; к3— поправка, дБ (А), зависящая от угла атаки аат входной кромки лопатки вентилятора (рис 5 4); для радиальных лопаток fe3 = 1 дБ (А), для профилированных лопаток, имеющих наклон Pt = 90°, к3 = 0; к4 — поправка, дБ (А), зависящая от угла наклона Р2 лопатки вентилятора на выходе воздуха (рис 5.4), к4 — поправка, характеризующая звукоизоляцию кожуха вентилятора, дБ (А) (для обдуваемых ЭМ к5 = —4 ± 2 для машин со встроенным вентилятором при плоском подшипниковом щите к5 = —8 ± 2, и при спиральном подшипниковом щите к3 = —7 ± 2); к6 — поправка, зависящая ог отношения D'JD'^ дБ (А), к6 = = 14,3 (D2/D2—1) при0,5<02/0^1 (Для вентилятора по рис. 5 3, Я к» = 0).
При расчете вентилятора по рис 5 3, в его расчленяют (плоскостями, перпендикулярными оси вращения) на необходимое число частей, каждая из которых соответствует рис. 5 3, а или 5.3, б. Уровень звука в этом случае определяется как сумма по формуле
£в = 10 lg J] 10°'1Z'i, (5.8)
где L( — уровень звука г-й части вентилятора, дБ (А); п — число частей вентилятора.
При и = 15=100 м/с, О, ^ 0,5 м, D2/D, = 1,1= 1,5; D'2lD3 = = 0,5= 1,0, ba/Da = 0,1 = 0,35, fc = 90°= 160°; P2 = 90°= 160° точность расчета составляет ±3 дБ (А).
Формула (5.7) построена исходя из формулы (4 18) [4] При этом величины, численные значения которых неизвестны, заменены эмпирическими поправками
Уровень шума, создаваемого вентилятором ЭМ, является конечным звеном цепи зависимостей мощность на валу, КПД, греющие потери, размеры машины, удельный тепловой поток, внутренний перепад температур, допустимое превышание температуры поверхности охлаждения над охлаждающей средой (наружный перепад температур), скорость и количество охлаждающего воздуха, размеры и конструкция вентиляторного узла при заданной частоте вращения, вентиляционный
Для сравнения различных конструктивных вариантов системы охлаждения по создаваемому шуму и получения критерия оптимальности конструкции системы охлаждения обдуваемых машин переменного тока предложена формула, выведенная на основании законов подобии и многочисленных экспериментов [3]
LB= Z.B-8,71g-^ + 281g^ + 261g^--62 1g+ го ц пй
где LB — критерий шумности вентиляторного узла и системы охлаждения, дБ (А), £Р — сумма греющих потерь, кВт, Da — наружный диаметр активного железа статора, м, /а — длина активного железа статора, м; в — перепад температуры между охлаждающей средой и охлаждаемой поверхностью, °C, Ро = 1 кВ™; Do = 1 м; /в = 1 м, п0 = = 1000 об/мин, 0„ = 1 °C.
По физическому смыслу критерий LB — это уровень звука, который создавал бы вентилятор, охлаждающий обдуваемую ЭМ переменного тока, подобную данной и имеющую сумму греющих потерь — 1 кВт, диаметр и длину железа статора — 1 м, частоту вращения — 1000 об/мин и наружный перепад температур в 1 °C, на расстоянии 1 м от этой машины Поэтому зависимость (5.9) дает возможность привести любую машину к «стандартным» условиям, а по значению LB можно объективно судить о качестве (с точки зрения шумности) системы охлаждения и конструкции вентиляторного узла, а также оценить, каког эффект (изменение £в) может быть получен при варьировании одного или нескольких параметров, входящих в данную формулу Так, например, при снижении мощности асинхронного двигателя на одну ступень (что составляет примерно 26 %) можно снизить шум на 5 дБ (А) (при Сохранении того же превышения темпер'атуры обмотки над окружающей средой за счет уменьшения размеров вентилятора).
Рекомендации по снижению вентиляционного шума
Для уменьшения требуемого количества охлаждающего воздуха и величины статического напора вентилятора необходимо избегать неоправданных запасов превышения температуры обмоток над окружающей средой, стремиться к рациональному потокораспределению В ЭМ, применять наиболее теплостойкую изоляцию и т, п.
Двухструйныи вентилятор;
2 Для ликвидации дискретной со< тавляющей шума на лопаточной частоте [13] необходимо, чтобы любые неподвижные препятствия по направлению потока воздуха на выходе из вентилятора (в том числе и язык улитки) находились на расстоянии от наружных кромок лопа
ток, превышающем (0,1—0,15) D2 При соблюдении этого условия применение нечетного числа лопаток и неравномерного шага ие имеет смысла
. Число лопаток вентилятора следует выбирать таким, чтобы расстояние между ними (по среднему диаметру) примерно равнялось длине пути воздуха в межлопаточном канале
Без необходимости не следует применять реверсивные машины. Наклон лопаток на выходе из вентилятора надо выбирать в пределах 120—135° При профилировании лопаток вентилятора в случае встроенного расположения колеса и явно выраженных полюсах угол наклона лопаток на входе в вентилятор следует устанавливать 90°, так как обтекание потоком явно выраженных полюсов приводит к невозможности обеспечения безударного входа воздуха.
При наличии аксиальных каналов в якоре рекомендуется двухструйный вентилятор (рве 5 5)
Переднюю стенку центробежного вентилятора без ущерба для производительности можно выполнять неподвижной либо заменять кожухом (рис. 5.6)
. Кожух вентилятора обдуваемых ЭМ целесообразно выполнять таким, чтобы на выходе воздуха поток прижимался к корпусу. Для этого достаточно изменить его направление на 5—6°, как показано иа рис. 5 7.
При частоте вращения более 3000 об/мин в обдуваемых ЭМ основные аэродинамические потери определяются конструкцией входа. В этом случае на входе в кожух необходим диффузор (см рис. 5.7).
ГЛАВА 6
РАСПРОСТРАНЕНИЕ ЗВУКА НА ОТКРЫТОМ ВОЗДУХЕ И В ПОМЕЩЕНИЯХ.
АКУСТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
РАСПРОСТРАНЕНИЕ ЗВУКА НА ОТКРЫТОМ
ВОЗДУХЕ
Уровень звукового давления, создаваемый источником звука на открытом воздухе в точке, где находится наблюдатель (в точке наблюдения'), зависит от характеристик источника (спектр и лучаемой мощности, характеристика направленности), от расположения точки наблюдения относительно источника, поверхности земли и других объектов, от влияния земли и погодных условий Если нет особых оговорок, в гой главе подразумеваются следующие упрощения.
Звуковое поле является стационарным (постоянный шум) Изложенное ниже можно применить и к переменному шуму, оцениваемому no Le? (см гл. 2;.
Расчет ведется для величин, усредненных в октавных или Ч4-ок- тавных полосах частот. В пределах каждой полосы характеристики излучения или затухания считаются неизменными.
При наложении нескольких звуковых волн pt средний квадрат суммарного звукового давления определяется равенством Рсум = ^Pi (некогерентность, энергетическое суммирование') Такое пренебрежение слагаемыми iPtPj (эффектами интерференции) обычно оправдано при широкополосном шуме и усреднении по времени
Источники звука считаются точечными (их размеры малы по сравнению с расстоянием до точки наблюдения) Это же приближение часто используют и тогда, когда последнее условие не выполнено. Предполагается также, что точка наблюдения находится в дальнем звуковом поле источника (пп 17, 6 2 1) Оценка уровней шума в ближнем поле больших источников рассмотрена в пп. 6 2 1, 6.1 9.
Свободное звуковое поле
Уровень звукового давления (дБ), создаваемого точечным источником на расстоянии г (в м) от него в однородной среде без поглощения, вдали от препятствий, равен согласно (1.17), (1 28) и (1.54)
L (г) = Ер + 10 1g Ф — 20 1g г — 10 1g £2, (6 1)
где Lp— уровень звуковой мощности источника (1 19), дБ, Ф —фактор направленности источника (1 14) для направления на точку наблюдения; Q = 4л — полный пространственный угол (в стерадианах), в который излучается звук, 10 1g 4л = 11.
170 распространение звука акустический расчет
Уровень звукового давления (6 1) спадав! на 6 дБ при удвоении расстояния г от источника (20 1g 2 = 6) за счет геометрического расширения области, в которую распространяется звуковая энергия. Этот спад называют «геометрическим спадом уровня» или «спадом ЬдЫудвоение расстояния» Его график в логарифмическом масштаба расстояний — прямая линия При известном уровне L (г А на расстоянии гг от источника уровень на расстоянии г, в том же направлении определяется формулой
L ^ = L (rj - 20 lg (/^/г,) хб 2)
Формулы (6 1), (6 2) справедливы для общего уровня звукового давления L, для его октавных (1/3-октавных) спектральных составляющих Lt и для уровня звука Ед [дБ (А)], при этом берутся соответствующие значения Ер и Ф
Простейшими факторами направленности обладают монополь Ф = 1 (ненап 'авленный источник) и диполь Ф = cos2 6 (п 17) Для реальных источников с конечными размерами фактор Ф зависит от рассматриваемой полосы частот. На низких частотах (длина волны больше размеров машины) излучение обычно близко к монопольному, а на более высоких частотах возможна неравномерность излучения звука в различных направлениях При грубой оценке уровня шума, создаваемого источником с неизвестным Ф источник считают ненаправленным
Источник звука вблизи поверхности
Если источник звука S, с мощностью Р,_ находится на высоте НИСТ над плоской поверхностью (рис 6 1) с коэффициентом звукопоглощения ос, то в точку наблюдения А приходит не только прямой звук непосредственно от источника, но и отраженный от поверхности Последний в силу равенства углов падения и отражения можно почти всегда рассматривать как прямой, излучаемый мнимым источником 32, являющимся зеркальным изображением действительного источника и имеющим мощность Р2 = (1 — ®) Pi [1 ] Уровень звукового давления в точке А
L=LPi + 10 1g {[Ф,/^ + (1 - ос) Ф2/^]/Й}. (6 3)
При НиеТ ^ гг/3 и ос с 1 с ошибкой менее 1 дБ слагаемые в сумме (6.3) можио объединить, считая гх с~ г2 ~ г, т с полагая, что источник находит я на поверхности вместе со своим мнимым изображением, и вводя новый фактор направленности Ф' = (Ф, + Ф3)/2 для источника
Влияние близкой к точке наблю- :ны. В точку А приходит звук
бражений S2, S„ 34. Пунктир — ма эффективный в этих условиях экран
вблизи поверхности. Поэтому шум, излучаемый реальным источником, установленным на отражающей поверхности (почва, асфальт, бетонный пол и др ), описывают уравнением (6 1), в котором полагают Й = 2л (излучение в верхнее полупространство), и отсчитывают расстояние г от акустического центра источника, за который принимают проекцию геометрического центра источника на отражающую поверхность (центр совокупности источник — мнимое изображение, рис 6 1). У источника в открытом пространстве его акустический и геометрический центры совпадают.
Если отражающая поверхность находится в блнжнем акустическом поле излучателя, то она может изменить излучаемую им звуковую мощность Р и фактор Ф вследствие влияния на источник отраженных волн (п 1 7). Для гармонического источника это имеет место, если Явег меньше четверти длины излучаемой волны (п 1.7, [0.3, 0 9)). Для реальных источников со сплошным спектром шума и при измерениях в октавных полосах частот такое влияние незначительно и при меньших расстояниях; пол цеха не влияет на звуковую мощность станков [0.1, 8].
При малой разности расстояний гх и гг (см. рис. 6 1) действительный и мнимый источники не обязательно некогерентные Если эта разность меньше четверти длины волны звука, т. е. при выполнении условий
h « г, Ние1« г; f < 40г/йДист (6.4)
0 — средняя частота полосы, Гц), то волны синфазно складываются н уровень звукового давления дополнительно возрастает на величину Д£волн= 3 дБ [0.15, 0.181.
Если вблизи источника и точки наблюдения имеются дополнительные плоскости или поверхности (стены, большие предметы), то отражения от них повышают уровень звука в точке наблюдения Это повышение можно рассчитать методом мнимых источников, когда размеры отражающих поверхностен и радиусы их кривизны велики по сравнению с длиной звуковой волны X В примере на рис 6 2 точка наблюдения находится у стены дома. От стены отражаются прямой „вук от источника Sj и звук от его мнимого изображения S2 Поэтому уровень в точке А возрастает примерно на 3 дБ * по сравнению со случаем когда стены нет
Отражение от стен может играть основную роль, когда звук отражается в область звуковой тени, в которую не доходит прямой звук ог источника (см. рис 6.2)
Вклад отражений звука от дополнительных поверхностей, расположенных вблизи источника, учитывают, уменьшая угол излучения О по сравнению со значением О = 4л, относящимся к источнику в свободном пространстве Для источника, расположенного на поверхности территории или ограждающих конструкций зданий и сооружений или при условии «ист ч/З (рис 6 1), Q = 2л; в двугранном углу, образованном названными поверхностями, Q = л; в трехгранном углу Q = = л/2 [0 12]
Снижение шума экранами
Звуконепроницаемая преграда (стена, здание, насыпь) отражает и рассеивает падающие на нее звуковые волны Если размеры преграды больше длины звуковой волны, то за ней образуется «звуковая тень». Часть волн огибает края преграды (экрана) и попадает в область тени. Снижение уровня звукового давления (дБ) бесконечно длинным экраном АБэкр рассчитывается на основе законов дифракции [15, 16] по формуле
AL3KP = 20 lg W^Nlkth /2НА)] + 5
или определяется по графику рис 6.3 (линия Z) Величина А£экр зависит от числа Френеля N = 26/Х, где 6 = а +'6 — d, а + b — длина кратчайшего пути от источника в точку наблюдения, проходящего через верхнюю кромку экрана, a d — расстояние между ними по прямой (визирной) линии; значение б отрицательно, когда визирная линия проходит над экраном.
Некоторое снижение уровня шума имеет место даже вне области геометрической тени (6 < 0). При 6 = 0 на границе тени АБвкр = 5 дБ. В области тени (6 > 0) сильнее экранируется высокочастотный звук, а при 6 < 0 — низкочастотный, поскольку последний эффективнее огибает экран, уходя с визирной линии В результате экранирования меняется форма спектра шума
Если экран имеет конечные размеры (рнс, 6 4), то звук огибает его с трех сторон, ослабляясь на каждом пути в соответствии с закономерностью, описанной на рис 6.3, а затем суммируется энергетически
-w^w”2 О,?
[см (7.65'] Линия 1 на рис 6 3 определив! снижение уровня экраном АБэкр только в случае, когда высоты источника звука и точки наблюденйя над поверхностью земли составляют не менее четверти расстояния до экрана. Если источник и точка наблюдения находятся на поверхности земли или вблизи нее, то АБакр определяется линией 3 рис 6 3. В частности, в этом случае снижение шума экраном, едва выступающим над поверхностью земли, верхняя кромка которого доходит до визирной линии, равно нулю, а не 5 дБ В промежуточных случаях берутся средние значения АБэкр между значениями, определяемыми линиями 1 и 3.
Изложенный метод расчета является приближенным При малых теневых углах 6 могут наблюдаться отклонения фактических значений АБэкР от рассчитанных этим методом
При наличии нескольких длинных преград, расположенных одна за другой, расчет ведется последовательно Для каждой преграды источником считается ближайшая точка на верхней кромке предыдущей преграды, а точкой наблюдения, — такая же точка на следующей преграде Все точки берутся в вертикальной плоскости, проведенной через визирную линию, соединяющую действительный источник и "очку наблюдения
Максимальная эффективность экранов на открытом воздухе может достигать 25—30 дБ (А) [0 12, 0 15, 9], тогда как в помещениях она сильно ограничена влиянием отражений от стен и потолка и составляет не более 10—15 дБ (А) (п 7 6)
Поглощение звука в воздухе
Звуковые волны, распространяясь в атмосфере, затухают вследствие поглощения звуковой энергии из-за теплопроводности воздуха, его вязкости и молекулярной диссипации. Последняя связана с перераспре-
Таблица 6.1
Темпера-
Относи•
частоты
1 октавных полос /, Гц
тельная
тура Т,
125
250
500
1000
2000
4 000
8000
30
10
0 Q
1 9
3 5
8 2
26
88
255
1 8
3 7
6 4
14
44
154
40
1 2
3*0
7*5
12
27
83
6 0
0 2
0 9
14
25
64
80
0 2
0 7
3* 8
7 2
15
25
57
20
10
0 8
1 5
11
4 0
109
196
20
0 7
1 5
2 7
49
19
67
208
4 Q
0 4
1 3
2,8
34
120
6 0
о' 2
2 8
5 2
9,6
25
83
80
0 9
2 7
5 5
9 7
21
66
10
10
0 7
1 9
6 1
19
4
70
87
20
0,6
2 9
9 4
32
90
170
4 Q
2 о
4 §
15
54
170
60
0 4
1 0
2 о
3 9
10
35
1 25
80
*10
1 0
2 1
3 7
8 5
27
96
о
10
3 0
8 9
18
23
26
20
0 5
1 5
5 0
16
3 7
57
73
40
0 4
0 9
2,3
7 7
26
74
141
60
0 4
0 8
1 7
4 9
17
58
156
80
0,4
0,8
1,5
3,8
12
44
141
делением энергии между различными степенями свободы молекул [0.3} и является доминирующей
Снижение уровней звукового давления за счет поглощения в воздухе пропорционально расстоянию г (в м) и определяется формулой
(6.5)(6.5)ЛБа = Ра (г/1000),
(6.5)
(6.5)
где Ра — коэффициент поглощения звука, в воздухе, дБ/км, значения ра для гармонических звуковых волн с частотами, равными среднегеометрическим частотам октавных полос, приведены в табл 6 1. Значения АЛа для октавных полос шума зависят от формы спектра источника, нелинейно зависят от г и могут не совпадать с рассчитанными по формуле (6 5), однако ошибка при таком расчете, как правило, не превышает 0,5 дБ до тех пор, пока произведение расстояния г (в км) на квадрат частоты (в кГц) не превышает 5 Аналитические выражения для расчета Pd и поправки для полос шума содержатся в работе [10] Влияние тумана, дождя и снега на поглощение звука незначительно
Неоднородность скорости ветра и температуры.
Турбулентность
Воздух не является однородной средой, поэтому распространение ввука в нем можег быть непрямолинейным, а измеренные уровни могут сильно отличаться от рассчитанных по приведенным выше формулам. В частности, скорость ветра обычно растет с высотой над поверхностью земли, так что скорость звука относительно земли меняется с вы-
сотой. Поэтому фронт звуковой волны и звуковые лучи 1 искривлются. В направлении по ветру лучи искривляются к земле и могут обогнуть сверху лесополосы, застройку, неровности рельефа, что приводит к уменьшению соответствующего эффекта экранирования.
При распространении звука против ветра лучи отклоняются вверх, и на расстоянии в несколько сотен метров образуется область акустической тени, в которую попадает только звук, рассеянный иа флуктуациях атмосферы и неровностях рельефа Уровни звука уменьшаются здесь иа 20—30 дБ по сравнению с расчетными Радиусы кривизны звуковых лучей составляют 4—6 км Температура воздуха также меняется с высотой, и это вызывает дополнительное искривление звуковых лучей. Подробнее эти вопросы см в [0 15].
Случайный характер описанных влияний погодных явлений иа распространение звука затрудняет их оценку в настоящее время ие существует единой точки зрения на то, следует ли учитывать влияние погоды в среднем или предпочтительнее ориентироваться иа наиболее неблагоприятный случай огибания звуковыми лучами экранов с уменьшением ДБэкр и уменьшением затухания звука над земной поверхностью (п 6 16) Поэтому в акустических расчетах обычно ие учитывается влияние градиентов скорости ветра и температуры по высоте.
Кроме указанных неоднородностей, в атмосфере существуют местные, сравнительно быстрые флуктуации скорости и направления ветра, температуры, плотности, влажности (турбулентность) Влияние турбулентности на распространение звука двоякое- во-первых, звук частично рассеивается иа местных неоднородностях (эффект практически не зависит от частоты), во-вторых, при прохождении через неоднородную среду флуктуируют фазы прямой и отраженной от земли воли, уменьшается их когерентность и ослабевают интерференционные эффекты повышения уровня ДБвОЛН (п. 6.1.2) и дополнительного затухания ДБП0В (п 6 16) Флуктуации фазы пропорциональны частоте, поэтому влияние турбулентности иа интерференцию особенно велико на высоких частотах Рассеяние звука на мелких неоднородностях эквивалентно незначительному увеличению коэффициента ра в (6.5). Крупные неоднородности (порывы ветра) приводят к резким временным перепадам уровней шума до 20 дБ. Вследствие неоднородности атмосферы оценки ожидаемых уровней шума иа расстояниях более 100 м являются статическими, причем погрешность растет с расстоянии». Представление о среднем за год, по различным временам суток дополнительном снижении уровня звука ДБ^ пог, обсусловлеииом погодными условиями, дают следующие опытные значения [0 15] иа расстоянии 300 м АБ^ пог = 2 (±2) дБ (А), на расстоянии 1 км ДБд пог = = 4 (±5) дБ (А).
Дополнительное затухание звука при его распространении над земной поверхностью
При распространении звука над земной поверхностью, поросшей гравой или покрытой снегом, звук претерпевает дополнительное затухание ДБПОВ. На Рис- 6.5, а представлена картина распределения
точках, указывающие направление распространения звуковой волны (см.
уровней звукового давления вокруг ненаправленного источника, расположенного на высоте 1 м иад землей с травяным покровом, в октавной полосе 500 Гц Закон спада 20 1g г [формула (6 1)] справедлив только в верхней части картограммы С приближением к земле, при выполнении условия (6.4), идет узкая зона возрастания уровней на АГвОЛН = 3 дБ (учет этой зоны может быть важен при оценке требуемой звукоизоляции окон многоэтажных зданий) Еще ниже идет зона значительного дополнительного затухания АГПов, которое на расстоянии 100 м достигает у земли 10 дБ В натурных измерениях в различные времена года на расстояниях 0,3—1,0 км наблюдалось АГПОВ > 20 дБ в диапазоне частот 200—1000 Гц (рис 6.5, б).
Физически наличие зоны затухания объясняется тем, что при отражении волны от поверхности изменяется не только амплитуда (из-за поглощения), но и фаза, причем изменение фазы, происходящее при скользящем отражении (ф-»-0нарис 6 1), близко к 180° Поэтому при малых ф прямая и отраженная волны гасят друг друга [11] Происходит интерференционное перераспределение энергии, и над поверхностью земли устанавливается зона минимальных уровней (ALII0B > 0), а над ней зона максимума (АЕВОЛН > 0), рис 6.5, а. Взаимное гашение прямой и отраженной волн возможно не только над травяным или снежным покровом, но и над жесткими поверхностями (каменистая почваг асфальт и т п ) Однако над последними гашение возможно только при очень малых углах ф, т. е. на больших расстояниях, на которых тур-
булентность воздуха (п 6.1.5) подавляет когерентность и сводит к нулю
Для расчета дополнительного затухания ДГПОВ (дБ) над землей с травяным (снежным) покровом определяют нижнюю и верхнюю границы интервала частот, в котором оно возможно, по формулам (при условии Л> 1 м, //ист > 1 м)
А, = 2.IO3//”) fB = 20г/й//ист;(6 6)
или по рис. 6.6. Для частот, лежащих в этом интервале,
ДМю» = 20 1g г - 10 1g [-^-+ Ю-8^ (йДист)2 J. (6 7)
Точность такого расчета не всегда высока вследствие изменений акустических свойств травяного или снежного покрова (область f < < 200 Гц на рис. 6.5, б) и влияния ветра и турбулентности (/> >200 Гц). Прч попутном ветре звуковые лучи искривляются к земле, угол ф возрастае: и ДГПОв уменьшается Несмотря на эту нестабильность, затухание звука над земной поверхностью с травяным (снежным) покровом является перспективным средством защиты от шума мощных низкочастотных источников
Над жесткой поверхностью полагают ДГПов = 0, если отраженный луч попадает в точку наблюдения, и ДГПОВ = 3 дБ, если не попадает (экранируется складками рельефа).
Снижение уровней шума экранами ДГэкр и затухание ДГП0В взаимосвязаны. Если при проектировании экрана не учитывалось уже имеющееся затухание ДГП0В, т0 реальное снижение шума построенным экраном может оказаться на 4—5 дБ ниже ожидаемого, а иногда шум может даже возрасти [0 15, 0 18] Расчет ДГПов при наличии экрана ведется для точки, расположенной на верхней кромке экрана
Снижение шума полосами лесонасаждений
Если на nyiH звуковых лучей находятся полосы высоких (не менее 5 м) лесонасаждений, то звук частично отражается от них, многократно рассеивается на деревьях, поглощается рыхлой почвой (прн f = 0,5-fe 1 кГц) и листвой. Лиственные лесополосы в зимнее время мало-
эффективны. Сведения из литературы о снижении шума лесополосами сильно различаются.
Коэффициент ослабления звука полосами зеленых насаждений Рдзел — снижение уровня звука на 1 м ширины лесополосы — принимается равным 0,08 дБ (А)/м для декоративных лесополос с густой, крупной листвой [0 15, 0 18, 9], 0,25 дБ (А)/м для плотных лесополос [0 151 и 0,4 дБ (А)/м для специальных шумозащитных лесополос с плотным смыканием крон деревьев и заполнением подкроио- вого пространства кустарником [0.12]. Последние две цифры, видимо, преувеличены. В Руководстве [6] предлагается в качестве среднего значения для различных лесополос Рдзел — 0,08 дБ (А)/м. При расчетах в октавных полосах частот следует использовать коэффициент Раел№/м) 10 15].
₽зел = ₽Азел(3/Г/8).(6.8)
Дальнейшее уширение лесополос сверх 25 м малоэффективно [7],
Затухание звука в застроенном пространстве
Снижение шума в застроенном пространстве очень неравномерно. Наличие зданий приводит к возрастанию уровней звука вблизи источника шума за счет дополнительных отражений и к быстрому снижению уровней за первым рядом зданий вследствие экранирования (АБдэкр = = 34-5 дБ (А) для ряда двух-, трехэтажных зданий с 30 % промежутков между ними и до 10 дБ(А) для ряда длинных многоэтажных зданий, подробнее см в [6,7 ])
Линейные и плоские источники звука
Транспортные пути (улицы, шоссе, железные дороги), а также длинные промышленные установки представляют собой сконцентрированное на линии скопление иекогерентных источников звука. Расчет уровнен звукового давления в непосредственной близости от отдельных источников (когда расстояния до них сравнимы с их размерами) ведется для каждого из них по отдельности с последующим суммированием по формуле (1.20) С удалением от излучающей линии источники можно считать равномерно распределенными и использовать для расчета метод воображаемой поверхности (п 6 2.1) или формулы, приведенные ниже
Уровень звукового давления L (г), дБ, при удалении от бесконечного линейного источника в среде без поглощения снижается на 3 дБ при удвоении расстояния ^цилиндрическая волна):
L (г) = L (/]) - 10 lg Q-/r^ = Lp, - 10 1g г - 3,(6.9)
где L (г,) — уровень звукового давления на расстоянии rv, Lp’ — уровень звуковой мощности, излучаемой участком источника длиной 1 м.
Уровень звукового давления (дБ), создаваемый отдельными участками линейного источника (рис. 6.7),
L (г) = Lp, — 10 lg d + 10 1g (Да/180°) - 3.(6.10)
Если r> 21, то можно использовать формулу \6 1) с Ф = 1.
Рис. (> 7. Расчетная схема для линейного
При учете поглощения звука ALa и ААПОВ, когда поглощение пропорционально расстоянию вклад удаленных участков линейного источника оказывается малым (особенно на высоких частотах), и спад уровней идет быстрее, чем по формуле (6.9; Для транспортных магистралей, не приподнятых над поверхностью земли, спад уровней ввука составляет около 6 дБ(А)/удвоение расстояние (до 200 м) [0 15] В условиях города дополнительные отражения замедляют
спад, и его скорость составляет около 4 дБ(А)/удвоение расстояния |0.12, 7].
Снижение уровня шума от линейного источника полосами лесонасаждений определяется по п 6 1 7, а экранирование параллельным источнику бесконечным экраном — по рис 6 3 Если экран имеет конечную длину, то снижение уровня оценивают, считая, что АЕэкр пропорционально углу, под которым наблюдатель видит экран в горизонтальной плоскости [0 18] Например, если для бесконечного экрана ALdKp = 14 дБ, но экран виден под углом 90° (вместо 180°), то АЕэКр ~ 7 дБ Более точный метод см в работах [0 12, 6]
Промышленные предприятия и районы можно считать плоскими источниками шума Уровень звукового давления вблизи них убывает медленно и может быть рассчитан методом воображаемой поверхности (п 6.2 1) Закон спада 20 1g г (6.1) начинает выполняться на расстояниях г> ]Л5, где S — площадь источника [0.15] и г отсчитывается от
его акустического центра
РАСПРОСТРАНЕНИЕ ЗВУКА В ПОМЕЩЕНИЯХ
Точную картину звуковых полей в помещениях дает только волновая теория (0 6] Эта теория сложна. В то же время степень точ ности, достаточная в большинстве практических задач акустики помещений, достигается более простыми излагаемыми ниже методами, в которых рассматривается распространение звуковых лучей, а не волн Последние методы применимы при
/Мин> 3/ ((> 1000//мин) (6 11)
где /мян — минимальный линейный размер помещения, м; ^ — длина звуковой волны Эти методы часто приводят к верным результатам и тогда, когда условие (6 11) не выполнено
Звуковое поле в помещении состоит из поля прямого ввука, идущего непосредственно от источника (источников), и поля отраженного ввука, содзржащего звуковые лучи, испытавшие одно или несколько отражений от ограждающих поверхностей помещения. Особенности расчета прямого звука в помещении связаны с близостью рабочего места к источнику шума (п 6.2 Рис наличием большого числа источников (п 6.2.2).
Прямой звук. Ближнее и дальнее поле.
Уровень шума на рабочем месте
В акустических расчетах часто определяют уровни звукового давления на рабочем месте персонала, обслуживающего шумный станок или агрегат. Эти уровни в поле прямого звука на расстоянии т от акустического центра источника определяют по формулам
L = LP + 10 1g П; Пдал = Ф/йг2; Пб = хФ/S, (6.12)
где при г>2/макс принимается П = Плал [ср. (6.1)]; а при г< < 2^макс П — Пб! ^макс — максимальный габаритный размер источника, Ф и й — то же, что в пп 6.1 1, 6 1 2, величины х и S охарактеризованы ниже. Уровни прямого звука рассчитываются по различным формулам вблизи и вдали от источника потому, что формула (6.1) справедлива только в дальнем поле источника. Это поле определяется соотношениями
г > ^1 г /макс г >/уаксА’(6.13)
где г' — расстояние, отсчитываемое от ближней точки поверхности источника.
Область, в которой не выполнено первое условие (6.13), называется ближним, акустическим поаем, здесь может нарушиться связь среднего квадрата звукового давления с потоком энергии (1.28) за счет значительной реактивной составляющей поля (п 1 7)
Область, в которой не выполнено второе условие (6 13) и поэтому источник нельзя считать точечным, называется ближним геометрическим полем На практике границу этого поля принимают равной (2—5) макс-
Третье условие определяет область, в которой сформировался независящий от г фактор направленности Ф [0.1, 0 3] Для излучателей, состоящих из большого числа некогерентных малых источников, третье условие отпадает
В отличие от дальнего поля, в ближием геометрическом поле нельзя в общем виде рассчитать уровни звукового давления. Распределение уровней можег быть очень сложным В формуле (6.12) для Пд учтены два основных фактора этого распределения Первый из них — отличие источника от точечного, степеш его несоразмерности Поверхности равных уровней L вблизи источника в основном повторяют его форму и отличаются от сферических Поэтому величина йг2 в знаменателе функции II заменяется в ближнем поле на площадь S, м2, вообража-
2 г1^макс2 г1^максисточников (рис 6 8) приисточников (рис 6 8) прикоэффициента х
2 г1^макс
2 г1^макс
источников (рис 6 8) при
источников (рис 6 8) при
iMou поверхности правильной гео-3
метрической формы, окружающей2
источник, повторяющей (упрощенно) его форму и проходящей через точку наблюдения [0.7, 0 12,0 161, см гл 15 Метод воображаемой поверхности верно описывает рас- 0 пределение уровней звукового давления в ближнем поле несоразмерных
однородном излучении звука с их поверхности
Второй фактор распределения — это неоднородность излучения с поверхности источника Иногда основную долю шума излучают один- два рабочих узла машины *, расположенных па близкой к оператору поверхности машины (некоторые металлообрабатывающие станки, выхлоп пневмосистем и т п) Для одного такого узла с уровнем звуковой мощности Lp уровень шума на рабочем месте
^рм — Lp, ~ 10 ^ О'/?)’ LPi ~ LP>
где г, — расстояние от юловы оператора до узла, йх — Угол излучения Величина Й/^ в несколько раз меньше площади 8 для всей машины, поэтому метод воображаемой поверхности занижает уровень Грм. Для компенсации этой ошибки в формулу (6 12) введен эмпирический коэффициент х (рис 6.9), зависящий от отношения г//макс Коэффициент х следует использовать для источников с преимущественным излучением звука с ближайшей к оператору поверхности, а при однородном излучении звука с поверхности источника принимается х = 1.
Экранирование источников шума друг другом
Крупные, высокие источники шума могут экранировать друг друга. Экранируемый источник дает вклад только в поле отраженного звука и практически не влияет иа суммарное поле прямого звука в точке наблюдения Невысокие источники шума (металлообрабатывающие, ткацкие станки и т. п ) при средней производственной плотности их расстановки в помещении также экранируют друг друта Прямой звук от удаленного станка сильно ослабляется при его скользящем распространении над оборудованием даже в условиях прямой видимости источника из 'точки наблюдения. Это явление еще недостаточно изучено. На рис. 6.10 представлены результаты измерений спада уровня прямого звука в октавной полосе 1000 Гц над жесткими станками на модели. Удлинение каждого станка вдвое при тех же интервалах между станками или увеличение звукопоглощения верхней части станков незначительно влияют на спад. В октавной полосе 500 Гц спад несколько более медленный, а в полосе 2000 Гц — боле быстрый. В среднем для невысокого оборудования (1,0—1,2 м , при типичной производственной плотности
его расстановки, в расчетной точке на высоте уха рабочего (1,5—1,6 м от пола), в октавных полосах 500—2000 Гц, величина Пдал (6 12) для одного работающего станка с учетом экранирования определяется следующим образом
Пдал = (1/2№) ехр (—0,08г).(6 14)
Суммарный вклад прямого звука от многих станков определен в п. 6.3.4.5.
Коэффициент звукопоглощения в помещеиин.
Влннние оборудования
При отражении звуковой волны от преграды часть звуковой энергии теряется: преобразуется в теплоту нли проходит сквозь преграду. Потери энергии характеризуются коэффициентом звукопоглощения поверхности
«■6=UuaR /огр)//пад> (6.15)
где /пад, ^отр — интенсивности падающей и отраженной звуковых
Коэффициент а0 зависит от свойств поверхности, частоты звука / и угла падения 6 Поглощение звука поверхностью в диффузном звуковом поле (п 6 2 5) в помещении описывают диффузным коэффициентом звукопоглощения ад (8 28), усредненным по углам
В случае, когда значения ад для различных элементов ограждений помещения неодинаковы, в расчетах используют средний коэффициент звукопоглощения ограждающих поверхностей помещения
«о — (l/SOrp) У «щ5огр (, (6.16)
где ад; — коэффициент звукопоглощения элемента ограждающей поверхности с площадью S0Fp Ь м2; 50гр — суммарная площадь ограждающих поверхностей.
При отражении от ограждений помещения без звукопоглощающих облицовок потери звуковой энергии ад складываются из потерь в самих ограждениях, а также на прямую и косвенную звукопередачу ,обы-
чно 0,01—0,02 а потерь на поверхности ограждения (0,05—0,3). Последние обусловлены вязкостью в пограничном воздушном сло^ при наклонном падении звуковой волны и другими молекулярными потерями на границе [0 3, 0 19]. Величина этих потерь сильно зависит от шероховатости поверхности н изрезанности границы
Металлическое производственное оборудование обладает заметным звукопоглощением. Например, для поверхности токарною станка ко- эффициен. ад, измеренный в реверберационной камере, составил около 0,1 на средних частотах и 0,3 для частоты 4 кГц [12] Поэтому внесение в цех оборудования увеличивает средний коэффициент а0 ограждений цеха, о,несенный, как это принято, к 8ОГр помещения без учета дополнительной поверхности оборудования В табл 6 2 приведены усредненные значения измеренных реверберационным методом (п С.2.8) коэффициентов Од для произволе.венных помещений различного назначения с оборудованием
Звук в помещении поглощался не только на поверхностях, но и в самом объеме (п 6.1.4), и интенсивность звукового луча после каждого отражения и последующего свободного пробега убывает, умножаясь на (1 — а0) ехр (—тЦ, где
(6.17)(6.17)т = Ра/4340
(6.17)
(6.17)
Средний коэффициент звукопоглощения а„ ограждающих поверхностей помещения
Тип помещения
Коэффициенты звукопоглощения в октавных полосах со среднегеометрическими частотами, Гц
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
1 Машинные залы, генераторные, испытательные стенды, вентиляционные камеры
2 Цехи предприятий пищевой промышленности с ограждениями, облицованными моющейся плиткой
3. Механические и металлообрабатывающие цехн, цехи агрегатной сборки в авиационной и судостроительной промышленности
4. Цехи деревообработки и предприятий текстильной промышленности, посты управления, лаборатории, конструкторские бюро, рабочие помещения у правлении
мерным помещениям Для несоразмерных помещений из пп 2 — 4 эти а,нужно увеличить, в 1,4 раза — для плоских помещении в 1,2 раза —для длинных, чтобы учесть возрастание доли пола с оборудованием
184 распространение звука, акустический расчет
а О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 а
а 0,1 0,20,30,40,50,60,70,75 <х
— постоянная затухания звуковой энергии в воздух-, м-1
Г=4У/5огр(6.18)
— средняя длина свободного пробега звуковых лучей в помещении между последовательными отражениями, м [0.17, 13, 14]; V — объем помещения, м3 Поэтому в расчетах звукопоглощения используют средний коэффициент ввукоплоглощения в помещении
а = 1 — (1 — а0) e~mL(6.19)
При ml < 0,2 достаточную точность обеспечивает формула
а = о,, + (1 — ocg) ml,(6.20)
В практических расчетах коэффициент а вычисляется по правилу: для октавных полос 63—1000 Гц а = Од, где Од определяется по табл. 6 2, для октавных полос 2000—8000 Гц а вычисляется по формулам (6.17)—(6 20), в которых Ра принимается согласно табл 6 1, при Т= =20 °C и относительной влажности 60 %, если нет более точных данных В помещениях со звукопоглощающими облицовками коэффициента определяется по изложенному выше правилу с заменой «д на а, (8 1).
При расчетах ожидаемого шума в несоразмерных помещениях (пп 6.3 5; 6.3.6) используют также показатель звукопоглощения в помещении
а = —In (1 — а) = —In (1 — «о) + ml,(6.21)
который можно определить по номограмме рис. 6.11; при a <0,1
Отраженный звук. Геометрическая акустика помещения (метод мнимых источников)
Поле отраженного звука в помещении определяется звукопоглощением в помещении, формой помещения, количеством н расположением источников звука, плотностью расстановки и размерами оборудования. Существуют два основных метода описания отраженного звука в помещении. геометрический и статистический (диффузного поля).
При гладких ограждающих поверхностях помещения звук отражается от них зеркально — по геометрическому закону (п 6 2). На неровностях, размеры которых сравнимы с длиной волны или больше нее (оборудование), или иа гладкой поверхности с переменным импедансом (п 8 5.2) часть отраженного звука рассеивается в различных направлениях.
Для пусгого помещения с гладкими ограждающими поверхностями процесс многократных отражений звука можно представить с помощью мнимых источников подобно сделанному на рис. 6.1, 6 2. Для прямоугольного помещения такие мнимые источники образуют бесконечную трехмерную прощранствснную решетку Каждому п раз отраженному
лучу соотвек гвует мнимый источник со звуковой мощностью Рп = = (1 — а^пР Поле отраженного звука представляется суммой вкладов прямого звука от всех мнимых источников. Эту сумму можно вычислить на ЭВМ .
Если ограждения в помещении не облицованы звукопоглотителем, то отраженный звук поступает в точку наблюдения со всех сторон, и в помещении может установиться диффузное поле отраженного звука, которое описывается простыми формулами, не требующими применения
Диффузное звуковое поле
Диффузное поле отраженного звука может существовать в помещении только при выполнении условия (6.11). Звуково ' поле называют диффузным, если оно, во-первых, однородно (усредненная по времени плогность звуковой энергии шд во всех точках поля одинакова) и, во- вторых, изотропно — на единичную площадку, помещенную в любой точке поля, падает одно и то же количество энергии за единицу времени /д, Вт/м2, независимо от ее ориентации (следовательно, та же энергия /д па'дает за единицу времени на единицу площади ограждений помещения). Диффузное поле есть наложение множества плоских волн со случайным распределением амплитуд, направлений и фаз, причем эти три величин! в симы [0 61 ’
Усреднение интенсивностей некогерентных плоских волн (1 28) по направлениям [0 17] дает уравнение, связывающее /д с плотностью энергии w-^
1д = ^дс/4- (6.22)
Диффузное поле отраженного звука в помещении постоянно получает энергию от источника мощности Р и столько же теряет ее при отражениях. Из равенства этих энергий следует
Шд = 4Р (1 — а)/(с80гра), (6.23) где множитель (1 — а) учитывает потерн энергии при первом отражении
Полное звуковое поле в помещении при диффузном поле отраженного звука
Плотность энергии полного звукового поля и в любой точке помещения складывается из плотностей энергии прямого щп и отраженного (диффузного) звука.
+= —— + — .(6.24)
Постоянная помещения, м2, В = Д/(1 — а)(6.25)
1 — блнжиее поле, 2 — дальнее1 — блнжиее поле, 2 — дальнее
1 — блнжиее поле, 2 — дальнее
1 — блнжиее поле, 2 — дальнее
служит мерой звукопоглощения в помещении, Л = aSOpp— суммарное звукопоглощение в помещении или дивалентная площадь звукопоглощения, м2 Уровни звукового давления определяются формулой (6 37). Степень диффузное™ поля в данной точке характеризуют аку- стичеа им отношением [0 17]
М = ивд/юп = ^йг^ВФ (6 26)
Общая картина распределения уровней звукового давления в помещении представлена на рис 6 12. Область помещения, в которой преобладает прямой звук (Al < 1), называется зоной прямого звука, область Л-1 > 1 называется зоной отраженного звука Граница между ними определяется предельным радиусом
Гпр = V ЬФ1№.
Звуковые поля в несоразмерных помещениях
Поле отраженного звука одиночного источника в нгзаглушенном помещении бывает практически диффузным, если помещение соразмерное (три его линейных размера не очень сильно различаются), и не является таковым в несоразмерных (длинных нлн плоских) помещениях Количественные определения соразмерности и несоразмерности см в п 6.3 3
В пустом плоском помещении с удаленными стенами н со слабо поглощающим потолком источник шума вместе со своими мнимыми изображениями в полу и потолке образуют вертикальную цепочку источников Излучение цепочки сходно с излучением линейного источника на расстояниях, больших по сравнению с высотой помещения. На таких расстояниях в зоне отраженного звука спад уровня’звукового давления идет со скоростью около 3 дБ/удвоенне расстояния (кривая 1 рис, 6 13) Если потолок облицован звукопоглотнтелем, то источник вместе со своим изображением в полу излучают сферическую волну (кривая 5) При наличии оборудования уровни возрастут вблизи излучателя за счет дополнительных отражений и снизятся вдали вследствие экранирования и отражений звука к потолку (кривая 4; см также на рнс. 6 10 данные, обозначенные кружочками), начальный участок кривой 1 поднимется так же, как у кривой 4 Подобная картина имеет место и в длинных помещениях
Если в несора "мерных помещениях находится много однотипных источников шума, то количество звуковой энергии, поступающей в различные точки помещения со всех направлений, оказывается одинаковым,
и поле отраженного звука становится более близким к диффузному (рис. 6 13, б).
Эмпирические формулы для расчета уровней шума в несоразмерных помещениях с оборудованием н без него даны в пп. 6 3.5; 6.3 6 Их можно использовать для помещений с объемами 0,5—1200 тыс. м3 при а = = 0,05-^0,5. Эти формулы применимы при выполнении условия (6 11) и обеспечивают точность ±3 дБ
Реверберация звука в помещениях
Реверберацией называется процесс затухания звука после прекращения работы источника шума; реверберация наблюдается всюду, где возможны многократные отражения звука в помещениях, туннелях, на юродских улицах [18]. Звуковая энергия в помещении после выключения в момент /=0 источника затухает по закону [0 6, 0.17].
а» У) = ау0 (I — a)n w = шоехр [-^р^~ In (1 — а) j , (6.28)
где п (0 = еШ — среднее число отражений, которые испытали звуковые лучи к моменту времени t.
Уровень звукового давления спадает со временем по линейному закону. Скорость этого спада характеризуют временем реверберации Т, с, в течение которого уровень звукового давления после выключения источника звука уменьшается на 60 дБ (да уменьшается в 10е раз),
Т = °’162V=°-,62V(6 29)
Sorpln(l-a) 4тИ — SOrp In (1 — ae> ' J
Формулу (6.29) называют формулой Эйринга. При малых а можно принять In (1 — а) ~ —а, и из (6.29) вытекает более простая формула Сэбина
Т = 0,162 УМ = 0,162 И /(а$огр).(6,30)
Формулы (6.29), (6.30) позволяют рассчитать ожидаемое время реверберации Т в помещении, и наоборот, по измеренному Т определить а и «о в помещении (гл. 15).
АКУСТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Общие положения
При разработке проектов новых промышленных предприятий н реконструкции существующих, а также при проектировании жилой застройки на территориях, прилегающих к источникам внешнего шума, производится расчет ожидаемых шумовых полей в местах длительною пребывания людей (акустический расчет)
Акустический расчет выполняют в восьми октавных полосах со среднегеометрическими частотами от 63 до 8000 Гц с точностью до десятых долей децибела; окончательный результат округляют до целых значений.
Акустический расчет транспортного и некоторых других шумов на жилой территории выполняют в дБ (А) [0 7, 0 12, 5—7 ] Внешний шум промышленных предприятий рассчитывают в октавных полосах частот в силу многообразия спектров промышленных шумов
Расчет включает- а) выявление источников шума и определение их шумовых характеристик; б) выбор точек, для которых производят расчет (расчетных точек); в) определение путей распространения звука от источника до расчетных точек; г) для открытого пространства — определение влияния элементов окружающей среды (экранов, лесонасаждений) на распространение звука; для помещения — определение его акустических характеристик; д) определение ожидаемых уровней звукового давления в расчетных точках; е) определение допустимых уровней звукового давления в расчетных точках Адоп в соответствии с действующими нормами с учетом необходимых поправок (гл 2).
Если ожидаемые уровни превышают допустимые, то производят дополнительно: ж) определение требуемого снижения уровней звукового давления в расчетных точках, з) выбор мероприятий для обеспечения требуемого снижения и проверочный расчет их эффективности.
Шумовые характеристики оборудования и установок указываются заводом-изготовителем в прилагаемой технической документации в соответствии с требованиями стандартов (гл. 2)
Расчетные точки на открытом воздухе выбирают в зонах постоянного пребывания людей, а также на расстоянии 2 м от плоскости окон ближайших зданий, ориентированных в сторону источников шума, на первом, среднем и последнем этаже нли через этаж.
Внутри помещения выбирают не менее двух расчетных точек в зоне постоянного пребывания людей на высоте 1,5 м от уровня пола или рабочей площадки. При одном источнике шума в помещении первая расчетная точка берется па рабочем месте, при нескольких однотипных источниках — на рабочем месте в средней части помещения. Вторая расчетная точка берется в зоне постоянного пребывания людей, не связанных о работой оборудования, уровни шума в которой определяются в большей степени отраженным, а не прямым звуком от источников. Если имеется несколько различных источников, отличающихся друг 01 друга по октавным уровням звуковой мощности более чем на 16 дБ хотя бы в одной октавной полосе, то на рабочих места), берутся две расчетные точки: у источников с максимальным и с минимальным уровняли шума. Для цехов с групповым размещением однотипного Оборудования расчетные точки берутся в центре каждой группы
Расчет распространения звука на открытом воздухе
Октавные уровни звукового давления L, дБ, в расчетных точках, когда источник шума и расчетные точки расположены на открытом воздухе, определяются по формуле
L = LP + 10 1g Ф — 10 1g й — 20 lg г — раг/1000 + Ai — Аг, (6.31) где Lp — октавный уровень звуковой модности исючника шума, дБ; Ф — фактор направленности; й — пространственный угол излучения, принимаемый согласно правилам п 6.1 2, г — расстояние от акустического центра источника до расчетной точки , м, 0а —- коэффициент поглощения звука в воздухе, дБ/км, принимаемый в расчетах ожидаемого шума согласно табл 6 1 при 7 = 20 °C и относительной влажности 60 %, при г ^ 50 м поглощение в воздухе и” учитывается
At — А7отр + А£волн>(6.32)
где AL0Tp= Зп; и — число дополнительных отражающих поверхностей, расположенных очень близко от расчетной точки (на расстоянии, ие превышающем 0,1г см. рис 6.2); поверхность земли не включается в число п, если отражение от нее уже учтено в значении пространственного угла й; участок ограждения здания не включается в число п при расчете требуемой звукоизоляции R этого ограждения и уровней шума в прилегающем помещении (Звукоизоляция R определяет интенсивность прошедшего звука как долю падающего) А7ВОЛН — поправка, учитывающая синфазное сложение прямой и отраженной от земли воли. Поправка А£волн = 3 дБ, если удовлетворяются неравенства (6 4). При распространении звука над поверхностью земли с травяным или снежным покровом должно дополнительно выполняться условие / > ЮННВ-ист; При невыполнении этих условий А£вОЛН = 0.
Дополнительное снижение уровня звукового давления
Аг = А£экР + Д£пов + ₽зел/>
где AL3Kp и ALn0B— снижение уровня звукового давления экранами и вследствие влияния поверхности земли с травяным или снежным покровом, дБ, определяемые согласно пп. 6.1.3 и 6.1.6; 0эел—коэффициент ослабления звука лесополосами (6 8), дБ/м, I — ширина лесополосы, м.
Если расчетные точки расположены на территории жилой астройки или на площадке предприятия, то учет всех дополнительных отражений звука с помощью поправки А, (6.32) иногда затруднен. В таких случаях приближенно считают [0.12, 5 7]
L = LP + 10 1g Ф — 10 lg Й — 15 lg г — раг/1000 — А3. (6.34)
При ориентировочных расчетах могут быть определены уровни звука в дБ (А) в расчетных точках по следующей формуле [2|:
(6.35)(6.35)LA = LPA — 20 1g г — 101gQ + ALA,
(6.35)
(6.35)
где LP^ — корректированный уровень звуковой мощности источника, дБ(А),
ДА А = Д£отр — Аг — Аз1. (6 36)
Дг — поправка на помещение звука в воздухе, принимаемая согласно рис 6 14 в зависимости от разности Аре — ^-РА 11 учитывающая зависимость помещения от частоты; Lpc — общий уровень звуковой мощности источника, дБ (С) [0.15]); остальные обозначения те же, что в формулах (6.32) и (6 33)
Прн расчете Д2 по формуле, аналогичной (6.33), величина снижения уровня звука экранами ДВдэкр определяется по формулам (7.61), (7.62) или, ориентировочно для широкополосного шума [0.15], по графику рис. 6.3 при частоте, равной 500 Гц; при этом для шума с большой высокочастотной составляющей снижение АВдакр получится заниженным, а для низкочастотного шума завышенным При расчете Д2 принимается АВпов = 0. Если учесть дополнительные отражения звука затруднительно, то (ДГ0Тр—20 1g г) заменяется иа —15 1g г
3.2.4. Акустический расчет транспортного шума производится согласно п. 6.1.9 или [6] На расстояниях до 200 м от источника поглощение звука в воздухе не учитывают. Метод расчета шумовых характеристик транспортных потоков изложен в [5]
Акусткческне характеристики помещений
По акустическим свойствам все помещения в зависимости от соотношения их размеров (высоты Н, ширины G, длины О), могут быть разбиты на три группы
соразмерные, у которых отношение наибольшего размера к наименьшему не более 5;
плоские, у которых DIH > 5; GlH ^ 4;
длинные, у которых D/H > 5; G/H < 4.
Если помещение не прямоугольное, то в расчете используют усредненные размеры Н, D, G.
Акустическими характеристиками помещений являются, наименование группы, к которой оно относится в зависимости от соотношения размеров; а0 (п. 6.2.3, табл. 6.2); 7 (6.18), а(п. 6.2.3), а (6.21) В (6.25).
Расчет ожидаемых уровней шума в помещениях.
Соразмерные помещения
Октавные уровни звукового давления L, дБ, в расчетных точках соразмерных помещений, в которых находится один источник шума определяются по формуле
L = LP + 10 1g (П 4- 4/В),(6.37)
где Lp — то же, что в формуле (6.31); П — вклад прямого звука, определяемый согласно п. 6.2.1; В — постоянная помещения (6.25), м2.
При нескольких источниках шума уаечет уровней звукового давления производится по формуле
l = ю ig ^ ^Л;П*+4г 2л<) ’(6,38)
где Л; = 10°’1L₽'; Lpt и П,-—то же, что в формуле (6.37), но для г-го источника шума; тх — число источников, находящихся в зоне прямой видимости из расчетной точки; п — общее число источников в помещении с учетом среднего коэффициента одновременности работы оборудования. Расчет следует начинать с ближайших мощных источников; вклад удаленных слабых источников часто оказывается пренебрежимо малым.
При нескольких однотипных источниках шума с одинаковыми уровними звуковой мощности Lp расчет величины L производится по формуле
£ = ZPo + lOlg(^np+4«/B),(6.39)
где £пр — член, определяющий вклад прямого звука в уровень звукового давления в помещении с несколькими однотипными источниками шума, вычисляемый по правилу:
для помещения с источниками, высота которых превышает 1,5 м,
2j пр = nt;(6.40)
для помещения с источниками, высота которых меньше 1,5 м,
5 пр — ^ । Hj 4“ (л/5пол) [В (г,,) — Е (гмакс)]>(6-41)
где Пг, п — то же, что в формуле (6.38); т' — число источников, находящихся в зоне прямой видимости из расчетной точки, иа расстояниях г ^ 5гМиН’ ™ — число источников, ближайших к расчетной точке, т. е. тех, для которых г; ^ ге, где ге — наибольшее из двух расстояний: 2гмин и 2/маке, здесь гмин—расстояние от расчетной точки до акустического центра, самого близкого к ней источника шума, м; /макс—то же, что в и. 6.2 1; 5ПОЛ=£>0—площадь пола, м2; Е (г)—функция, описывающая вклад прямого звука удаленных (п — т) источников с учетом
Рис. 6.15. График для определения функции £(г)
их взаимного экранирования <п. 6.2.2) и определяемая по графику рис 6.15; гмакс = 0,5 КЗцол — радиус круга с площадью, равной площади помещение, м.
Плоские помещения
Октавные уровни звукового давления в расчетных точках плоских помещений, в которых находится один источник шума, определяются по формуле
L = LP + Ю 1g [п + "ТЦТ^ну J ^, Р)] , (6-42)
где Lp, П, г — то же, что в формулах (6.37); (6.31); а — средний коэффициент звукопоглощения в помещении (п. 6.2 3); Н — высота помещения, м, J (а, р) — функция, описывающая поле отраженного звука в несоразмерных помещениях и определяемая по формуле
J (а, р) = 0,1/(а + р2е°-65р), (6.43) или по графику рис. 6.16 в зависимости от коэффициента звукопоглощения а и приведенного расстояния р; р = aril — приведенное расстояние, где с — показатель звукопоглощения в помещении (6.21 и 7—средняя длина свободного пробега звуковых лучей (6.18).
Если источник расположен у стены плоского помещения, не облицованной звукопоглощающими материалами, на расстоянии, меньшем I, ток рассчитанному значению уровня (6.42) прибавляется 3 дБ, а если источник расположен в углу, то 6 дБ
. При нескольких источниках шума расчет уровней звукового давления производится по формуле
L = Ю 1g |^ ЛгП, + 1 ~ “ "Т^н" J <“’ рг^ ’ (6-44> где Ль П,-, п, mt — то же, что в формуле (6.38), а, Н — то же, что в формуле (6 42), тг, р; — гоже, что в формуле (6 42), но для i-ro источника.
3 5 3 Если в плоском помещении находится много однотипных источников шума, равномерно распределенных по площади пола и имеющих одинаковые уровни звуковой мощности, то октавные уровни звукового давления определяются по формуле (6 39).
Длинные помещения
6 3 6.1 Октавные уровни звукового давления в расчетны точках длинных помещений, в которых находится один источник шума, определяются по формуле
L=LP+l01g [^-^^-^^ТТ7^’ р)]’ (6 45) где LP, П, г — ю же, что ь формулах (6 37), (6 31), а, Н, J (а, р) — то же, что в формуле (6 42), G — ширина помещения, м
Если источник расположен у не облицованной звукопоглощающими материалами торцовой стены длинною помещения на расстоянии, меньшем Z, ю к рассчитанному значению L (6 45) прибавляется 3 дБ
6 3.6.2 При нескольких источниках шума расче уровней звукового давления производится по формуле
101g[SA,n, +2т;^Лг7(^ рг)]> (6 46>
где все обозначения те же, что в рормулах (6 44), (6 45)
6.3.6 3 Если в длинном помещении находится много однотипных источников шума, равномерно распределенных по площади пола и имеющих одинаковые уровни звуковой мощности, то расчет уровней звукового давления ведется по формуле (6 39) Если при этом выполняется условие G ^ 5г0, то в cjmmc (6 41) отбрасывается второе слагаемое
Расчет шума, проникающего сквозь преграду (проем)
3.7 1 Если шум проникает г помещение через ограждающую конструкцию (стена, перекрытие, окно и т п ) илч через открытый проем, то октавный уровень кощносги шума LpBy прошедшего сквозь 1акую преграду (проем), определяется по форг уле
1рпр=1ш+Ю^5п-Я-6д, (6.47)
П/р Е Я. Юдина
где £ш — октавный уровень звукового давления у преграды с более шумной стороны на расстоянии 2 м от ее центра; Sn — площадь преграды, м2; R — изоляция воздушного шума преградой (для проема R = 0), 6Д— поправка, учитывающая характер падающего на преграду звука; при падении звука из атмосферы 6Д = 0, при падении из помещения 6Д = 6 дБ
3 7 2 Уровни звукового давления в расчетных точках помещения, в которое шум проникает через ограждающую конструкцию (проем), определяются по следующему правилу для соразмерных помещений — по формуле (6.37), для несоразмерных, если источником шума является ограждающая конструкция, составляющая небольшой участок длинной стены или перекрытия, — по формулам (6 42), (6 45); если источником шума в плоском помещении является вся стена, — по формуле
i^i^np+wte [4“ + ~^7F~ /(а’ р)]’ (6,48)
где D — длина излучающей стены
Если источником шума в плоском помещении является перекрытие или в длинном — длинная стена или перекрытие, тс уровни звукового давления определяются по формуле (6 37). Во всех перечисленных формулах, как и в (6 48), в качестве Lp берется Lpnp (6.47), а П заменяется на 1/S, где
S = ЬхЪг + Л (&! + &2) + 2лг2 (6 49)
— площадь воображаемой поверхности (п 6 2 1), принимаемой в виде параллелепипеда со скругленными ребрами, окружающей излучающую преграду и проходящей через течку наблюдения [3] Здесь Ьъ Ьг — размеры преграды, м, г — расстояние от ближайшей точки преграды до расчетной точки, м, это же г и 'пользуют в расчетах р для (6 48).
Помещения с групповым размещением оборудования
Часто в больших несоразмерных помещениях размещают две и более группы однотипного оборудования с резко различающимися уровнями звуковой мощности Октавные уровни звукового давления - расчетных точках таких помещений ориентирово'но определяются следующим образом Помещение разбивают воображаемой преградой на части по числу групп оборудования и рассчитывают уровни звукового давления в каждой части, как в отдельном помещении, приписывая воображаемым преградам а0 реальных ограждений Затем по п. 6.3 7 определяют уровни звукового давления шума, проникающего через воображаемую преграду, и добавляют к уровням собственного шума в частях по правилу сложений уровней (1.20)
Ориентировочный метод расчета уровней звука в помещениях в дБ(А)
При ориентировочных расчетах уровни звука в дБ(А) в расчетных точках помещений, в которых находится один источник шума, могут быть вычислены по формуле [2 ]
La = Lpa+ 10 lg[l/Qr2 +(4/mnV2/3) 10°J (Ла+Л»)], (6 50) где Q, г — те же, что в формуле (6 31), LpA — то же, что в формуле (6 35), V — объем помещения, м3, Дп — поправка, принимаемая по рис 6 17 и учитывающая зависимость постоянной помещения от частоты, дБ(А), Ад — поправка на объем помещения; До = 1 дБ(А) при V < 200 м3, До = 0 дБ (А) при 200 ^ V < 1000 м3 и До = +1,5 дБ (А) при V > 1000 м3, тп — коэффициент, учитывающий тип помещения и принимаемый равным 1 для помещений с небольшим числом персонала (вентиляционные камеры, генераторные, машинные залы и т. п.), равным 1,4 — для металлообрабатывающих цехов, 2 — для ткацких и деревообрабатывающих цехов, постов управления, лабораторий, кабинетов и т п., 2,5 — для залов конструкторских бюро, рабочих помещений административных зданий, аудиторий, залов ожидания и т п., равным 5 — для помещений со звукопоглощающей облицовкой потолка и части стен
При нескольких однотипных источниках шума в помещении ориен- гировочный расчет производится по формуле (6 50), в которой первое слагаемое в квадратных скобках заменяется на £пр (6.40), (6 41), а второе слагаемое умножается на п, где а то же, что в формуле (6 38).
ГЛАВА 7
СНИЖЕНИЕ ШУМА МЕТОДАМИ
ЗВУКОИЗОЛЯЦИИ
ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ. ТРЕБУЕМАЯ
ЗВУКОИЗОЛЯЦИЯ ОГРАЖДЕНИЯМИ
В тех случаях, когда источники шума i ли помещение могут быть выделены ограждающими конструкциями, правильный выбор звукоизолирующих конструкций обеспечивает необходимое снижение шума
Основные определения
При возбуждении колебательного двгжения ограждающей конструкции воздушнип шумом се звукоизолирующее действие состоит в том, что она отражает большую часть падающей на нее звуковой мощности. Падающая звуковая волна приводит ограждение в колебательное движение с частотой, равной частоте колебаний частиц воздуха в волне. В результате этого ограждающая конструкция сама становится источником шума и излучает его в окружающее пространство. Однако значения этой мощности в сотни и более раз меньше звуковой мощности, падающей со стороны источника шума.
Другой вид шума, называемый ударным, излучается ограждением, которое приходит в колебательное движение под действием ударов и вибрации источника.
Звукоизоляционные качества ограждений от воздушного шума при падении плоской звуковой волны под углом 6 харак.еризуются коэффициентом звукопроницаемости ту = (Рпр'РпГ, где рп и рПр — звуковые давления соответственно в падающей и прошедшей волнах. В закрытых помещениях на ограждение падает не только прямая волна ог источника шума, но и волны, отраженные от других ограждающих конструкций помещения, в результате чего в помещении возникает звуковое поле, близкое к диффузному. Коэффициент звукопроницаемости при диффузном падении звука есть статистически усредненное значение т оэффициенга звукопроницаемости i о всем возможным углам падения зву щ [0 17].
Т = | Тд 51П 20Й0.
Обычно интегрирование производится в пределах от 0 до 75—80°, что дает более близкое совпадение теоретических и экспериментальных значений коэффициента звукопроницаемости. Это объясняется тем^ что
при ограниченных размерах помещений волны, скользящие вдоль ограждения, отсутствуют Величина 7? = 10 1g (1/т) называется собственной изоляцией ограждением воздушного шума и измеряется в дБ Звукоизоляция ограждением при дополнительной косвенной передаче шума (через боковые ограждающие изолируемое помещение конструкции, а также по шахтам, трубопроводам, отверстиям, трещинам и т д) называется фактической звукоизоляцией ограждением или просто звукоизоляцией.
Звукоизолирующие качества ограждений при ударах и вибрации характеризуются приведенным уровнем ударного шума в изолируемом помещении [5, 13, 14]
Требуемая звукоизоляция ограждениями
Фактическая звукоизоляция ограждениями должна обеспечивать снижение шума на рабочих местах до уровней, допустимых по нор лам (см. гл 2), во всех октавных полосах со средними геометрическими частотами 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000 и 8000 Гц Требуемое для этого зиачение звукоизоляции А’-п рассчитывается отдельно для каждой 1-й ограждающей конструкции ,стена, перекрытие, окно и т д) или для каждого t-ro типа конструкции (остекление, глухая часть стены и т. д.) и для каждой из указанных частотных полос по следующим формулам [0 7, 0 12]
При распространении шума из свободного пространства (с территории предприятия) в изолируемое помещение
RTl = L,-La- Ю 1g (5И/В„) + 10 lg (S,/So) + 10 1gm + 6, (7.1)
где КТ1 — требуемая звукоизоляция i-й ограждающей конструкцией в данной октавной полосе, дБ, Lt — октавный уровень звукового давления в точке Д(, расположенной на расстоянии 2 м от центра t-й ограждающей конструкции, от п источников шума, дБ, определяемый по формуле (1 20) через значения L>tt, La— допустимый по нормам октавный уровень звукового давления в расчетной точке, дБ (гл 2), Ви — постоянная изолируемого помещения, м2, принимаемая поданным гл 6 для каждой октавной полосы; Во = 1 м2, 5g — площадь t-й ограждающей конструкции изолируемого помещения, м2, Sa = 1 м2, т — число ограждающих конструкций, через которые шум проникает в изолируемое помещение.
Октавный уровень звукового давления в точке А, от /г-го источника шума, дБ
LM = LPh - 15 lg VklM - Pa^i/1000 - 8,(7.2)
где Lp^— октавный уровень звуковой мощности й-го источника шума, дБ, гы — расстояние от акустического центра /г-го источника шума до точки А;, м, г0 = 1 м; Ра— коэффициент поглощения звука в воздухе, дБ'км (см табл 6.1)
При распространении шума из помещения с источниками шума в свободное пространство (на территорию предприятия)
RTi = Lp-Ltt- 10 lg(Sm/S0) +
+ 10 1g (5г/50) -15 1g (r,/r0) + 10 lg m - 5,(7.3)
где Lp — суммарный октавный уровень звуковой мощности всех п источников шума, дБ, определяемый по формуле (1.20) через значение Ьрк, Вш—постоянная шумного помещения м2, г;— расстояние от центра 1-й ограждающей конструкции до расчетной точки м Остальные обозначения те же, что и в формулах (7 1), (7 2).
При передаче шума нз помещения с источниками шума в смежное изолируемое помещение
R^i = LP - La - 10 1g (Вш/В0) - 10 lg (Ви/В0) +
+ 10 lg (S,/So) + 10 lg и + 6,(7.4)
где BTj — требуемая звукоизоляция однотипными (-ми ограждающими конструкциями в данной октавной полосе частот, дБ, S, — общая площадь однотипных 1-х ограждающих конструкций изолируемого помещения, м2 (например, общая площадь глухой части стены, суммарная площадь окон и т. д.); т — число разнотипных ограждающих конструкций, через которые шум проникает в изолируемое помещение. Остальные обозначения те же, что и в формулах (7 1), (7 3).
При ориентировочных расчетах звукоиз .ляции требуемое значение звукоизоляции может быть выражено в дБ (А) и вычислено по следующим формулам [4, 10, 17]:
При распространении шума из свободного пространства в изолируемое помещение
«АТГ = LM - Lk*- 10 lg <tn^^ +
+ 10 lg (Si/Sg) + 10 lg m + Д; + Дои + 6,(7.5)
где R&jt — требуемая звукоизоляция Ай ограждающей конструкцией, дБ (А), Lm — уровень звука, дБ (А), в точке Mg, расположенной в открытом пространстве на расстоянии 2 м от центра Ай ограждающей конструкции, от п источников шума, определяемый по формуле (1.20) через значения ЬАы; LAm— уровень звука, дБ (А), в точке М; от Л-го источника шума, определяемый по формуле
iAW = ^Aft-15 1g(ai/r0)-8,(7 6)
LpMi — корректированный уровень звуковой мощности ^-го источника шума, дБ (A); ЬАд — допустимый уровень звука, дБ (А) (см. гл. 2); ти и Дои — то же, что тп и До в формуле (6 50) для изолируемого помещения; Уи — объем изолируемого помещения, м3, Ио = 1 м3, At — поправка, дБ(А), принимаемая для i-й ограждающей конструкции по рис 7.1—7.3 в зависимости от Lpc — LPA = Lct — LAl; Ly — общий уровень звукового давления, дБ(С), в точке Мп определяемый по формуле (1.20) через значения Lckb Lehi— общий уровень звукового давления, дБ(С), в точке Mt от /г-го источника шума, определяемый по формуле (7 6) с заменой индекса А на С, Lpcti — общий уропснь звуковой мощности й-го источника шума, остальные обозначения те же, что в формуле (7.1)
. При распространении шума из помещения с источниками шума в свободное пространство
^Ат. = ^РА - ^Ад - Ю lg W^fO + 10 ’g №) -
- 15 lg Wr8) + Дош + Д, + 10 lg m - 5,(7.7)
значения те же, что и в формуле (7 5)3 При передаче шума из помещения с источниками шсма в смежное изолируемое помещениезначения те же, что и в формуле (7 5)3 При передаче шума из помещения с источниками шсма в смежное изолируемое помещение= Lpx- Lxa-Ю lg Vm^jV^V - 10 lg (^/if) + Ю Ig (St/Sn)+= Lpx- Lxa-Ю lg Vm^jV^V - 10 lg (^/if) + Ю Ig (St/Sn)+I — дверямимши окнами а — при £Лд = 80-j- 85 дБ(А); о - при Г.Лд « 65 дБ (А)I — дверямимши окнами а — при £Лд = 80-j- 85 дБ(А); о - при Г.Лд « 65 дБ (А)
значения те же, что и в формуле (7 5)
3 При передаче шума из помещения с источниками шсма в смежное изолируемое помещение
значения те же, что и в формуле (7 5)
3 При передаче шума из помещения с источниками шсма в смежное изолируемое помещение
= Lpx- Lxa-Ю lg Vm^jV^V - 10 lg (^/if) + Ю Ig (St/Sn)+
= Lpx- Lxa-Ю lg Vm^jV^V - 10 lg (^/if) + Ю Ig (St/Sn)+
I — дверями
мши окнами а — при £Лд = 80-j- 85 дБ(А); о - при Г.Лд « 65 дБ (А)
I — дверями
мши окнами а — при £Лд = 80-j- 85 дБ(А); о - при Г.Лд « 65 дБ (А)
из органического стекла а — при LAa = 80-8 85 АБ (А), б — при ТЛд < 65 дБ (А)
где LPA — суммарный корректированный уровень звуковой мощности, дБ(А), от всех источников шума в помещении, тш — коэффициент, принимаемый для шумного помещения таким же, как коэффициент ти в формуле (7 5); Уш — объем шумного помещения, м3; Апш — поправка, дБ(А), принимаемая в зависимости от объема шумного помещения |ак же, как в формуле (7 5), А; — поправка, дБ(А), принимаемая по рис. 7.1—7 3 в зависимости or (Аре — Брд), L^ — суммарный общий уровень звуковой мощности от всех источников, дБ,С) Остальные обо-
ИЗОЛЯЦИЯ ШУМА ОДНОСЛОЙНЫМИ ОГРАЖДЕНИЯМИ
Плоские ограждения
Если длина продольной волны в ограждающей конструкции больше десятикратной ее толщины, то колебания такой конструкции под действием падающей на иее звуковой волны описываются уравнением из- гибных колебаний плит [5J Присоединяя к нему два граничных условия рагенства нормальных составляющих скоростей колебаний частиц воздуха и плиты на обеих ее сторонах, получают выражение для коэф- фициеша звукопроницаемости ограждения, которое и определяет значение звукоизоляции
На очень низких частотах (примерно несколько десятков герц) вблизи первых часто собственных колебаний ограждения его колебания под действием падающей на него звуковой волны могут быть весьма значительными и сильно зависят от внутреннего гренпя в материале ограждения Первая частота собственных колебаний ограждающих конструкций обычно не превышает 15—30 Гц Однако в этом диапазоне частот, как правило, от ограждении не требуется скрлько-нибудь значительной звукоизоляции из-за малой чувствительности уха и слабого излучения звука ограждениями на низких частотах.
На частотах выше первых двух—трех частот собственных колебаний плоского ограждения его звукоизолирующие качества определяются массой единицы площади ограждения. Жесткость конструкции играет при этом весьма малую роль, поэтому в качестве расчетной модели обычно принимают плиту состоящую из системы не связанных одна с друюй бесконеч! о малых масс В этом случае звукоизоляция R, дБ, подчинена так называемому закону массы
R = 20 1g тп/ - 47,5, (7.9)
где ип — масса 1 м2 ограждения, кг; /— частота колебаний, Гц.
Отсюда видно, что в диапазоне частот, в котором справедлив закон массы, значение звукоизоляции зависит только от май ы и частоты, увеличиваясь при каждом удвоении этих параметров на 6 дБ Однако, начиная с некоторой частоты, характер звукоизоляции меняется, амплитуды колебании возрастают, a i некоторой области частот становятся настолько велики, что значение звукоизоляции резко снижаемся. Возникает своеобразный пространственный резонанс [5 13, к,, 19] Явление резонанса в колебательной системе наступает при совпадении часто. ы вынужденных колебаний с частотой собственных колебаний системы (например, плиты) В рассматриваемом же случае наблюдается совпадение геометрических размеров: след падающей на ограждение звуковой волны равен длит волны изгиба при одной и той же частоте колебаний. При этом ра пределение звукового давления вдоль плиты точно соответствует распределению смещений плиты при ее собственных колебаниях с той же частотой, что приводит к инт -неявному росту вибрации. Условие совпадения имеет вид
Msin 0 = Хи,(7 10)
где X — длина звуковой волны в воздухе; 0 — угол падения волны на плиту,' отсчитываемый от ее нормали; Хи — длина изгибной волны
о,250,52 f/f2pо,250,52 f/f2pРис. 7.4. Частотная характеристика R, ВБ звукоизоляции однослойным огражде-
о,250,52 f/f2p
о,250,52 f/f2p
в плите, равная Хи = (4л2О/тп/2)* D — цилиндрическая жесткость плиты; /яп — масса единицы ее площади.
Наименьшая частота, при которой становится возможным явление совпадения, соответствует слу
чаю падения звуковой волны вдоль плиты (0 = 90°). Эта частота называется граничной (критической) /гр. Ее находят нз условия, что Хи = К, и для сплошных плит толщиной h
frp = c^l,8cnh,(7.11)
где с — скорость звука в воздухе; сп — скорость продольной волны в плите.
Выше граничной частоты прохождение звука через плиту при его диффузном падении определяется явлением волнового совпадения, поскольку каждой частоте выше граничной соответствует свой угол падения волны, при котором возникает волновое совпадение и плита имеет наибольшую звукопроницаемость
В случае шарнирного опирания плиты по краям при частотах /> 2/гр значение звукоизоляция [24]
Я = 20 1g [л/гршп/(рс)] + 25 1g (ЖР) + 10 1g 41 + 3,(7.12)
где р — плотность воздуха, 4] — коэффициент потерь материала плнты.
При частотах выше граничной существенное значение приобретают цилиндрическая жесткость плиты, от которой зависит граничная частота, и внутреннее трение в материале, характеризуемое коэффициентом потерь. Рост звукоизоляции составляет 7,5 дБ при каждом удвоении частоты Законом массы звукоизоляция плнтои описывается на частотах ниже граничной, обычно при /< (1/2) /гр
Общий вид частотной характеристики звукоизоляции однослойным ограждением показан на рис 7 4 Кривой звукоизоляции в известной мере можно управлять даже при неизменной массе ограждения, передвигая граничную частоту путем изменения цилиндрической жесткости плиты При уменьшении жесткости плиты область пониженной „вукоизоляции перемещается в сюрону высоких частот, и, наоборот, при увеличении жесткости плиты граничная частота снижается, что целесообразно при достаточно толстых ограждениях с /гр < 300 Гц Усиление же тонких плит ребрами жесткости может явиться причиной ухудшения их звукоизоляции [1, 0 4]
Методы расчета изоляции воздушного шума однослойными плоскими ограждениями
Хотя кривая звукоизоляция в области граничной частоты имеет неравномерный характер, для ограждений из традиционных строи- 1ельных материалов, за исключением металлических и стеклянных, ее можно без большой ошибки заменить горизонтальным отрезком ВС (см рис. 7.4). Тогда для построения частотной характеристики звуко-
СГц
изоляции достаточно знать координаты точек В и С, абсциссы которых определяют путем совместного решения уравнений, описывающих звукоизоляцию в областях закона массы, граничной частоты и волнового совпадения.
Кроме того, следует иметь в виду, что фактическая звукоизоляция однослойным ограждением примерно на 2 дБ ниже его собственной звукоизоляции На основании этих данных разработан графоаналитический метод построения частотной характеристики изоляции воздушного шума однослойными ограждениями [7,0.121 Фактическую звукоизоляцию плоскими ограждениями из бетона, железобетона, гипсобетона, шлакобетона, кирпича и подобных материалов при 100 57 57 тп 57 1000 кг/м2 рассчитывают в следующем порядке. Строят график в прямоу1ольной системе координат (рис 7.5). По оси абсцисс откладывают частоты / в логарифмическом масштабе. Каждое удвоение частоты (октаву) наносят через равные отрезки. Далее строят частотную характеристику звукоизоляции ограждением, состоящую из трех прямолинейных отрезков АВ, ВС и CD Абсциссу точки В определяют по толщине ограждения h (рис 7.6, а), а ординату точки В — пи массе 1 м2 ограждения тп (рис. 7.6, б). Отрезок CD характеризует влияние косвенной передачи шума на звукоизоляцию ограждением в области высоких частот.
Частотная характеристика звукоизоляции для металла, стекла и подобных материалов имеет вид ломаной ABCD (рис. 7.7) [1, 0 16]. Координаты точек В и С находят по данным табл 7 1 Из точки В проводят влево вниз прямую ВА с наклоном 5 дБ/октаву для глухих <ли-
f6 f, f ги.f6 f, f ги.(7.13)(7.13)Ra = 12 + 12 lg Mo).Ra = 12 + 12 lg Mo).(7.16)(7.16)
f6 f, f ги.
f6 f, f ги.
(7.13)
(7.13)
Ra = 12 + 12 lg Mo).
Ra = 12 + 12 lg Mo).
(7.16)
(7.16)
Рис. 7.7. Частотная характеристика звукоизоляции однослойным ограждением из металла или стекла
парных окон из органического стекла и с наклоном 4 дБ/октаву для конструкций из других материалов
Выбранные ограждающие конструкции отвечают требованиям норм, если во всех октавных интервалах в диапазоне 63—8000 Гц значение звукоизоляции этими ограждениями не менее требуемых значений, определенных по формулам (7 1), (7 3) и (7.4) Для ориентировочных расчетов звукоизоляции ее зиачеиие выражается в дБ (А) и вычисляется при плоских ограждениях по следующим формулам [10, 17].
Для ограждений массой 100—1000 кг/м2 из бетона, железобетона, шлакобетона, кирпича и подобных материалов
Rа = 22 lg (mn/mo) — 12, где mo = 1 кг/м2.
Для ограждений из стали толщиной 1—10 мм
Ra = 22 + 9 lg Vhlho\(7.14)
где h — толщина ограждения (без учета ребер), мм; h0 = 1 мм.
Для глухого окна из силикатного стекла толщиной 2—10 мм Ra = 18 + 8,5 lg Mo),(7.15)
где h — толщина стекла, мм
Для глухого окна из органического стекла толщиной 5 — 30 мм
Для дверей RA определяется по табл 7.9.
Параметры ограждающей конструкции обеспечивают допустимый уровень звука в расчетной точке, если RA > RAt, 1Де значения RAt находятся по формулам (7.5), (7.7) и (7 8)
Координаты точек В и С частотной характеристики звукоизоляции ограждениями из металла, стекла, асбестоцемента и сухой штукатурки
Материал
iB- Гц
Rb, дБ
Rc. ДБ
Сталь
6 000/Л
39
31
Алюмиииево-магнневые сплавы
6 000/h
32
22
Стекло силикатное
8 000/71
3 5
29
Стекло органическое
17 000/71
37
30
Асбестоцементные листы
11 000/h
36
3 0
Сухая гипсовая штукатурка
19 000/h
36
30
Примечание /^ = 2fg
Частотная характепистикаЧастотная характепистика
Частотная характепистика
Частотная характепистика
звукоизоляции цилиндрической дочкой
Цилиндрические оболочки
Более сложный характер имеет передача звука через цилиндрически оболочки, в которых существенную роль играют не только из- гибные, но и продольные волны
[2, 5, 21]. При диффузном звуковом поле звукоизоляция сильными оболочками на частотах f< /п
Я = 10 1g [ящ^рс) ] + 5 1g ynif - 1), (7 17) где тп — масса единицы площади оболочки; /п — сп/2яг — частота собственных чисто радиальных колебаний оболочки, сп — скорость продольной волны в стальной плите; г — радиус оболочки Звукоизоляция оболочкой практически не зависит от частоты
При расположении источника шума внутри стальной оболочки частотная характеристика звукоизоляции строится в виде ломаной A BCD (рис. 7.8). Координаты точек S и С находят по формулам
fB = 1,6.10<Vd; RB = 74 - 20 lg (d/h);(7.18)
fo = 1,2-10«/Л; Rc= 31,(7.19)
где d — диаметр оболочки, мм; h — ее толщина, мм
Звукоизоляция щелями и отверстиями
Щели и отверстия приводят к значительному снижению звукоизоляции конструкциями Особенность передачи звука через ограждения с малыми щелями и отверстиями состоит в том, что через такие ограждения в ряде случаев передается часть звуковой энергии, которая существенно больше, чем часть, соответствующая отношению площади отверстия к площади остального ограждения Большая передача объясняется дифракцией звука и резонансными колебаниями объема воздуха, заключенного в щели или отверстия В результате коэффициенты звукопроницаемости щели или отверстия могут быть больше единицы, а значения их звукоизоляции отрицательны
При частотах / ^ с/[6 (/+ 2 AZ) ] коэффициенты звукопроницаемости щели и отверстия вычисляются по формулам [18]
т1ц = (2/а)[тЧт + ещ)3 + 1]-1;(7 20)
10=[«(Ч+п/2)Н₽!Р,(7 21)
где с — скорость звука в воздухе; а = пЫХ, b — ширина щели; X — длина звуковой волны в воздухе, m = 1 для щели в середине ограждения, т = 0,5 для щели по краю ограждения; у = 1/Ь; / — глубина щели или отверстия; ещ= 2 Д//& = 0,368 [4 1g (4/а) — 1], 2 Д/— концевая поправка, учитывающая присоединенный объем воздуха у обеих сторон щели или отверстия, связанный при колебаниях с воздухом соответственно щели или отверстия; п = 2 для отверстия в середине ограж-
дения, п = 1 для отверстия у края ограждения, я = 0,5 для отверстия в углу; т] = Иг-, г — радиус отверстия,
При частотах /> с/[6(/+ 2 А/)] усредненные в полосах частот значения звукопроницаемости щели и отверстия равны
тщ = (4a/m2) av [l/at + (a/m)2 (1 + ai)]*i;(7.22)
т0 = 32 (₽/n)2 a2 [ Маг + (4р2/я)2 (1 + a^f1,(7.23)
at = 2cos2 (аещ); a2 = 2 cos2 (лр/2).
Из формулы (7 22) следует, что в указанной области частот звукопроницаемость щели не зависит от ее глубины. Экспериментальные исследования звукопроницаемости щели [3] при у< 2 согласуются с таким выводом. Однако при у > 2 расчетное по формуле (7 22) значение звукопроницаемости значительно выше измеренного. Это объясняется тем, что при выводе формул не было учтено возрастающее с увеличением у сопротивление, оказываемое поверхностями щели колебаниям воздуха в ней. Вследствие этого ожидаемого по расчету резкого повышения звукопроницаемости щели на резонансных частотах колебаний воздуха в щели, за исключением первой резонансной частоты, не наблюдается, и передача звука через щель приближается к случаю передачи звука при отсутствии волновых свойств воздуха в щели Усредненные измеренные частотные характеристики звукоизоляции щелей R№ расположенных в средней части ограждения, приведены на рис 7.9. Значение звукоизоляции щели, расположенной у края ограждения, следует принимать на 6 дБ меньше, чем при расположении ее в средней части ограждения
Звукоизоляцию ограждением с щелью или отверстием определяют по формуле
j? = j?o— 10 1g {1 4-[5Щ/(5О Н-5Щ)] (100,1 <^0 ^-1)}, (7.24)
где Ro и /?ш~ звукоизоляция глухой частью ограждения и щелью (отверстием), So и Зщ — площади глухой части ограждения и щели (отверстия).
Отверстия и щели оказыва-
ют тем большее влияние на звукоизоляцию ограждением, чем выше его собственная звукоизоляция Ro Если диаметр отверстия или ширина щели больше длины звуковой волны, то прошедшая через них звуковая энергия пропорциональна площади соответственно отверстия или щели В этом случае снижение звукоизоляции ограждением будет
AR = 10 1g {[1 + (5Щ/5О) X X Ю^’^Ц-КЗщ/Зо)]-1}.
(7.25)
Гис. 7.9. График для определения шукоизоляции щелью
При (5щ/5о) 10 ' ° » 1 общая звукоизоляция ограждением с проемом R = 10 1g (So/Зщ) и ие зависит от собствеииой звукоизоляции ограждением
ИЗОЛЯЦИЯ ШУМА МНОГОСЛОЙНЫМИ
ОГРАЖДЕНИЯМИ
Повышение звукоизоляции однослойными ограждениями достигается главным образом путем увеличения их массы Однако даже удвоение массы такого ограждения приводит к росту звукоизоляции лишь на 5—6 дБ Более эффективный способ повышения звукоизоляции — применение многослойных ограждений Под последними подразумеваются конструкции, составленные из нескольких жестких и упругих слоев Упругим слоем является, в частности, и воздушная прослойка. В последнем случае при достаточно большом расстоянии между составляющими плитами и отсутствии косвенных путей передачи звука звукоизоляция приближается в пределе к значению, равному сумме значений звукоизоляции составляющими плитами.
Двойные ограждения без жесткой связи по контуру
Расчетную модель таких ограждений обычно принимают в виде двух неограниченных по протяженности плит, связанных упругим слоем. Если скорость продольных волн в слое с, <с/3, то роль продольных связей, воспринимающих усилия сдвига, мала, и при расчетах звукоизоляции можно ограничиться рассмотрением плит с упругими поперечными связями, реакция которых пропорциональна разности смещений составляющих плит
Если, кроме того, длина продольной волны в слое больше шестикратной толщины ограждения, то волновыми процессами в слое можно пренебречь и представить его в виде системы поперечных упругих связей (пружин), непрерывно и равномерно распределенных по поверхности плит Тогда при частотах ниже граничных для этих плит двойное ограждение представляет собой двухмассовую колебательную систему масса 1 м2 первой плиты — жесткость поперечных связей, распределенных на площади 1 м2, — масса 1 м2 второй плиты Частота собственных колебаний этой системы
fp = [1/(2л)] VКЦп. + К!ту (7.26) где тх и т2 — массы соответственно первой и второй плит, кг/м2; К — коэффициент жесткости связей, равный E/d (Е — динамический модуль упругости материала упругого слоя, d — его толщина)
При частоте колебаний /р наблюдается наибольшее прохождение звука через двойное ограждение Двойные ограждения следует проектировать таким образом, чюбы частота /р лежала вне области частот с нормируемой звукоизоляцией, т. е. ниже 63 Гц В частности, для двойных ограждений с воздушным промежутком наименьшее допустимое расстояние между плитами, м, найденное из этого условия,
4шн = 0,9К IM + l/m2. (7.27)
Звукоизоляция двойным ограждением при частотах 2/р < f < < 0,5/rpi,j (/гр 1 г ~ граничные частоты для плит 1 и 2).
’ R = R2 + ^R = Ru + Д/?о, (7.28)
где R2 и Ro — звукоизоляция по закону массы однослойными ограждениями массой 1 м2 соответственно т2 и тоб = ^ + т2 [см. формулу (7 9)],
A7?=4Olg(f//o);(7 29а)
А/?о = 40 1g (///р);(7.296)
/0= [1/(2л)1 ^к?^— частота собственных колебаний массы nt! на упругом основании жесткостью К.
Поскольку частота /р имеет наименьшее значение при тг — т2, то ограждение из двух плит одинаковой массы иа частотах ниже граничной обладает наибольшей звукоизолирующей способностью среди других двойных ограждений той же общей массы
Звукоизоляция двойным ограждением при частотах f> 2/гр1>2
R = R2 + Д«,(7.30)
&R= 40 lg (f/A)-20 1g [1/(1-ИР)),(7.31)
А = [1/(2л)1 ККМГ, X = m2/mi; 0 = DJD2,
где R2 — звукоизоляция плитой с большей цилиндрической жесткостью (D2 > Dj), определяемая по формуле (7. 12)
Если ограждение составлено из двух одинаковых плит массой 1 м2 /пп, цилиндрической жесткостью D и коэффициентом потерь q каждая, то для частот выше граничной
^R = 40 lg (//f0) + 20 lg т) + 3,(7.32)
где А = [1/(2л)] У"К/тп.
Из сравнения формул (7.31) и (7.32) следует, что в противоположность области частот ниже граничной, при f > fTpl и равных общих массах звукоизоляционные качества двойных ограждений из разных плит выше, чем у ограждений из одинаковых плит Если плиты изготовлены из одного материала, то оптимальными являются соотношения толщин плит h2 = (2—4) hv Однако наибольший звукоизоляционный эффект достигается прит1=т2 и D1!D2^X. Практически достаточно, чтобы цилиндрические жесткости плит отличались друг от друга в 6— 7 раз. Подобные конструкции изготовляются из материалов с разными плотностями, что позволяет при неодинаковых толщинах получать одинаковые мтссы составляющих плит.
Повышение звукоизоляции такими двойными ограждениями при /> frpi> т е в области, где звукоизоляция определяется главным образом явлением волнового совпадения, связано с тем, что ограждения, составленные из разных плит, при одной частоте звука имеют различные углы совпадения, при которых происходит наибольшая передача звука Поэтому при любом падении звуковой волны явление волнового совпадения может возникнуть только в одной из плит Дополнительное повышение звукоизоляции двойным ограждением из плит одинаковой массы, но с различными цилиндрическими жесткостями, составляет при / > frp! около 10 дБ
Таким образом, тонкие плиты двойных ограждений, например стекла, при общей толщине остекления до 10—14 мм, следует изготовлять одинаковыми, а толстые плиты (двойные стены) — разными.
Если длина продольной волны, распространяющейся в поперечных связях, меньше шестикратной толщины промежутка между плитами,
Рис. 7.10. Дополнительная зв ляция двойным ограждением
то эти связи представляют в виде упругого слоя, передача звука через который описывается одномерным волновым уравнением. В этом случае для области частот ниже граничной дополнительная звукоизоляция двойным ограждением по сравнению с однослойным массой 1 м2 тп равна
ДЯ1 = 20 lg (Ml) ch (0,5т]с^) cos ^ Кtg2 ^ + th2 0,5nc^i. (7.33)
где Xt = тп/(Рс^)'> Pc и d — плотность и толщина упругого моя; т]с— коэффициент потерь материала упругого слоя; ^ = <о d/cv
Зависимость &RX от безразмерной частоты кх приведена на рис 7 10. Провалы в частотной характеристике соответствуют резонансным колебаниям упругого слоя, возникающим каждый раз, когда по толщине упругого слоя укладывается целое число полуволи, т е ^ = яге (я = = 1, 2 ...). Если усреднить значение ARX в постоянном относительном частотном диапазоне, то получим
ДЯ2 = 20 lg [тп<о/(РсС1)] - 3 = 20 lg (Шо) + 10 lg [mn/(pcd)] - 3.
(7 34)
На рис. 7.10 нанесены графики &R„ по формуле (7.74) и ДУ? по формуле (7.29а).
Таким образом, га низких частотах (/ < ct/6 d) дополнительная звукоизоляция возрастает на 12 дБ с удвоением частоты [см. формулы (7.29, а и б)], а на более высоких частотах (/ фо с,/6 d^, согласно формуле (7.34), — только на 6 дБ с удвоением частоты Причиной снижения эффективности изоляции шума двойными ограждениями являются резонансные колебания упруюго слоя Отметим также, что в этом диапазоне частот значение звукоизоляции не зависит от толщины упругого слоя, хотя сам частотный диапазон, в котором справедлива формула (7 34), и связан с толщиной слоя Вычислении, приведенные в [5], показывают, что на частотах выше граничной /Гр и выше /0 J^mn/(Pc d) дополнительная звукоизоляция также имеет тенденцию к увеличению на 6 дБ при удвоении частоты.
При отсутствии упругого материала межд) плитами двойного ограждения звуковые волны распространяются в воздушном промежутке под всевозможными углами В связи с этим дополнительная звукоизоляция на частотах / < с№ d растет только на 6 дБ а не на 12 дБ при удвоении частоты, и на 4 дБ — при удвоении толщины воздушного промежутка между плитами d. При частотах (> с/6 d звукоизоляция не зависит от толщины воздушного промежутка
Приведенные выше формулы звукоизоляции справедливы при отсутствии жесткой связи между плитами двойного ограждения по кон-
Двойные ограждения типа «сэндвич»
Такие конструкции состоят из двух тонких плит, связанных упругим промежуточным слоем — сердцевиной Отличительной особенностью ограждений типа «сэндвич» является сочетание высокой жесткости при изгибе и звукоизоляции, подчиненной закону массы в широком диапазоне частот Этим требованиям данные ограждения удовлетворяют благодаря достаточно большой жесткости при сдвиге сердцевины и высокой граничной частоте. Граничная частота «сэндвича» [7] при а ^ 0,8
/гр = /гр. п 1^ 1 — а“> (7.35)
где /гр. п — граничная частота для составляющен плиты «сэндвича»; a=ccdj/(cd); сс = I^G d/(2mn)— скорость распространения сдвиговой волны в сердцевине, нагруженной массой тп, равной массам 1 м2 одной плиты и половины толщины сердцевины, G — динамический модуль упругости материала сердцевины при сдвиге; d — толщина сердцевины; dL — расстояние между срединными плоскостями наружных плиг «сэндвича». Наибольшим значениям граничной частоты «сэндвича» соответствуют случаи, когда скорость сдвиговой волны сс меньше скорости звука в воздухе с. Повышения граничной частоты «сэндвича» следует добиваться не только уменьшением толщины наружных плит, но и уменьшением жесткости сердцевины при сдвиге для того, чтобы иметь возможно ббльшую массу всей конструкции. В то же время жесткость сердцевиич при сдвиге не должна быть слишком малой, чтобы значительно не снижать жесткость конструкции «сэндвича» при изгибе. Во всех случаях целесообразно задавать а2 не менее 0,1, поскольку при меньших значениях а2 граничная частота /гр практически уже не повышается, и звукоизоляция в области действия закон? массы дополнительно не увеличивается.
Значение граничной частоты «сэндвича» задается таким образом, чтобы область действия закона массы перекрывала требуемый для изоляции шума диапазон частот. Для ограничения деформативности кон- струг ции вводится требование, например, wM/l ^ 1/200, где шм— максимальный статический прогиб конструкции под действием собственной массы; Z — характерный размер конструкции. Если за расчетную схему принять конструкцию «сэндвича», шарнирно-опертую по двум противоположным краям и свободную по двум другим, то последнее условие приводится к виду
d? > PEf^'h [0,192 - 4,8pg//(ac)2]}, (7.3(у
где P = 2mngl — вес конструкции сэндвича» шириной 1 м Е' = = £7(1 —v2) (Е и v — модуль упругости и коэффициент Пуассона материала плит; /i — их толщина); $=GiGc, Gc— статический модуль упругости материала сердцевины при сдвиге; g—ускорение свободного падения, /— расчетный пролег конструкции «сэндвича».
Дополнительным требованием является отсутствие в рассматриваемом диапазоне резонансных частот симметричных колебаний;
/р = d/я) VGl^d).
Двойные ограждения со связью по контуру
В зданиях плиты двойных ограждений связаны между собой через примыкающие к ним конструкции. Помимо прямой передачи звука через двойное ограждение важное значение для звукоизоляции такими конструкциями имеет распространение колебаний от одной плиты ограждения к другой через связь по контуру.
Чтобы получить представление о влиянии этих связей на прохождение звука через двойное ограждение, рассмотрим конструкцию, составленную нз двух плит, связанных ребрами по контуру Жесткость ребер при изгибе, как правило, значительно больше цилиндрической жесткости плит ограждения Если принять, что распространение колебаний по конструкции происходит только нзгибными волнами, то следует ожидать уменьшения передачи колебаний через ребра с увеличением нх жесткости, а прн абсолютно жестких ребрах — полное отсутствие передачи колебаний от одной плиты к другой.
В действительности же звукоизоляции такой конструкцией с ростом жесткости ребер уменьшается Причина этого — возникновение в плитах продольных волн, которые вызывают угловые колебания ребер как жестких тел, что приводит к изгибным колебаниям плит Этот вид передачи имеет основное значение для звукоизоляции двойными ограждениями г жесткими связями по контуру, в результате чего значение дополнительной звукоизоляции при установке второй плиты через жесткие ребра по контуру снижается до 6 дБ. Поскольку в зданиях плиты двойных ограждений связаны между собой ие ребрами, а примыкающим!' к иим конструкциями, которые дополнительно препятствуют повороту плит в местах примыкания, то значение собственной звукоизоляции двойным ограждением оказывается несколько большим, чем в рассмотренном выше случае. Однако сколько-нибудь значительному повышению звукоизоляции при установке второй плиты препятствует косвенная передача шума по путям 3 н 4 (см. рис. 7.14), учет которой играет решающую роль при оценке фактической звукоизоляции двойным ограждением '
В то же время приведенные выше зависимости звукоизоляции двойным ограждением без связи по контуру от их параметров остаются качественно неизменными, хотя и менее выраженными количественно, при любых типах связей плит по контуру.
Плиты, облицованные упругими слоями [11]
Характер звукоизоляции такими ограждениями сильно зависит от упругих свойств слоев. Если скорости поперечных волн в упругих слоях не менее, -ем в 3—4 раза больше скорости звука с в воздухе, то на частотах / < c/4re d (d — толщина слои) упругие слон ведут себя как однослойные плиты, а вся конструкция — как трехслойиая плита Ее звукоизоляция равна звукоизоляции однослойной плитой массой 1 м2, цилиндрической жесткостью и коэффициентом потерь, как и у трех- слойиой плиты.
В случае облицовки плит мягкими слоями (скорости поперечных волн в слоях меньше одной трети скорости звука в воздухе) прн длинах продольных волн в слое больше 12-кратной его толщины звукоизоляция такими конструкциями не отличается от звукоизоляции однослойной плитой с той же цилиндрической жесткостью и массой 1 м2, что и у об-
Рис. 7.11. Дополнительная звукоизоляция при облицовке плиты с одной или двух сторон упругими слоями
лицованной плиты, и приведенным коэффициентом потерь, равным при облицовке плиты слоем с одной стороны т]п+ l/3r}c^mc/(mn + тс), а с двух сторон т]п+2/3i]c^rnc/(mn+2тс), где т]п и т]с—коэффициенты потерь соответственно р плите и слое; ^ = 2л/ dlcT, сг — скорость продольной волны в слое; ти и тс — массы 1 м2 плиты и слоя
При облицовке плиты упругим слоем с одной стороны на частотах pcc1/(mn+ mc) |^2 < , < 1/2/гр дополнительная звукоизоляция равна
Д#1 = Ю 1g {[1 + (рсС1/2л/тп)2] ch т]^} - 3,(7.37)
где рс — плотность материала слоя.
При частотах f < ^Мл di]c значение дополнительной звукоизоляции не связано с толщиной слоя, уменьшается с ростом частоты и зависит только от отношения волнового сопротивления упругого слоя pccj к инерционному сопротивлению плиты 2л/тп
На частотах выше граничной при рсс1/2л/'тц< 0,1
Д^ = 101g [ch T]c*i + (РсС1/2л/тпт]с) sh nc^il — 3.(7.38)
При облицовке плиты упругими слоями v двух сторон дополнительная звукоизоляция на частотах pcc1/(mn+ 2mc, ^"2< / < 0,5frp bR„ = 10 1g {1 + [1/2 + 2 (рсС1/2л/тп)2] ch2 Пс^} - 6, (7.39) а на частотах выше граничной при р^^л/щц < 0,1
&Rt = 5 1g [(Рс^/гл/тп^с)2 (1 + 0,5 ch 21],,^) ch2 т)с^11 — 3. (7 40)
Вид частотных характеристик Д^ и &R2 приведен на рис 7.11.
Ограждения с гибкой плитой на относе
Эффективным способом повышения звукоизоляции без сколько- нибудь значительного увеличения массы является установка на некотором расстоянии перед однослойным ограждением гонкой гулкой плиты, что связано г малым излучением звука плитами при частотах нижз граничной Дополнительная звукоизоляция стеной при устройстве гибкой плиты иа относе в диапазоне частот f> to [25 ]
Ы? =-Ю lg [(A.W + $л, т«1, (7 41) i№f,= (1/2л) /^7— частота собственных колебаний гибкой плиты кчсгюй тп на упругом основании — воздушном промежутке толщиной <1 между стеной и плитой — жесткостью К = 0,14/d, МПа/м, $л> т — коэффициенты излучения гибкой плиты, п — число связей, соединяющих плиту со стеной. Коэффициент излучения плиты при ее связи со стеной но линии (линейный коэффициент излучения)
(7.42)(7.42)4л— (2/л) [с/(/гр/)1,
(7.42)
(7.42)
где /гр — граничная частота тонкой плиты; / — размер стены в направлении, перпендикулярном линии связи Точечный коэффициент излучения при связи плиты со стеной в точке определяют по формуле
sT = (8/^) [c2/(/2pS)], (7.43)
где S — площадь стены При частотах /> 3/0 значение дополнительной звукоизоляции ДУ? = —10 1g 5Л тп и не зависит от частоты. Конструкции стен с гибкими плитами на относе показаны на рис. 7.12
Применение точечных связей эффективнее, чем линейных, Если облицевать стену гибкими плитами на относе с двух сторон, то собственная звукоизоляция стеной повысится на 2 ДУ?. Расчет фактической звукоизоляции такими конструкциями приведен в п. 7.3 6
Косвенная передача шума
Пути передачи воздушного шума из одного помещения в другое показаны на рис 7.13 Путь У называют прямым путем передачи шума, а 2, 3, 4 — косвенными путями
3 6.1 При расчете фактической звукоизоляции уровень звукового давления, переданного из помещения I в помещение II (рис. 7.14), равен [5, 7]
L2 = Lt + 10 lg №/5=) — У?1 + Д^ (7 44)
где ^ — уровень звукового давления в помещении I, S, — площадь ограждения У, разделяющего помещения 1 и 1Г, В2— постоянная помещения 11; Rt — собственная звукоизоляция ограждением У, ДД2 — повышение уровня звукового давления в помещении II вследствие косвенных путей передач;’ шума из помещения 1;
ЬЦ = 101g р + £ [ти. ю0,1 <R~R^ +
+ (Si+t/Sl) (т1, U4 + И, z+4" 10 1 ’))] j, (7.45)
Рис. 7.13. Пути передачи воздушного шума
здесь Rt — собственная звукоизоляция t-м ограждением, Sj+4 — площадь (i 4- 4)-го ограждения помещения II, тг1 — коэффициент передачи колебаний от г-го ограждения к ограждению 1, л, г+1 — коэффициент передачи колебаний от ограждения 1 к (г + 4)-му ограждению попещения // и т. д Значения коэффициентов передачи колебаний приведены в п. 7 3 6 2.
Величина /?1 = Rv — AL2 есть фактическая звукоизоляция ограждением 1 в здании Подобным же образом определяют фактическую звукоизоляцию R\ ограждением 1 при установке по одну или обе его стороны дополнительных звукоизолирующих конструкций /' и *" в виде гибких плит иа относе, пола на упругом основании,
подвесного потолка и т п. Вподвесного потолка и т п. Вэтом случае собственная звукоизоляция такой конструкциейR = Ry + АЛр + А/?р,(7.46)а повышение уровня звукового давления в помещении II вследствие косвенных путей передачи шумаэтом случае собственная звукоизоляция такой конструкциейR = Ry + АЛр + А/?р,(7.46)а повышение уровня звукового давления в помещении II вследствие косвенных путей передачи шума^,1 (R^ARp-R^^,1 (R^ARp-R^
подвесного потолка и т п. В
подвесного потолка и т п. В
этом случае собственная звукоизоляция такой конструкцией
R = Ry + АЛр + А/?р,(7.46)
а повышение уровня звукового давления в помещении II вследствие косвенных путей передачи шума
этом случае собственная звукоизоляция такой конструкцией
R = Ry + АЛр + А/?р,(7.46)
а повышение уровня звукового давления в помещении II вследствие косвенных путей передачи шума
^,1 (R^ARp-R^
^,1 (R^ARp-R^
где ^R1, и NR,„ — дополнительная звукоизоляция ограждением 1 при установке соответственно конструкций /' и Г.
Наибольшее возможное повышение фактической звукоизоляции ограждением / (или равное ему повышение звукоизоляции помещения //) при сколько угодно большом значении звукоизоляции дополнительной конструкцией Г (^Rv = оо и kRy, = 0) будет
ARi шах = -Ю 1g 2 IO0’* (R"Ri) [ть + (S^/SJ тг, i+4J. (7.48)
При дополнительной звукоизоляции NRV, = оо и ^RV, = 0
&R» max = -10 1g 2 (5,44/Si) (ть i+4 + тг, /+4- 10°J <*i~^)). (7.49)
При устройстве дополнительных конструкций с обеих сторон ограждения 7 и А7?р = А/?Р, = оо
kR» max = -10 lg £ (S^/S,) IO0,1 (R~Ri> 4, i+4.(7.50)
6.2 Коэффициенты передачи колебаний для расчетных схем элементов зданий, приведенных на рис 7 15, определяются по формулам [5].
для схемы /
т{2 = 0,5 (а/т)2/3/(2а2 + 2а + 1);(7.51)
для схемы //
т^ = (а/т)2/3/(а2 + 4а + 5);
т^ = 1/(а2 + 4а + 5);(7.52)
для схемы ///
т?” = (а/ш)2/3/(4а9 + 8а + 5);
т’” = 1/(4а2 + 8а + 5),(7 53)
IXIXгде а = а,/ат; а, = V"тгЩ; а2 = Ут2О1; т = пытх, m, = т3 и т^ — массы 1 м2 соответственно плит 1, 3 и 2; Dx = D4 и О2 — цилии-
IX
IX
дрические жесткости тех же
Для сплошных однородных
-^ И изотропных ПЛИТ ТОЛЩИНОЙ hi, ПЛОТНОСТЬЮ Р; И СКОРОСТЬЮ ПрОДОЛЬНОЙ ВОЛНЫ Ci
ае = plC‘-5/i2-5/6,46.(7.54)
7 3 6 3. Ниже рассмотрены ”К упрощенныеметоды расчета
ментов здания
фактической звукоизоляции [0.11, 0 16] В табл 7 2 и иа рис. 7 16 приведены усредненные по частоте значения повышения Фактической звукоизоляции однослойным ограждением при устройстве дополнительных ограждающих конструкций Приняты следующие обозначения’ т= = mt/m2, ₽= т [с^/(с^^'2; тг, т2 и т3— масса 1 м" соответст- веино несущей части перекрытия, поперечной стены или перегородки (одной панели в случае двойной перегородки) и продольной стены; Нъ Иг и Из — толщина тех же ограждающих конструкций; съ сг и с3 — скорости продольных волн по табл 7.3
Приведенные в табл 7.2 значения дополнительной звукоизоляции при установке второй панели Д^ справедливы при 2 ^ Шз/п^ ^ 4 и 1 ^ .m3/m2) [СЛ^(С2^2)]^ 2 ^ 10
Для определения дополнительной звукоизоляции при установке гибких плит на относе с обеих сторон ЛТ?2 можно пользоваться рис 7.16, если 1 ^ т^пц ^3 и 0,5^ (m3/m2) [^3/(^2) 13/2 ^ 5.
тНаличие пола на упругом основании^R1, ДБ2,5 и менеенТ9зЕсть10тНаличие пола на упругом основании^R1, ДБ2,5 и менеенТ9зЕсть10МатериалС‘м/с’Тяжелый бетой3700Облегченный и легкий бетон3500Кирпичная кладка2300МатериалС‘м/с’Тяжелый бетой3700Облегченный и легкий бетон3500Кирпичная кладка2300Скорости продольных волнСкорости продольных волн
т
Наличие пола на упругом основании
^R1, ДБ
2,5 и менее
нТ
9
з
Есть
10
т
Наличие пола на упругом основании
^R1, ДБ
2,5 и менее
нТ
9
з
Есть
10
Материал
С‘м/с’
Тяжелый бетой
3700
Облегченный и легкий бетон
3500
Кирпичная кладка
2300
Материал
С‘м/с’
Тяжелый бетой
3700
Облегченный и легкий бетон
3500
Кирпичная кладка
2300
Скорости продольных волн
Скорости продольных волн
Приведенные ограничения указывают на соотношения параметров ограждающих конструкций зданий, при которых косвенная передача шума по продольной степе ос-ается примерно одинаковой, и изменение звуковой мощности, передаваемой косвенными путями в изолируемое помещение, зависит прежде всего от параметров перекрытия и поперечных стен
Расчет фактической звукоизоляции сводится теперь к построению частотной характеристики собственной звукоизоляции однослойным ограждением и ее перемещению на графике вверх на Д7?г дБ.
Расчет фактической звукоизоляции в дБ (А)
Для ориентировочной оценки звукоизоляции многослойными ограждениями ее значение выражается в дБ (А), которое вычисляется по формулам, приведенным ниже [10, 17].
Для ограждения, составленного из двух одинаковых плоских плит с воздушным промежутком между ними,
Ra ~ 22 1g (Щц/Що) — 3»(^ 55)
где тп — масса 1 м2 одной плиты из бетона, железобетона, шлакобетона, кирпича, газо-пенобетона и подобных материалов, кг.
Для двойного глухого окна из стекол одинаковой толщины
/?А = RA + Afl^(7.56)
где Rд—звукоизоляция, дБ (А), одинарным глухим окном, определяемая по формулам (7 15) или (7 16), ARa —дополнительная звукоизоляция, дБ (А) двойным глухим окном
Д^д = 2,5 !g (hd2/^) — 6.(7.57)
Здесь h — толщина стекла, мм, hQ = 1 мм; d — толщина воздушного промежутка между стеклами, мм.
Для однослойной стены с тонкими плитами (металлическими листами, сухой штукатуркой, древесностружечными плитами и т п.), отстоящими от стены на расстояние не менее 4 см и связанными с ней в отдельных точках или ио отдельным линиям при расстоянии между связями не менее 50 см,
Ra = 22 lg (mn/m0) + ARa - 12,(7.58)
где ARa = AR (см рис 7 16 и обозначения в п. 7.3.6),
ЗВУКОИЗОЛИРУЮЩИЕ КОЖУХИ
Звукоизолирующие кожухи, как правило, являются наиболее эффективным средством уменьшения шума от оборудования и позволяют значительно снизить шум в непосредственной близости к источнику.
Кожухи могут быть съемными или разборными, иметь смотровые окна, открывающиеся двери, а также проемы для ввода коммуникаций. Кожухи выполняются из стали, дюралюминия и других материалов. Внутренние поверхности сгенок кожухов следует облицовывать звукопоглощающим материалом толщиной не менее 50 мм. Звукоизолирующие кожухи устанавливают на упругих прокладках, не допуская жест-
кой связи элементов кожух? с изолируемым оборудованием или его фундаментом. Отверстия для циркуляции воздуха или прохода коммуникаций должны быть снабжены щелевыми 1 душителями длиной 0,5— 1,0 м с шириной щели 20—40 мм при ее двусторонней облицовке звукопоглощающим материалом и 10—20 мм при односторонней облицовке [15, 0.16].
Требуемая звукои оляция кожухом определяется по следующим формулам [0.7, 0.12]
. При устройстве кожуха для защиты от шма оборудования, расположенного в открытом пространстве.
R^Lp-L^- 15 lg V!r») - МЮОО - 10 Ig a - 3, (7.59) где Lp— октавный уровень звуковой мощности источника щума, дБ; г — расстояние от акустического центра источника шума до расчетной точки, м, г0 = 1 м, Ра — коэффициент поглощения звука в воздухе, дБ/км (табл. 6 1), a — средний коэффициент звукопо! лощения внутренних поверхностей кожуха, принимаемый по данным гл. 8.
При устройстве кожуха для защиты от шума оборудования, расположенного в помещении,
RT = LP- La + 10 1g (-Дг + -^) - 10 lg a + 5, (7.60)
где Ви — постоянная изолируемого помещения, м2, принимаемая по данным гл 6, Во = 1 м2
При отсутствии внутренней звукопоглощающей облицовки кожуха член 10 1g авформулах(7 59), (7 60) следует заменить на 101g (Зис j/Зк), где 5ИСТ — площадь поверхности источника; SK — площадь поверхности кожуха
Если в стенке кожуха имеется смотровое окно или дверь, то требуемая звукоизоляция стенкой
Rte = Ri + 10 lg [SC/(SC + So)] 4- 3,(7.61)
а требуемая звукоизоляция окном или дверью
Я,о = Яг + 10 lg [So/(SC + So)] + 3,(7.62)
где Sc — площадь стенка кожуха, So — площадь окна или двери.
Звукоизоляция необлицоганными стенками, смотровыми окнами или дверями определяется по методике, изложенной в п 7.2 и 7.3. Звукоизоляция стенками со звукопоглощающим слоем R = Ro + АЯ, где Яо — звукоизоляция стенками без облицовки, ДЯ — дополнительная звукоизоляция звукопоглощающим слоем, частотная характеристика которой приведена на рис 7 17 [9 I Значения координат ючег Д, В и С находят по табл 7.4.
ющим слоемющим слоемОктаваОктава
ющим слоем
ющим слоем
Октава
Октава
Zr'
&ДБЛ’
/В. Гц
ДКу, дБ
гС’
ARC, дБ
Сталь
Алюми-
6/6
о
60/6 или
+ 3
12/Д
1,8 bRB
1.5ARs
Примечания I 6 — толщина звукопоглощающего слоя, м 2. й — толщина плиты (без ребер), м
3 rss — удельное сопротивление материала продуванию, Па«с/м2, принимаемое по табл. 7 5.
4 Значения абсциссы fg принимается наибольшие из двух зна-
5 При б > 1500/rss следует принимать rss = 1500/6.
Таблица 7 4
Координаты точек Л, S и С
Материал
Удельное сопротивление продуванию,
Минераловатные плиты повышенной жесткости на синтетическом связующем по ГОСТ 22950—78
Плиты теплоизоляционные из минеральной ваты на сии- тетнческом связующем, полужесткие по ГОСТ 9573—82 Плиты из стеклянного штапельного волокна на сиите тическом связующем по ГОСТ 10499—78
17- 10»
(7.63)(7.63)AL = 7? + 10 1g а,AL = 7? + 10 1g а,или приближенно [8]или приближенно [8]AL = /?0+5 1g [aV(l-a)J,AL = /?0+5 1g [aV(l-a)J,Акустическая эффективность кожуха, под которой понимается снижение уровня звукового давления в помещении после установки кожуха,
(7.63)
(7.63)
AL = 7? + 10 1g а,
AL = 7? + 10 1g а,
или приближенно [8]
или приближенно [8]
AL = /?0+5 1g [aV(l-a)J,
AL = /?0+5 1g [aV(l-a)J,
где Я — звукоизоляция кожухом
ЗВУКОИЗОЛИРОВАННЫЕ КАБИНЫ И ПОСТЫ
УПРАВЛЕНИЯ
Эффективным средством защиты работающих от шума оборудования является устройство звукоизолированных кабин и постов управления Кабины и посты управления изготовляют из кирпича, бетона, шлакобетона и подобных материалов, а также сборными из металли-
ческих панелей с упругим промежуточным слоем типа «сэндвич» (см п. 7.3 2) Последние рекомендуется применять в кабинах и постах, если требуемая звукоизоляция их глухой частью на частотах 1000—8000 Гц ие превышает 25—35 дБ.
Двери в этих помещениях следует располагать на стороне, противоположной к наиболее мощному источнику шума Внутренние поверхности верхней части стон и потолок должны иметь звукопоглощающую облицовку Кабины и посты управления желательно устанавливать на виброизоляторы На рис 7 18 показана схема звукоизолированного поста управления с системой кондиционирования воздуха Кондиционер устанавливается в звукоизолированном от поста помещении на виброизоляторах Подбор конструкции перегородки, отделяющей пост управления от помещения с кондиционером, производится таким образом, чтобы се звукоизоляция на частотах 500—2000 Гц была не меньше 15 дБ Внутренние поверхности стен и потолок помещения с кондиционером толжны иметь звукопоглощающие облицовки, а воздуховоды обеспечены глушителями шума Звукопоглощающий подвесной потолок в помещении поста управления следует выполнять из перфорированных плнт, через которые осуществляется раздача кондиционированного воздуха в пост
Гребуемую звукоизоляцию ограждающими конструкциями кабин и постов управления определяют по формулам (7.1) и (7 4), а при ориентировочных расчетах — по формулам (7 5) и (7.8). Подбор ограждающих конструкций и расчет звукоизоляции ими производятся на основании пп. 7.2, 7 3 и 7 7. Акустический расчет глушителя выполняется по данным гл. 11.
АКУСТИЧЕСКИЕ ЭКРАНЫ
В ряде случаев достаточная защита от шума оборудования достигается применением акустических экранов, обеспечивающих снижение интенсивности прямого звука, излучаемого источником Использование акустических экранов целесообразно, когда в расчетной точке уровень звукового давления прямого звука от источников шума значительно выше, чем уровни звукового давления отраженного звука. Экраны изготовляют из стальных или алюминиевых листов толщиной 1,5—2 мм. Листы облицовывают звукопоглощающим материалом (желательно с двух сторон) толщиной не менее 50 мм
Акустическую эффективность экрана, равную снижению уровня звукового давления в расчетной точке в условиях открытого пространства от /г-го источника шума после установки экрана, оппеделяют по формуле
АДэкР = -10 1g (кГ0,1 Д£^Р + 10-0’ Д£"КР + 10-0’1 ДЛ'"4 (7.65>
где AL*Kp — акустическая эффективность экрана бесконечной протяженности в плане, значение которой может быть найдено из рис 7 19 [27] в зависимости от SJft — a1h + \ft — dlh и частоты f; AL^p и AL^, — акустические эффективности экрана бесконечной высоты, определяемые из того же рис. 7 19 в зависимости соответственно от 62ь = = ад + b2ft — dak, 6ай = a3h + b3h — d3k и /. Здесь а№, ад и азА — кратчайшие расстояния, м, от поверхности /г-го источника шума соот- ветствеино до верхней и до боковых границ экрана (рис 7 20), by, Ьд и Ьд — кратчайшие расстояния, м, оответственно от верхней и боковых границ экрана до расчетной точки, dyt, dak. и d3k — кратчайшие расстояния, м, от расчетной точки до соответственно поверхности h-то источника и элементов его поверхности, ближайших к боковым границам экрана.
При устаиовке экрана в помещении его эффективность снижается из-за появления поля отражеииого от ограждающих поверхностей звука.
экрана между расчетной точкой (РТ) и источником шума (ИШ)
1 + 8лл|/В1 + 8лл|/Вb-U = 10 lg — 10b-U = 10 lg — 10(7.66)(7.66)
1 + 8лл|/В
1 + 8лл|/В
b-U = 10 lg — 10
b-U = 10 lg — 10
(7.66)
(7.66)
Снижение уровня звукового давления в расчетной точке помещения в этом случае
где г^ — расстояние от акустического центра /г-го источника шума до расчетной точки, м, В и В1 — постоянные помещения соответственно до и после установки экрана, м.
Полное снижение уровня звукового давления в расчетной точке помещения при действии п источников шума после установки экрана
ДА =10 1g 5 IQ0,1^—101g £ 10°а^ Д£*р\(7.67)
где L^ — уровень звукового давления в расчетной точке от А-го источника до установки экрана
Для ориентировочных расчетов акустического эффективность экрана можно оценить в дБ (А) по формуле [4, 17 ]
ДАэкр - -Ю 1g (10"°J Д^экр + 10”°а Д^‘$КР + 10“°а AL”M,
(7.68)
(7.69)(7.69)Д^'Л £рШ — Ю *8 ^U, 26, 36 + Дэкр,
(7.69)
(7.69)
ДЖр — поправка, дБ (А), значения которой приведены на рис 7 21 (см также п 7 1 2) Здесь дЬдэкр, А^д^р и А7^кр —тоже, что и в формуле (7.65), но выражены в дБ (А) Из рис. 7 21 следует, что при прочих равных условиях экраны эффективнее снижают высокочастот
ные шумы, чем низкочастотные
Снижение уровня звука, дБ , А), в расчетной точке помещения от А-го источника шума после установки экрана
Снижение уровня звука, дБ (А), в расчетной точке помещения от п источников шума после установки экрана
Д£Л=Ю^2 10°’1£лк — 101g 2 iq0'1 ^ла-^ла), (771)
где Ьдн — уровень звука, дБ ХА), в расчетной точке от fe-ro источника до установки экрана
В акустически необработанных помещениях снижение уровня шума экраном составляет обычно не более 2—3 дБ Эффективность экрана повышается при облицовке звукопоглощающими материалами прежде всего потолка помещения Для оценки среднего по частоте сни-
ь/в
h/H-ОД
h(H-06
Ь/8
h/H=0,8
ь/н-у
2-5
-
8
6
| |
0,12
9
8
7
-
16
10
Р р |
0,0
9
7
-
79
16
[Ю
6
5
0,8
16
10
IГ]
11
8
ол
10
12
-
11
9
0,0
и
11
|УУ|У|
-
8
и,25
10
ПЭ
11
. 7.22. Эффективность установки экранов в помещении, 1,8 и hiH = 0,6:
экран, не облицованный звукопоглощающим материал ный экран, 3 — звукопоглощающая облицовка потолка
дБ, при h Н =
юм; 2 — облицо»
жения уровня звукового давления экранами при определенных соотношениях их высоты h к высоте помещения Н и различных способах установки звукопоглощающей облицовки может служить рис 7 22 [23]. Приведенные значения получены при коэффициенте звукопоглощения акустически необработанных поверхностей помещения а = 0,05 и коэффициенте звукопоглощения облицовки а = 0,9. Облицовка расположена со стороны источника шума
ЗВУКОИЗОЛЯЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ОГРАЖДАЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ
В табл 7.6 и 7 7 [1, 7, 0 16, 22, 0 18] приведены значения фактической звукоизоляции однослойными и многослойными ограждениями при обычных косвенных путях передачи шума и отсутствии строительных дефектов Основные указания по проектированию таких конструкций даны в п 7.2 и 7.3
Значения звукоизоляции глухими окнами представлены в табл. 7.8 [7, 12, 0 16] Уплотнение стекол одинарных окон можно производить замазкой или упругими прокладками, а двойных — желательно только упругими прокладками, что способствует снижению косвенной передачи шума При облицовке периметра межстекольного пространства звукопоглощающими материалами толщиной не менее 30 мм звукоизоляция окном дополнительно повышается в среднем на 3 дБ иа всех частотах.
В необходимых случаях может применяться тройное остекление. Звукоизоляция повышается иа всех частотах в среднем иа 3 дБ, если третье стекло располагается ие далее 10 мм от одного из наружных стекол Установка третьего стекла в середине межстекольиого пространства снижает значение звукоизоляции по сравнению с двойным окном иа 2—3 дБ [7, 0.16]
Значения звукоизоляции дверями определяются по данным табл 7.9 [7, 0 16] Звукоизоляция дверями повышается при их герметизации путем плотной подгонки полотна двери к коробке, устранением щели между дверью и полом при помощи порога или фартука из прорезиненной ткани или резины с уплотнением притворов Применение уплотняющих прокладок при одновременном устройстве порога с уплотняющей прокладкой увеличивает звукоизоляцию дверями в среднем на 5—6 дБ. Для плотного закрывания дверей их снабжают запорами с защелкой. Наибольшая звукоизоляция достигается применением двойных дверей с тамбуром Стены в тамбуре облицовывают звукопоглощающим материалом
Звукоизоляция однослойными ограждениями, дБ
Конструкция
Толщина, мм
Л“Скг
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
дб1а)
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
Кирпичная кладка, ошту-
60
40
катуренная с двух сторон
270
49 П
4 з
43
43
51
58
6 0
6 0
6 0
46
590
R90
49
49
51
59
6 0
6 0
6 0
60
Железобетонная панель
5 0
1 95
31
31
31
36
43
5 0
58
6 0
34
1 по
95O
38
3 8
38
44
h i
59
6 0
6 0
Д 1
| 9 П
ЯОО
40
40
40
46
54
6 0
6 0
6 0
4 2
1 40
Ч ti 11
41
4 1
4 1
48
55
6 0
60
6 0
44
160
400
43
43
43
50
57
60
6 0
6 0
Шлакобетонная панель
140
250
39
39
39
46
53
6 0
6 0
60
4 j
250
400
4 9
42
42
5 0
58
6 0
6 0
6 0
4 9
Пемзобетонная панель,
130
255
39
39
39
45
60
6 0
6 0
41
оштукатуренная с двух сторон Керамзитобетонная па
80
100
31
3 1
31
38
46
53
6 0
60
32
нель
120
150
34
34
35
4 1
49
57
6 0
6 0
3 6
Гипсобетонная панель
80
120
3 2
32
32
39
47
54
6 0
6 0
34
Шлакоблоки, оштукату
22 0
360
41
4 1
41
49
57
60
60
6 0
44
ренные с двух сторон Стальные плиты с ребрами
0 7
5 5
1 0
15
19
29
26
30
34
38
91
жесткости
8
12
17
20
24
28
32
3 6
36
22
2
16
1Q
2 0
24
28
32
36
35
33
25
23
19
2 3
27
31
3 5
37
30
39
26
4
31
21
25
29
33
36
34
34
41
27
39
22
2 6
30
34
37
32
36
42
28
47
23
27
31
35
37
30
39
43
29
8
62
24
28
32
36
34
33
4 q
44
3 0
Таблица 7.7
Звукоизоляция многослойными стенами и перегородкам
и
Толщн
на, мм
Среднегеометрические 1 октавных полос, .
частоты
F
Конструкция
воздуш-
Масса
§
элемента
125
250
500
1000
2 000
4000
жутка
Две кирпичные стены на общем фунда-
380 и 510
150
1400
49
51
60
68
74
81
Две кирпичные стены на раздельном фундаменте •
380 и 510
300
1400
61
65
72
80
88
95
Две бетонные стены в здании
40 и° 70
40 и 70
340
35
41
48
55
65
Две керамзнтобетонные плиты на общем фундаменте
60
60
150
33
36
43
51
57
57
Две газосилнкатобетонные оштукатуренные стены в здании
60 60120
120
*92
33
36
33
48
56
57
Две гипсобетонные перегородки в здании
70
60
170
32
40
39
45
53
64
То же, с мннераловатными или стекло волокнистыми плитами толщиной 35 мм в воздушном промежутке
70
60
160
35
40
41
46
56
63
Две оштукатуренные перегородки из древесноволокнистых плит в здании
50
20
ПО
37
46
43
54
57
63
Конструкция
Толщина, мм
1 Мм“Скг
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
элемента
воздуш-
проме- жутка
125
250
500
1000
2000
4000
Две асбестоцементные плнты с промежуточным слоем из пенополиуретана толщиной 54 мм в здании
6 и 10
-
32
25
36
39
39
45
40
Две стальные профилированные плнты с промежуточным слоем из пенополиуретана толщиной 60 мм
0.8
-
17
20
25
29
31
33
38
Две стальные плнты с промежуточным слоем нз минеральной плнты толщиной
-
36
21
34
43
39
57
57
Две плнты нз сухой штукатурки, прикрепленные к металлическому каркасу, в здании
12,5
100
25
26
35
43
47
47
40
То же, с минераловатной плитой толщиной 45 мм в воздушном промежутке
12,5
100
30
31
40
43
47
47
40
Кирпичная перегородка толщиной 95 мм с облицовкой оштукатуренными древесноволокнистыми плитами толщиной 25 мм по деревянным рейкам 40X60 мм через 500 мм, в здании
40
180
37
45
49
52
58
61
Конструкция окна
Толщина, мм
Условия примыкания стекла по контуру
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
Б'(А)
стекла
воздуш-
проме- жутка
63
125
250
500
1000
2000
4 000
8000
Одинарные окна
По замазке
с силикатным стек-
То же
15
19
23
27
31
3 5
29
37
23
лом
6
»
17
21
25
29
33
31
34
42
25
Одинарные окна
5
g
13
18
23
28
33
35
32
20
с органическим
10
13
18
23
28
33
35
32
4 о
24
стеклом
20
18
23
28
33
35
32
40
48
28
Стеклоблоки
98
-
37
40
42
45
48
50
-
-
Двойные окна с си
3 и 3
1 уд
Через уплот
32
33
4 i
49
52
49
43
ликатными стек
3 и 3
150
няющие про
—
3 6
35
46
4 9
53
50
44
—
лами
3 и 3
200
кладки из мяг
38
39
49
49
52
49
44
7 н 7
100
кой резины
37
39
48
4 9
51
58
57
7 н 7
150
38
4 0
49
5 0
5 0
6 0
58
3 и 3
100
По замазке
37
32
37
43
49
4
50
7 и 7
100
То же
—
38
38
45
46
46
58
58
Двойные окна с ор
4 и 4
100
Через уплот
23
33
39
48
55
61
54
—
ганическими стек
4 и 4
150
няющие про
—
27
36
4 5
4 8
53
61
57
лами
кладки из мяг
кой резины
По замазке
** Звукоизоляция глухими окнами, дБ
Таблица 7.8
Конструкция полотна двери
Условия прилегания полотна по периметру притвора
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
дб1а)
125
250
500
1000
2000
4000
Стандартное дверное полотно тол- щнной 40 мм
Через прокладку нз пенополиуретана сечением Юх
18
21
94
24
23
27
21
Через прокладку нз пористой резины сечением 14 X
То же, обнто дерматином по минеральному войлоку
Уплотняющий валик иа дверной коробке
90
26
29
32
35
36
26
Дверное полотно с наплавом, составленное нз двух наружных листов фанеры и одного листа асбестоцемента по 6 мм каждый н двух промежуточных слоев стекловолокна по 10 и 50 мм
Через два ряда прокладок из пористой резниы
Двойная дверь с тамбуром шириной 30 см, конструкция двери см. предыдущий пункт
Через два ряда прокладок из пористой резины
31
29
36
46
49
42
34
Дверное полотно, составленное из трех стальных плит толщиной
2,2 н 3 мм, слоя песка 20 мм, стекловолокна 41 мм н резниы 4 мм
Через прокладки из пори стой резины
Таблица 79
Звукоизоляция дверями, дБЗвукоизоляция дверями, дБ
Звукоизоляция дверями, дБ
Звукоизоляция дверями, дБ
ГЛАВА 8
СНИЖЕНИЕ ШУМА МЕТОДАМИ
ЗВУКОПОГЛОЩЕНИЯ
СНИЖЕНИЕ ШУМА
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩЕЙ ОБЛИЦОВКОЙ
Под звукопоглощением понимают свойство акустически обработанных поверхностей уменьшать интенсивность отраженных ими волн за счет преобразования звуковой энергии в тепловую Облицовка части внутренних поверхностей ограждений помещения звукопоглощающим материалом или специальной звукопоглощающей конструкцией, а также размещение в помещении объемных элементов различных форм является одним из способов снижения шума в помещении
Величина снижения шума зависит от многих факторов, главными из которых являются акустические характеристики само1 о помещения, уже рассмотренные в гл 6, и частотные характеристики применяемых звукопоглощающих облицовок.
АКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИХ ОБЛИЦОВОК
В наиболее распространенных схемах звукопоглощающих облицовок применяются следующие звукопоглощающие материалы и конструкции облицовки из жестких однородных пористых материалов (главным образом волокнистых), облицовки с перфорированным покрытием и в защитных оболочках из ткани или пленки, объемные элементы различных форм, представляющие собой комбинации двух первых поглотителей
Акустической характеристикой звукопоглощающей облицовки называют частотное распределение реверберационного коэффициента звукопоглощения (частотную характеристику) аобл (/), рассчитанное или определенное экспериментально методом реверберационной камеры (см гл 15)
ющими облицовками формулеющими облицовками формулеопределяемый поопределяемый поконструкциямиконструкциями(8.1)(8.2)(8.1)(8.2)Величиной, определяющей эффективность звукопоглощающей облицовки в шумном помещении, является средний коэффициент звукопоглощения ограждающих помещение поверхностей со звукопоглоща-
ющими облицовками формуле
ющими облицовками формуле
определяемый по
определяемый по
конструкциями
конструкциями
(8.1)
(8.2)
(8.1)
(8.2)
«1 — («о (Sorp — Зобл) + АЛ]/50гр;ДЛ = аОбП$обл + ААэп3,
где Од — средний коэффициент звукопоглощения ограждающих поверхностей помещения до устройства звукопоглощающих облицовок (6 16), Д0Г1, — общая площадь ограждающих конструкций помещения,
mz, $обл — площадь, занятая звукопоглощающей облицовкой, м2; ДА — величина звукопоглощения звукопоглощающей облицовкой, м2; «обл — реверберационный коэффициент звукопоглощения облицовки в рассматриваемой октавной полосе частот; ДАа — величина звукопоглощения, вносимого объемным элементом, м2, пэ — число объемных элементов
Принципиальные схемы наиболее распространенных конструкций, реверберационные коэффициенты звукопоглощения, а также технические данные о них приведены в работах [0 12, 4, 6, 0 8, 0 16]
" РАСЧЕТ ОЖИДАЕМОГО СНИЖЕНИЯ УРОВНЯ
ЗВУКОВОГО ДАВЛЕНИЯ
Звукопоглощающие облицовки применяют, когда требуемое снижение уровня звукового давления ДАтр, дБ, определенное в соответствии с данными гл. 6, в расчетных точках превышает 1—3 дБ не менее чем в трех октавных полосах или превышает 5 дБ хотя бы в одной из октавных полос В помещениях с источниками шума высокой интенсивности звукопоглощающие облицовки применяют в сочетании с другими дополнительными средствами защиты от шума (планировочные мероприятия, звукоизолирующие кожухи, выгородки, экраны, глушители ит п ).
Снижение уровня звукового давления ДА в расчетных точках в каждой октавной полосе при устройстве в помещении звукопоглощающей облицовки определяется с учетом принадлежности помещения по форме к одной из трех групп, рассмотренных в гл. 6.
Максимально возможное снижение уровней звукового давления в октавных полосах (дБ) в данном помещении при звукопоглощающей облицовке его поверхностей определяется формулой
Д^-тах = Ю 1g (1 + М),(8 3)
где М — акустическое отношение [0 17] — отношение плотностей энергии отраженного и прямого звука в расчетной точке (6 26)
В зоне отраженного звука величина М велика и ДА может достигать больших значений, а на рабочих местах вблизи от источника шума предельное значение величины ДА ограничено
Для соразмерных помещений акустическое отношеняе может быть определено по формуле
=^2лУ2ЛгПг- (8-4)
все обозначения здесь и далее те же, что и в формуле (6 38) и других формулах гл 6
В реальных случаях применения звукопоглощающей облицовки акустическое отношение Мс редко достигает больших значений, так как уровни прямого звука источника, приходящего в расчетную точку, чаще всего бывают одного порядка с уровнями отраженного звука. Достигаемое снижение уровней звукового давления в октавных полосах в соразмерных помещениях следует определять по формуле
ДА = 10 1g [(1 + Мс)/(1 + МсВ/ВД],(8.5)
где В и 8] — постоянные помещения до и после его акустической облицовки
Значения величин В вычисляются по формуле (6 25), а В, — по той же формуле, но с заменой в ней среднего коэффициента звукопоглощения а на с^, определяемого по формуле (8 1) Величина &L может достигать в зоне отраженного звука 10—15 дБ (А), а на рабочих местах — 5—8 дБ (А)
Для плоских помещений акустическое отношение может быть вычислено по формуле [см формулу (6 44)]
7^^j(a-p^(86)
Достигаемое снижение уровня звукового давления в плоских помещениях, как и в предыдущем случае, значительно меньше максимально достижимого и определяется по формуле
AL=10 1gt(l + A4nj])/(l + A4nj]i)J>(8 7)
где Л4ПЛ — акустическое отношение в расчетной точке помещения с акустической облицовкой
Величину Л4ПЛ можно определить по формуле \8 6), заменив в ней коэффициент звукопоглощения а, входящий во все расчетные формулы и графики, на коэффициент «р
Для длинных помещений акустическое отношение определяется по формуле
Мдл = ^—HQУ^ Г; i н М У^« Рг)^^л,пг. (8.8)
Достигаемое снижение уровня звукового давления в длинных помещениях определяется по формуле
Д£ = 10 lg [(1 + ^/(1 + Л4ДЛ1)],(8.9)
где М№ — акустическое отношение для помещения с акустической облицовкой, вычисляемое по формуле (8.8) при а = а^
Если в помещении установлены источники шума, обладающие в среднем одинаковыми шумовыми характеристиками (т. е. все звуковые мощности Лг могут считаться одинаковыми), то акустические отношения определяются по формулам
Мс = 4/г/В Пг;(8.10)
Мдл = I (^^^Й^7^’ Pi) А°2П- (8J2)
ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩЕЙ ОБЛИЦОВКИ
Для достижения максимального снижения шума необходимо правильно выбрать или запроектировать конструкцию звукопоглощающей облицовки.
Для помещений общественного или производственного назначения с распределенными или перемещающимися источниками шума, где применение звукопоглощающей облицовки вызвано необходимостью создания акустического комфорта, а эффективность ее применения определяется не только достигнутым снижением уровня шума, но и фактором субъективного воздействия, конструкция звукопоглощающей облицовки должна иметь частотную характеристику коэффициента звукопоглощения аобл (Д, идентичную усредненной частотной характеристике (спектру) уровней звукового давления L (Д
В помещениях с локализованными источниками шума и известным технологическим оборудованием с заданными шумовыми характеристиками, где звукопоглощающая облицовка является одним из целого комплекса мероприятий по снижению шума, выбор конструкции ее определяется величиной требуемого снижения уровня звукового давления А£тр, которое должно быть идентично распределению аОбл (Л выбранной конструкции облицовки.
Выбор требуемой конструкции звукопоглощающей облицовки выполняют по таблицам зависимостей а (Д, приведенным в книгах [2, 4, 5, 6, 11, 0.7, 0 8, 0 12, 0.16] В большинстве случаев для достижения значительного снижения уровней звукового давления средний коэф- 4 ие вукопоглощения помещения с облицовкой at должен быть высоким Эффект снижения шума растет с ростом а1; но не линейно. Начиная с некоторых значений, дальнейший рост ctj за счет увеличения звукопоглощения становится экономически не оправданным.
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ
Почти все широко распространенные звукопоглощающие материалы являются по своей структуре пористыми, механизм поглощения которых заключается в превращении энергии звуковой волны в тепловую энергию за счет вязкого треиия в капиллярах пор или необратимых потерь при деформациях упругого скелета
Известны материалы, изготовляемые из стеклянных и минеральных волокон, а также из пенопластов с открытыми порами Но последние еще не получили достаточно широкого распространения Поэтому ниже рассматриваются только пористо-волокнистые материалы, хотя все приведенные результаты могут быть распространены и на другие виды звукопоглощающих материалов
Структура пористо-волокиистых материалов
Пористо-волокнистые материалы представляют собой двухкомпонентную среду, состоящую из скелета-основы из жесткого (как правило) вещества, поры которого, а также промежутки между волокнами заполнены воздухом Волокна диаметром 2—16 мкм укладываются слоями параллельно поверхности изделия, но их ориентация в плоскости носит случайный характер В местах перекрещивания волокна
скрепляются между собой синтетическими или органическими связующими Плотность звукопоглощающих волокнистых материалов лежит в пределах 15—200 кг/м3.
Наличие волокнистых включений, вводимых в состав изделий, способствует акустической изотропии пористо-волокиистых звукопоглощающих материалов, что позволяет считать их однородными по всем направлениям
Акустические характеристики звукопоглощающих материалов
Распространение звука в изотропной однородной среде материала определяется двумя комплексными величинами — характеристическим акустическим сопротивлением Zo = Ro + / Хо и постоянной распространения То = “о + / Рс
Существующие теории пористо-волокнистых материалов, учитывающие их микроструктуру, для практического применения оказываются слишком сложными и ие дают достаточно хорошего совпадения с результатами экспернмеита. Приближенные теории Рэлея и квази- однородного звукопоглотителя удобнее для практического использования и для качественной оценки процесса звукопоглощения.
В последнее время за рубежом для практических целей получили распространение эмпирические формулы для расчета Zo и у0 по величине сопротивления продуванию Rss постоянным потоком воздуха слоя звукопоглощающего материала. Основным их недостатком являются отсутствие явной связи Zo и у0 со структурой материала и необходимость экспериментального определения параметра Rss, являющегося частотно зависимым
Соотношения, учитывающие такую связь, получены в работе [3], где предложены формулы, позволяющие по структурным параметрам материала — диаметру волокна d (м) и плотности рм для не очень тонких волокон (kd> 2-10 6) вычислять Zo и у0:
(8.13)(8.13)Z„ = 1 + S - jS,
(8.13)
(8.13)
Vo = [-^^"+^(1+5)] КГ2,Vo = [-^^"+^(1+5)] КГ2,(8.14)(8.14)
Vo = [-^^"+^(1+5)] КГ2,
Vo = [-^^"+^(1+5)] КГ2,
(8.14)
(8.14)
(кг/м3) материала рм и воздуха р; Qo = pOQ2 +_^"+ Ю16■(кг/м3) материала рм и воздуха р; Qo = pOQ2 +_^"+ Ю16■где к = ‘Inf!с — волновое число для воздуха, м х; S = [10 2 (Q + + Со)1/И^ — безразмерная структурная характеристика; Q = = 10 2рм/р — приведенная плотность, равная отношению плотностей
(кг/м3) материала рм и воздуха р; Qo = pOQ2 +_^"+ Ю16■
(кг/м3) материала рм и воздуха р; Qo = pOQ2 +_^"+ Ю16■
функция, учитывающая податливость скелета (для материалов с жестким скелетом она равна нулю); /в — длина волокна, м. _
Для материалов с очень тонкими волокнами (kd ^ 2-10 6), а также для неволокнистых материалов получены аналогичные формулы [7].
Практически для расчета волновых параметров пористо-волокнистого материала необходимо знать его технические характеристики, указываемые в паспорте на данный материал.
Через структурную характеристику S могут быть вычислены И другие акустические характеристики — акустическое сопротивление (импеданс) Za и коэффициент звукопоглощения а0бл. Для получения
высокого коэффициента звукопоглощения аслоя материала в широкой полосе частот структурная характеристика S должна лежать в интервале 0,5 < S ^ 1
Звукопоглощающие конструкции
Применяемые в практике борьбы с шумом звукопоглощающие облицовки делятся на однородные звукопоглощающие элементы полной заводской готовности и на многослойные конструкции на основе пористоволокнистых материалов с защитными оболочками и перфорированными покрытиями
Для снижения шума в производственных помещениях используют, как правило, звукопоглощающие конструкции, состоящие из плоских, объемных и кулисного типа элементов Основными характерис1иками конструкции являются акустический импеданс, нормальный и реверберационный коэффициенты звукопоглощения ан и арев
Плоский звукопоглощающий элемент представляет собой слой пористо-волокнистого материала в оболочке из ткани или пленки с защитным перфорированным экраном Акустический безразмерный (в долях рс) импеданс элемента равен сумме импедансов всех его компонент.
Z3 = 2Сл + ^тк + ^п.(8.15)
где 2СЛ, ZTK, Zn — импедансы слоя материала, ткани (пленки Znn) и перфорированного покрытия.
Импеданс слоя звукопоглощающего материала конечной толщины /сл, м> расположенного вплотную к жесткому основанию или на некотором расстоянии И, м, от него (на относе) [7]
„2 cos 6°,,
2сл = Кел + 1ХСП =2^|7z°°’(8' *6)
где Кел н ^сл— активная и реактивная составляющие импеданса слоя материала, Zo — волновое сопротивление, определяемое по формуле
, kl Sin 6 . а
У = у 1 -}; о — угол между нормалью к поверхно
сти элемента и направлением распространения звуковой волны, 70— постоянная распространения, определиемая по формуле (8.14); Z = оо — импеданс жесткого основании при Н = 0; Z = = —/ cig УгН cos 6) — импеданс воздушного промежутка между слоем материала и жестким основанием при Н Ц= 0;
^л = ^^-=1Ь(т/слЧГ)(8.17)
— импеданс слоя порнсто-волокнистого материала на жестком основа-
Импеданс ткани является функцией частоты звука и физикомеханических параметров ткани — толщины /тк, м, поверхностной плотности ттк, кг/м2, числа нитей на единицу длины N (среднее арифметическое из количества по основе и утку), ширина нити dH, м
^тк = (Итк + /^тк) 8 cos 6,(8.18)
где RTK и Хтк — активная и реактивная составляющие нормального (6 = 0°) импеданса, ь — коэффициент, учитывающий степень влияния плотности примыкания ткани к поверхности звукопоглощающего слоя;
1при отсутствии контакта
0,9 + Ют) при наличии контакта,
здесь г] — процент перфорации защитного перфорированного покры-
Величина 7?тк не зависит от частоты и численно равна сопротивлению продувания ткани постоянным потоком воздуха RssTK- Величина RTK может быть измерена [10] или вычислена по формуле
ЩткАМО^.Р К dHZ гк
(8.19)
Реактивная составляющая импеданса ткани Хтк определяется по графику на рис 8 1 при
Импеданс пленки
^е + ^к)
mTK^S1TK^4р
^пл — (Ипл + /-^пл) 6 cos 6-
(8.21)
Активная составляющая импеданса пленки определяется по фор-
^^(^L)2,(8.22)
а реактивная Хпл — по графику рис. 8.1 при
g = ^2110-2.(8.23)
Импеданс перфорированного покрытия Zn, представляющего собой жесткий лист с отверстиями, равномерно распределенными по его поверхности, является функцией его толщины /п, м, частоты звука, линейных размеров отверстий. Кроме того, Zn зависит от того, плотно или неплотно (т. е. с зазором в 2—3 мм) примыкает покрытие к поверхности поглощающего слоя.
XD=AM(Zn + 26) cos 6,XD=AM(Zn + 26) cos 6,(8.24)(8.24)При неплотном примыкании активная составляющая импеданса /?п равна нулю (если диаметр отверстия DaT не слишком мал), а реактивная составляющаи
XD=AM(Zn + 26) cos 6,
XD=AM(Zn + 26) cos 6,
(8.24)
(8.24)
где 6 — концевая поправка к толщяне перфорированного покрытия, м,
определяемая для круглого отверстия с заданным диаметром Рот по графику на рис. 8.2
При плотном примыкании импеданс Zn зависит не только от величин т], Оот> (п и 6, но и от структурной характеристики S слоя пористо- волокнистого материала. В этом случае составляющие импеданса по
крытия вычисляются по формулам
0,20,30,4 0,6081,0 2,0 304,0 8,03,010 15^0,20,30,4 0,6081,0 2,0 304,0 8,03,010 15^
0,20,30,4 0,6081,0 2,0 304,0 8,03,010 15^
0,20,30,4 0,6081,0 2,0 304,0 8,03,010 15^
665 (3 4-25) cos 0.100
АП ,(б 20)
Хп = ±^^62+^ + ^ cos6, (8 26) где 6 — поправка, определяемая графиком рис, 8 2
Коэффициент звукопоглощения плоской звуковой волны, падающей под углом 0 на конструкцию из плоских элементов, определяется формулой
ае=1-| £+! |2><8-27)
где 7Э — безразмерный акустический импеданс отдельного элемента конструкции для данного угла
В диффузном звуковом поле коэффициент звукопоглощения определяется формулой Пэриса
ад = j а6 sin 20.de.(8.28)
С достаточной точностью можно определить ад, положив в формулах (8.16), (8 17), (8 21), (8 25) и (8 26) значение угла 0 равным 45°. Нормальный (0=0) и диффузный коэффициенты звукопоглощения могут быть определены и экспериментально методами, описанными
Для достижения высокого коэффициента звукопоглощения в широкой области частот параметры слоя звукопоглощающего пористоволокнистого материала, тканей, пленок и перфорированного покрытия должны быть оптимальными Оптимальную толщину слоя /сл при заданных /, ад> d и рм определяют по номограмме на рис. 8.3
Для выбора по номограмме на рис. 8 3 оптимальной толщины слоя звукопоглощающего материала зададимся частотой / = 1000 Гц, структурной характеристикой 5=0,58, соответствующей d = 2- 10 6 м и рм = 15 кг/м3, и требуемым диффузным коэффициентом ад=0,95
Найдем на номо!рамме точку, соответствующую 5 = 0,58 и проведем прямую, параллельную оси абсцисс, до пересечения ее с линией
ад = 0,95 Координата точки пересечения двух линий на оси й/сл = = 0,915 Зная к = 18,3, нетрудно определить оптимальную толщину слоя звукопоглощающего материала /сл — 0,915/18,3 » 0,05 м
Ткани, пленки и перфорированные покрытия не должны снижать коэффициента звукопоглощения слоя пористо-волокнистого материала элемента на частоте 4000 Гц более чем на 20—25 %. Этому условию соответствуют параметры тканей, пленок и покрытий, выбранные по номограммам, приведенным на рис 8.4, 8 5, 8 6 и 8 7. При этом для тканей установлены менее жесткие требования, так как заданная величина допустимого снижения Аад может быть обеспечена выбором одного из сомножителей произведения mTK /?SStk
Объемные звукопоглощающие элементы представляют собой геометрические тела различной формы и делятся по конструктивным особенностям на два основных типа однослойные и многослойные [81
Однослойный объемный элемент состоит из материала жесткой, полужесткой зернистой, ячеистой или волокнистой структуры, который обеспечивает необходимую жесткость конструкции и определенную геометрическую форму (куб, призма) с воздушной полостью внутри. Оклеенная тканью или пленкой поверхность плиточных материалов обеспечивает декоративность и сохраняет форму изделия.
Многослойный объемный элемент состоит из ле, кого каркаса, имеющего форму куба, призмы, пирамиды и др ; звукопоглощающего заполнителя из рыхлых, сыпучих волокнистых материалов (типа минеральной ваты, стеклянного или базальтового волокна), защитного покрытия из ткани (или пленки) и перфорированного листа Звукопоглощающий материал может располагаться в виде поверхностного слоя конечной толщины, а в отдельных случаях заполнять весь объем элемента.
Эквивалентная площадь звукопоглощения является основной акустической характеристикой объемного элемента
где ау — средний условный коэффициент звукопоглощения в октавной полосе частот, учитывающий дополнительное поглощение за счет явлении дифракции: Sd — площадь поверхности элемента, м2
Частотная характеристика cty (/) имеет максимум, положение и величина которого определяются размерами и формой элемента, а также импедансом поверхности элемента 2Э.
Размеры и форма объемного элемента характеризуются параметром кг, где г — характерный размер элемента (радиус сферы, сторона куба, приведенная высота конуса и т п ). Входной импеданс поверхности объемного элемента рассчитывается, как в случае плоских элементов по формулам раздела 8 5.4
Точная формула для определения коэффициента ау объемного элемента приведена в работе [1], однако она сложна, и для расчетов по ней требуется применение ЭВМ
Коэффициент Оу может быть вычислен в следующей последовательности
по заданному спектру шума устанавливается частотная полоса, в которой должен находиться максимум ау,
выбираются размеры объемного элемента из условия
r/X< 1, (8 30)
где К — длина звуковой волны иа частоте, соответствующей максимальному «у (если форма элемента отличается от сферической, то вместо г определяется эквивалентный радиус гэкв = К У, где V — объем элемента),
вычисляются значения величии кг для октавных полос в частотном диапазоне 63—8000 Гц
Коэффициент ау для сферического и ау для других форм элементов определяются по графикам иа рис. 8.8.
При необходимости обеспечить максимум поглощения в широком диапазоне частот следует изготовлять объемные элементы нескольких типоразмеров Положения максимумов звукопоглощения объемных элементов одинаковой формы, ио различного размера определяются из соотношения
k = kVVe!V1, (8.31) где /о — частота максимума поглощения основного элемента; ft — частота максимума поглощения элемента другого размера, Го, Kj — соответственно объемы основного и подобного ему элемента другого размера.
Объемные элементы размещаются на расстояниях друг от друга, определяемых их зонами влияния Зона влияния пред-
ставляет собой часть пространства вокруг объемного элемента, в пределах которой происходит заметное искажение звукового поля, вносимое звукопоглощающим элементом
Размеры зоны влияния зависят от геометрических размеров объемного звукопоглощающего элемента, волновых параметров материала и частоты падающего на поглотитель звука Для нахождения оптимальных расстояний между центрами элементов или между центрами элемента и ограждающей конструкцией помещения необходимо определить эквивалентную площадь звукопоглощения (8.29) на частоте, соответствующей максимуму поглощения Приравняв ее площади круга радиуса b (или //От), находят оптимальные величины расстояний из соотношения
Ь«НОТ«2 1Л(ау5э)/л . (8 32)
Размещение элементов в пространстве помещения производится по квадратной решетке или в шахматном порядке. Возможно размещение объемных элементов в двух уровнях в пределах их зон влияния.
Акустическая облицовка потолка цеха, гыполненная из объемных элементов, представлена на рис 8.9
В отличие от объемных звукопоглощающий элемент кулисного типа представляет собой тело, два размера которого значительно превосходят третий — его толщину. Совокупность определенным образом размещенных в пространстве помещения здания элементов образует пространственную решетку, которую можно рассматривать как звукопоглощающую систему с распределенными параметрами, если взаимные расстояния между отдельными элементами системы меньше величин, обеспечивающих условия независимой работы каждого элемента
Рис. 8.9. Акустическая облицовка потолка цеха,Рис. 8.9. Акустическая облицовка потолка цеха,исполненная из объемныхисполненная из объемныхЭлементы кулисного типа можно применять в качестве самостоятельных средств звукопоглощения, а также дополнительно к существующей конструкции облицовки из плоских элементов. Относительно небольшая масса отдельного элемента ,они изготовляются главным образом из полужестких и жестких мит°раловатных плит с декоративным покрытием из стеклоткани) позволяет сравнительно просто подвешивать их под потолком в условиях действующего производства,
Рис. 8.9. Акустическая облицовка потолка цеха,
Рис. 8.9. Акустическая облицовка потолка цеха,
исполненная из объемных
исполненная из объемных
элементов
а анизотропность акустических свойств — разместить элементы в помещении любым образом, составляя системы из параллельных рядов или ячеек.
Акустические свойства системы кулисных элементов характеризуют величиной ZK, которую по аналогии с плоскими элементами называют входным импедансом системы В общем виде формула, определяющая коэффициент звукопоглощения системы элементов кулисного типа через ее входной импеданс, очень сложна, и ее численная реализация затруднена на ЭВМ даже при определенных допущениях [2]. В области низких частот при X LK (LK = DK+ dK — период системы, где DK — расстояние между элементами, dy — толщина элемента) импеданс системы
+<8■33,
Ок = Х|го1/2л; р = dKfLK;
где h — ширина элемента; р — величина, характеризующая плотность расстановки элементов в системе; О] — величина, определяющая эффективность системы и зависящая от волновых параметров Zo и у0 материала элемента, определяемая по графику на рис. 8.10.
Область максимальных значений Стц соответствует интервалу изменения структурной характеристики S пористо-волокнистых материалов от 2-10 3 до 8-10 3
Коэффициент звукопоглощения системы элементов кулисного типа в области низких частот определяется формулами.
для случая нормального падения звука
«kh=№^hM),(8.34)
в диффузном звуковом поле
«кд = №И>Д W,(8.35)
где Фн и Фд — функции, определяемые по графикам на рис. 8,11.
В области высоких частот при b = ^/LK) < 0,5 диффузный коэффициент звукопоглощения системы можно оценить по формуле
«кд = «сл6 arctg (1/26),(8,36)
Рис. 8.12. Примеры звукопоглощающей облицовки потолка цеха из элементов кулисного типа
где асл — коэффициент звукопоглощения слоя того же пористо-волокнистого материала толщиной d, уложенного плоско на жестком основании.
При DK > ЗА формула (8.36) переходит в формулу
«кд = ®сл26 (1 - 6).(8.37)
Для получения максимальных значений величин коэффициентов звукопоглощения систем элементов кулисного типа ширину отдельного элемента рекомендуется выбирать из условия 0,77 < h ^ 0,97 (7— длина волны на частоте, соответствующей максимальному акд), а период системы LK = DK + dK — из условия
О.З/юптС^СОЖпт-(8-38)
На рис. 8.12 показаны примеры звукопоглощающих облицовок, выполненных из разных элементов кулисного типа
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ АКУСТИЧЕСКИХ , ХАРАКТЕРИСТИК ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИХ МАТЕРИАЛОВ И КОНСТРУКЦИЙ
Используют три стандартных метода определения акустических характеристик звукопоглощающих материалов и конструкций- в поле нормально падающей на образец звуковой волны (акустический интерферометр), в диффузном звуковом поле (реверберационная камера) и метод образцового источника (см. гл. 15). Характеристики звукопоглощающих материалов и конструкций, определяемые в соответствии с ГОСТ 23499—79 и ГОСТ 16297—80, рассмотрены в работах [9]—[11].
ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕКОТОРЫХ
ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИХ МАТЕРИАЛОВ и конструкций
В соответствии с принятой в ГОСТ 23499—79 классификацией звукопоглощающие материалы и изделия классифицируются по следующим основным признакам назначению, форме, жесткости, возгораемости, структуре.
По форме звукопоглощающие магерналы и изделия подразделяют на штучные (плиты, блоки), рулонные (маты, холсты), рыхлые и сыпучие (вата минеральная и стеклянная, керамзит и другие пористые заполнители).
По возгораемости различают две группы материалов — несгораемые и трудносгораемые.
По структурным признакам звукопоглощающие материалы подразделяются на пористо-волокннстые (нз минеральных, базальтовых, стеклянных и других волокон), пористо-ячеистые (из ячеистого бетона), пор исто-губчатые (пенопласты).
В качестве звукопоглощающих облицовок в промышленных зданиях применяют изделия с жесткой и полужесткой волокнистой, зернистой или ячеистой структурой полной заводской готовности К их числу относятся
плиты минераловатные акустические на синтетическом связующем с пластифицирующими добавками и с окраской лицевой поверхности или с ее несквозной перфорацией типа ПА/С и ПА/О, трудносгораемые, влагостойкие (ТУ 21-24—74);
плиты минераловатные марки ПА самонесущие на синтетическом связующем, оклеенные стеклотканью, стеклохолстом или синтетической пленкой, трудносгораемые, влагостойкие (ТУ 67-325—80)-
плиты звукопоглощающие ячеистобетонные, типа «Силакпор» с пористой структурой и неглубокой перфорацией лицевого слоя, окрашиваемые в процессе формования в различные цветовые оттенки, с плотностью 350 кг/м3 (ОСТ 21—22—76);
блоки бетонные звукопоглощающие, изготовленные из заполнителя фракции 0,5—5 мм (крошка гранитного, известкового щебня, керамзита) путем формования с последующей вибрацией и пропаркой.
В многослойных конструкциях звукопоглощающих облицовок в качестве звукопоглощающего слоя применяют
плиты минераловатные на синтетическом связующем, полужесткие, с диаметрами волокон 5—10 мкм, плотностью 80—100 кг/м3, влагостойкие, несгораемые (ГОСТ 9573—82);
холсты из супертонкого стеклянного волокна диаметром не более 3 мкм, плотностью 17—25 кг/м3, невлагостойкие (ТУ 21-РСФСР—224—75);
изделия марки АГМ-1 из супертонких стеклянных волокон с диаметром не более 2 мкм, плотностью 7—15 кг/м3, облицованные с одной или с двух сторон тканью или пленкой, трудиосгораемые (ТУ 18-16-152—70),
маты из супертонкого базальтового волокна БСТВ с плотностью 20—25 кг/м3, в защитной оболочке из стеклянной ткани, негорючие, влагостойкие (РСТ УССР 5011—76) В качестве защитных оболочек этих материалов применяют
стеклянную ткань из крученых нитей диаметром 300—500 мкм, негорючую, толщиной 70—100 мкм с поверхностной плотностью не более 0,11 кг/м2 марок А-1 (ГОСТ 8481—75*), ЭЗ-100 (ГОСТ 19907—83) и их заменители (31-100, Э2-100), а также стеклянную ткань толщиной до 200 мкм, с поверхностной плотностью до 0,2 кг/м2 марок ЭЗ-200 (ГОСТ 19907—83), Т-23 (МРТУ 6-11-231—71);
стеклянную ткань декоративную, гладкокрашенную, негорючую с поверхностной плотностью 0,15—0,2 кг/м2 марок ТСД (ТУ 6-11-54-74),
павинол перфорированный марки авиапол, негорючий материал, изготовляемый из стеклянной ткани с односторонним покрытием анти- пирированной поливинилхлоридной массой в виде чередующихся по-
лос, с процентом перфорации не менее 24, поверхностной плотностью 0,25—0,57 кг/м2;
пленка полиэтилентерефталатная (ПЭТФ) толщиной не более 25 мкм, с поверхностной плотностью не более 0,03 кг/м2 (МРТУ 6-05-1065—76)
В качестве защитных перфорированных экранов звукопоглощающих облицовок применяют
алюминиевые перфорированные панели толщиной 0,8 мм, размером 500 X 500 мм и коэффициентом перфорации 19 % (типа ПАЗ 500/3-19);
алюминиевые перфорированные панели толщиной 1 мм, размерами 600 X 600 и 600 X 1200 мм с перфорацией по квадратной решетке, коэффициентами перфорации 14 и 16 % соответственно (типа ЛАП, ТУ 36-1947—76);
алюминиевые перфорированные рейки толщиной 0,7 мм, размерами 100 X 3000 и 300 X 6000 мм с перфорацией по треугольнику, коэффициентом перфорации 23 % (типа ЛАК, ТУ 36-1947—76);
плиты гипсовые, штампованные,' перфорированные с коэффициентом перфорации 12 %, толщиной 10 мм, размерами 500 X 500, 500 X X 1000 мм с подклеенной с тыльной стороны бязью, трудносгораемые (типа АГП, ТУ 400-1-283-73),
асбоцементные перфорированные листы окрашенные, размерами 600 X 1200, толщиной 5,5 мм, с коэффициентами перфорации 10—20 % (ТУ 21-Лит. СССР-73—77);
просечно-вытяжные листы из алюминия или стали толщиной не более 1,2 мм, с размерами ячеек 30 X 12, 26 X И, 24 X 10 мм, коэффициентом перфорации не менее 70 % (ГОСТ 8706—78*).
Звукопоглощающие материалы и изделия из них должны обладать стабильными физико-мехаиическими и акустическими свойствами в течение всего периода эксплуатации, быть биостойкими и влагостойкими, не выделять в окружающую среду вредных веществ в количествах, превышающих предельно допустимые концентрации.
ГЛАВА 9
ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ
Виброизоляция является средством уменьшения динамических сил, передаваемых с виброактивной системы на другую, защищаемую от вибрации. Виброизолируемый объект может быть источником колебаний, от которых должны быть защищены окружающие конструкции и (или) оборудование, либо он изолируется от колебаний связанных с ним конструкций и (или) оборудования Эффективность виброизолирующих систем, характеризующая (см ниже) снижение уровня колебаний защищаемых от колебаний конструкций (или машин), одинакова, когда эти системы предназначены для защиты виброизолируемого объекта от внешних колебаний, или, наоборот, для защиты связанных с ним конструкций Ниже рассматривается случай защиты указанных конструкций, однако приведенные формулы для расчета виброизоляции при применении каждой виброизолирующей системы определяют также снижение уровня колебательной скорости виброизолированной машины (оборудования, прибора) по сравнению со случаем ее жесткого крепления к возбуждающей колебания поддерживающей конструкции
Виброизоляция машин и оборудования в зданиях и сооружениях проектируется с целью снижения колебаний последних до уровней, которые не опасны для их несущей способности или допустимы с гигиенической точки зрения
Колебания конструкций в звуковом диапазоне частот сопровождаются возникновением шума в окружающем пространстве Обычно снижение колебаний ограждающих конструкций при виброизоляции машин не приводит к уменьшению шума в помещениях, в которых они расположены Однако в соседних помещениях, в которых шум определяется колебаниями ограждающих конструкций, виброизоляция машин в большинстве случаев приводит к его существенному снижению.
КЛАССИФИКАЦИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ СХЕМ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ И ВИБРОИЗОЛЯТОРОВ
Для виброизоляции машины необходимо установить ее на виброизоляторы и виброизолировать подходящие к ней коммуникации. Применяют однозвенпую (однокаскадную), двухзвенную, а иногда и трехзвенную схему виброизоляции
• При однозвенной схеме используется опорный и подвесной варианты (рис 9 1) опирания машины через виброизоляторы на изолируемую конструкцию (поддерживающую), которую называют фундаментом машины. Им могут быть пластины (например, плиты перекрытий), балки и т. д. Между машиной и внброизоляторами часто располагают плиту (обычно железобетонную)
Двухзвенная схема показана на рис. 9.2. В качестве промежуточного блока в строительстве обычно применяют массивные плиты или
рамы, в судостроении используют относительно легкие задемпфиро- ванные пластины [51
На практике получили распространение следующие виброизоля-
в виде отдельных опор
пружинные виброизоляторы, основным рабочим элементом которых являются одна или несколько стальных винтовых пружин, цилиндрических или конических; параллельно с пружинами иногда устанавливают демпферы колебаний;
резиновые или резинометаллические виброизоляторы, основным рабочим элементом которых является резиновое тело, нередко имеющее сложную форму,
пневматические виброизоляторы, обычно регулируемые:
виброизоляторы из тонкой прессованной стальной проволоки («металлическая резина») и др.,
в виде слоя упругого материала, укладываемого между машиной и фундаментом;
в виде пола на упругом основании, обычно применяется в двух- звениой схеме с другими виброизоляторами (рис 9.3) при установке машин на перекрытиях зданий. Характер работы пола на упругом основании и методы расчета иные, чем у перечисленных в пп. а и б, поэтому за последними далее сохраняется термин виброизоляторы, а наличие пола на упругом основании будем оговаривать.
Промышленностью выпускаются виброизоляторы многих типов и размеров, рабочие характеристики которых изменяются в широких пределах Они описаны в литературе [0.2, 4, 0 14, 11]
Рис. 9.2. Двухзвеииая схема ви- броизоляции.
упругое основа*
ляторов
3 — несущая плита пере*
Для виброизоляции подходящих к машине коммуникаций устанавливают виброизолирующие вставки на трубопроводах — гибкие патрубки, рукава, шланги и др., иа валопроводах — гибкие муфты; иа кабелях — гибкие участки
РАСЧЕТНЫЕ СХЕМЫ ВИБРОИЗОЛИРОВАННОЙ МАШИНЫ
Простейшей является одномерная расчетная схема, в которой предполагается, что все точки машины и виброизоляторов колеблются в одном направлении (обычно вертикальном), а колебательная скорость изменяется в этом направлении Трехмерная схема, допускающая пространственное движение виброизолированной машины, значительно сложнее
Расчетные схемы виброизолированной машины, установленной иа полу на упругом основании, различаются по способу описания движения составляющих пол элементов
КРИТЕРИИ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
Для характеристики эффективности виброизоляции используют несколько критериев [0 4, 5] Наиболее важный из них называют виброизоляцией (5Д) Для гармонического процесса колебаний виброизоляция определяется соотношением
ВЯ=1016(К|,ж/К|,в). (9.1)
При установке машины иа виброизоляторах К^ ж и К^ — квадраты амплитуды колебательной скорости фундамента машины в характерных точках (или усредненные по нему) соответственно при жестком креплении машины к фундаменту и через виброизоляторы.
При применении пола на упругом основании И^ж и К^в — средние квадраты колебательной скорости несущей плиты перекрытия при жестком креплении машины к ней и при жесткой установке машины на полу на упругом основании
При одновременном применении пола на упругом основании и виброизоляторов Й^ж и К^в — средние квадраты колебательной скорости несущей плиты перекрытия при жестком креплении машины к ней и после установки машины на виброизоляторах и полу на упругом основании.
В связи с тем, что при «абсолютно жестком» фундаменте КфВ = = ^фж = 0, виброизоляцию определяют также соотношением
В//=10 1g (^/^в), (9.2)
где РфЖ и ^фв—амплитуды динамических сил, передаваемых на фундамент при жесткой и виброизолированной установке машины на него. Выражение (9 2) совпадает с (9 1), когда до и после установки виброизоляторов машина опирается на один и тот же податливый фундамент, не изменяющий своих свойств при установке машины Однако (9.2) непригодно для оценки виброизолирующих свойств пола на упругом основании, а при изменении свойств фундамента машины после ее
виброизоляции не характеризует точно снижения уровня колебаний фундамента Недостаток же соотношения (9 1) лишь кажущийся — все реальные фундаменты являются податливыми. Для того чтобы получить ВИ при очень жестком фундаменте, надо в формуле (9.1) перейти к пределу при его податливости, стремящейся к нулю
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЧЕТЫРЕХПОЛЮСНИКОВ
Машины, виброизоляторы, элементы, представимые массами, а также механические системы, состоящие из них (виброизолиро- ванные установки), можно рассматривать как механические четырехполюсники Поскольку теория четырехполюсников хорошо разработана, она широко используется при расчетах виброизоля- цин [1, 0.4]
Схема пассивного (не содержащего источников энергии) механического четырехполюсника приведена на рис. 9.4, а. На рисунке показано положительное направление сил и скоростей; Ft — сила, приложенная к левому концу четырехполюсника (входу); ut—скорость на входе; F2 и и2 — соответственно сила н скорость на выходе (правом конце).
При гармонических колебаниях механического четырехполюсника имее1 место матричное равенство
еачА= воН::У <->
где А, В, С, D называются характеристическими коэффициентами четырехполюсника, а состоящая из них матрица_в формуле (9 3) — матрицей характеристических коэффициентов А. Характеристические коэффициенты связаны соотношением
AD — ВС = I. (9.4)
Два последовательно соединенных четырехполюсника с матрицами характеристических коэффициентов Ах и А2 (рис. 9.4, б) эквивалентны четырехполюснику А, характеристические коэффициенты которого определяются по формуле
АА + BJ^ \5CA + DxDJ*АА + BJ^ \5CA + DxDJ*"л ( А В\ л "л / AA + Bt А==\С D ) = А1Аг = К С^ + D1
АА + BJ^ \5
CA + DxDJ*
АА + BJ^ \5
CA + DxDJ*
и параллельное (в) соединения четырехполюсникови параллельное (в) соединения четырехполюсниковв)в)Последовательное (^)Последовательное (^)
и параллельное (в) соединения четырехполюсников
и параллельное (в) соединения четырехполюсников
в)
в)
Последовательное (^)
Последовательное (^)
Характеристические коэффициенты четырехполюсников
(при зависимости колебаний от времени, определяемой множителем е/ш0
Четырехполюсн ик
Характеристические
коэффициенты
А
в 1
D
1 Жесткое соедине-
1
0
0
1
2 Сосредоточенная
i®M
0
*
3 Безмассовый упругий элемент с потерями ^S-K(7*j<z)
*
0
WK
*
4. Демпфер вязкого треиия
0
MR
1
1
0
ГО
1
1 — [to2Af/7< —
- уй*АЛ1/КОх
jtoM
R + K/]to
1
7. Стержень, в котором распространяются продольные волны
cos kh
X sin №
cos kh
Примечание to — угловая частоте; М — масса, К — жесткость, т] — коэффициент потерь, R — коэффициент вязкого трения; S, p,_h — площадь поперечного сечения стержня, его плотность
Два параллельно соединенных _четырехполюсника с матрицами характеристических_коэффициентов Л] и Л2 (рис 9.4, в) эквивалентны четырехполюснику Л с характеристическими коэффициентами
В = St + В2 + -^L
с = ^^_; d =(96)
С помощью формул (9 5, 9 6) определяются характеристические коэффициенты четырехполюсника, образованного последовательным и параллельным соединением произвольного числа четырехполюсников Характеристические коэффициенты простейших механических четырехполюсников приведены в табл. 9.1
РАСЧЕТ КОНКРЕТНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ СХЕМ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ
.5.1. Расчет виброизоляции по одномерной расчетной схеме
5.1 1 В одномерной расчетной схеме (рис 9 5) машина М является произвольной одномерно колеблющейся конструкцией, установленной через одно или несколько звеньев виброизоляторов иа фундаменте, характеризуемом импедансом Zф. Машина возбуждается гармонической силой угловой частоты го (зависимость от времени определяется множителем е/ю<) Вся система масс и виброизоляторов, расположенных между машиной и фундаментом, рассматривается как четырехполюсник с характеристическими коэффициентами Лв, Вв, Св, DB, которые определяются по характеристическим коэффициентам составляющих виброизоляцию элементов по правилам, изложенным в п. 9 4 Если после виброизоляции импеданс фундамента 2ф остался таким же, как до нее (ие изменилась конструкция фундамента), то из теории четырехполюсников (п 9.4) следует [1]
ВИ = 20 1g II (9.7)
гДе ^м — импеданс машины со стороны виброизоляторов.
Для однозвенной схемы виброизоляции на частотах, при которых еще не происходят волновые явления в виброизоляторах, из формулы (9 7) вытекает более простая
£вя = 20 ig 11 + z#zM/zB (zM + гф) i,
(9-8)
J г«е 2в = Шв - ^фв) = С»1 - ™- I уие,вд, педанс виброизоляторов, зависящий толь* ♦I се,О8 ко от их свойств, Св — соответствую-
|^ Рис. 9.5. Одномерная расчетная схема внб*
* '' гф6роизолированной машины
щий коэффициент четырехполюсника, заменяющего виброизоляторы;
VMB, Уфа, ^фв — скорости и сила, указанные на рис 9.5.
Формулы (9.7) и (9 8) означают, что виброизоляция зависит от свойств не только виброизоляторов, ио и самой машины и фундамента. Конкретизируя конструкцию машины, фундамента и виброизоляторов, определяя их характеристики, входящие в формулы (9 7) и (9.8), получают виброизоляцию Импеданс нескольких простейших фундаментов приведен в табл. 9 2.
Виброизоляция существенно зависит от импеданса машины 2М. Вместе с тем в настоящее время немного известно об импедансах реальных машин. Поэтому при расчете виброизоляции полагают, что машина является сосредоточенной массой (И, а ее импеданс 2М = je>M, хотя такое допущение не всегда можно считать оправданным Иногда под М понимают не полную массу машины, а некоторую ее часть — эффективную массу. Определение величины последней представляет значительные трудности, и такой подход должен быть обоснован
Для эффективной работы виброизоляторов, как видно из формулы (9.8), они должны иметь импеданс много меньший, чем импедансы машины и фундамента, т е быть достаточно податливыми.
С целью увеличения виброизоляции нередко изменяют конструкцию и импеданс фундамента Если до виброизоляции машины фундамент имел импеданс 2фЖ, а после нее 2фв, то для определения ВИ нужно в формулах (9 7, 9 8 считать 2ф = 2фВ и добавить в правую часть слагаемое
Аф = 20 1g | (2М + 2фВ)/(2м -|- 2фЖ) | (9.9)
9 5 12. На низких частотах, при которых в виброизоляторах ие происходят волновые явления, можно пренебречь массой виброизоляторов и рассматривать их как безынерционные упругие элементы. Для виброизоляторов простейшей формы — прямых цилиндров, в которых распространяются продольные волны, это допущение справедливо при
• К>6й или /^/п, (9.10) где h — высота цилиндра; К = с// — длина продольной волны в ием, /в = с/бй — частота, с которой начинаются волновые явления, / = = (о/2л — частота возбуждения; с — скорость продольных волн в цилиндре
Скорость продольных волн в резиновых цилиндрических виброизоляторах вычисляется по формуле
с = '/й/ар , (9.11)
где Е, р — динамический модуль упругости и плотность резины, а — коэффициент формы, номограммы для определения коэффициента формы резиновых виброизоляторов прямоугольного и круглого поперечного течений приведены в книге [7 J Большинство резин имеют коэффициент Пуассона, близкий к 0,5 С уменьшением отношения высоты виброизолятора к характерному размеру поперечного сечения коэффициент формы уменьшается, жесткость виброизоляторов увеличивается, •но неблагоприятно влияет иа виброизоляцию.
Теоретическая оценка частоты, начиная с которой необходимо учитывать волновые явления в резиновых виброизоляторах сложной формы, затруднена.
Расчетная схема фундамента
Вынуждающая
Импеданс 2ф
Абсолютно жесткая масса
L»^M
Сила
Безмассовый упругий элемент
Полубесконечный стержень
Продольная
PCS
Бесконечный стержень
Поперечная Сила
2pcKtS (1 + /)
Полубесконечный стержень
То же
pcHCS (1 4- l)/2
Однородная бесконечная пластина ш
Фундамент импедансом 2ф, на котором установлена масса т^ (в точке приложения силы)
Сила
2ф+Л»тд
Примечание. Обозначения см в табл. 9.1, сис — скорость изгибных волн в стержне (см. п. 1.8.2), mn, D — масса 1 м2 и цилиндрическая жесткость пластины (см. п 18 2)
Таблица 9.2
Импедансы фундаментовИмпедансы фундаментов
Импедансы фундаментов
Импедансы фундаментов
Стальную винтовую пружину при расчете виброизоляции можно заменить прямым стержнем [12], имеющим такие же высоту, статическую осадку (жесткость) и массу. В этом стержне распространяются продольные волны со скоростью *
(9-12)(9-12)с = rc^ sin ав/(/?с /2 ),
(9-12)
(9-12)
где г — радиус прутка пружины, с2 = (G/p)/2—скорость сдвиговых воли; G, р — модуль сдвига и плотность стали; ав— угол наклона винтового волокна пружин; Rc — средний радиус витка пружины.
Условие (9 10) остается справедливым и для пружин, если скорость продольных волн определять формулой (9.12).
Помимо скорости продольных волн акустически стержень характеризуется волновым сопротивлением
(9.13)(9.13)Zc = pcS,
(9.13)
(9.13)
S — площадь поперечного сечения стержня ,
Волновое сопротивление цилиндрических резиновых виброизоляторов определяется с помощью формул (9.11), (9.13); для пружинных виброизоляторов
(9.14)(9.14)2С = яг^рсМе /2 ) = /КМй,
(9.14)
(9.14)
где К, Мо — жесткость и масса пружин.
Однозвенная схема виброизоляции Машина предполагается абсолютно жесткой Между ней и фундаментом параллельно установлены безынерционные виброизоляторы, которые можно заменить одним эквивалентным виброизолятором, имеющим суммарную жесткость. Поэтому считается, что машина установлена на одном внброизоляторе. Если это упругий элемент жесткости К = К (1 + / Л) с потерями из-за внутреннего трения (пружина, резиновый виброизолятор, упругий слой), его импеданс 2В = КЦ<й. Коэффициент потерь г) мало зависит от частоты для пружин и мягких резин, используемых для виброизоляторов.
Если виброизолятор представляет собой упругий элемент, параллельно с которым установлен демпфер вязкого трения (/?), то его импеданс имеет прежнюю форму, ио коэффициент потерь Т] = toRiK пропорционален частоте
Виброизоляция определяется формулой
(9.15)(9.15)ВИ = 20 lg 1 1 - №К1йМ1Хф + 1) (1 + it]) I.
(9.15)
(9.15)
где 6= со/со0, со0 = (^KfM')1^ — угловая частота собственных колебании машины на абсолютно жестком фундаменте при отсутствии потерь энергии в виброизоляторах.
При расчете виброизоляции можно пренебречь податливостью1 фундамента и считать его абсолютно жестким, если
(9.16)(9.16)] <йМ/2ф | < 1/4.
(9.16)
(9.16)
■I 1стота резонансного минимума вибронзоляцин и увеличатся потери энергии > счет ее перехода в фундамент. Последнее можно учесть введением в расчет эффективного коэффициента потерь виброизолятора, характеризующего всю рассеянную энергию.
Для виброизоляторов с внутренним греиием (4 « const) при условии (9.16)
ви = ю ig.(9.17)
Для частот б < 1/3 ВИ — 0 — снижения уровня колебаний фундамента не происходит. При приближении частоты возбуждения к частоте собственных колебаний виброизоляция становится отрицательной, а при б = 1 наступает резонанс
ВИ « 20 1g ч(9 18)
Для резиновых виброизоляторов ч изменяется от нескольких сотых до нескольких десятых, для пружинных виброизоляторов ч « Ю 3. Поэтому резонанс сопровождается существенным усилением колебаний фундамента (и самой машины) Чем выше коэффициент потерь, тем слабее выражен резонанс
При дальнейшем увеличении частоты б > 3) виброизоляция растет со скоростью 12 дБ на октаву
ВТ/=40 1g б(9.19)
и не зависит от коэффициента потерь
Таким образом, виброизоляторы действуют эффективно только в диапазоне частот б > 3 и должны рассчитываться так, чтобы резонансная частота со0 лежала ниже диапазона частот, в котором необходимо снижение колебаний фундамента Чем ниже со0, тем выше виброизоляция.
Когда условие (9.16) не выполняется, податливостью фундамента пренебречь нельзя В этом случае на частотах б> 3 при справедливом для реальных конструкций допущении | 2в/2ф| < 1/4
ВИ = 40 1g б - 20 1g | 1 + /со/И/2ф |(9.20)
Отсюда следует, что податливость фундамента приводит к существенному ухудшению виброизоляции. Если, например, машина установлена на перекрытии здания (2ф мало зависит от частоты), то скорость роста виброизоляции замедляется до 6 дБ на октаву при | со/И/2ф | > 4. Когда же импеданс фундамента меньше импеданса виброизоляторов, при установке последних колебания фундамента вообще не снижаются, а могут даже возрасти.
Влияние податливости фундамента тем выше, чем больше масса и жесткость виброизолированиой машины; при установке тяжелых машин на легких фундаментах виброизоляцня может оказаться небольшой Некоторые случаи установки машины на податливые фундаменты рассмотрены в книге [1].
Для увеличения виброизоляции уменьшают импеданс виброизоляторов, что эквивалентно уменьшению их жесткости и частоты собственных колебаний со„, и увеличивают импеданс фундамента Последнее эффективно в тех случаях, когда фундамент имеет относительно низкий импеданс Рассмотрим, например, машину, установленную первоначально жестко на плите перекрытия импедансом 2фЖ, а затем на виброизоляторах, причем в месте крепления виброизоляторов на перекрытии установлена дополнительная масса тд В результвте при условии | 2в/2ф | < V4 виброизоляция на частотах б> 3 увеличится иа №И = 20 1g | 2фв/2фж1,(9.21)
где 2фВ = 7фЖ + цата— импеданс фундамента машины после установки дополнительной массы Таким образом, дополнительная виброизоляция определяется относительным увеличением импеданса фундамента Некоторые количественные данные, касающиеся влияния дополнительной массы при установке машины на балочные фундаменты, приведены в книге [0 4]
Иногда нельзя избежать резонансных условий работы машины (например, остановочный резонанс), причем внутренних потерь в виброизоляторах иедостаточио для ограничения колебании машины и (или) фундамента Во многих случаях такая проблема может быть решена введением демпферов вязкого трения Виброизоляция при наличии демпферов вязкого треиия, когда фундамент является очень жестким [выполнено условие (9 16) ],
Л —4- 4v2to2
где v = /?/2 (ЯЛ!)1''2 — относительное демпфирование, которое у специально спроектированных виброизоляторов достигает 0,3 и более. В результате из-за относительно больших значений v потери энергии в виброизоляторе увеличиваются, и резонанс при й = 1 (ВИ « » 201g 2v) существенно ослабляется. На более высоких частотах при йу > 1/2 демпферы отрицательно влияют иа виброизоляцию
ВИ = 401g й — 201g (2tov),(9.23)
которая растет со скоростью только 6 дБ иа октаву
Податливость фундамента также приводит к уменьшению виброизоляции [0 4].
Двухзвенная схема виброизоляции (см. рис. 9 2) Эта схема применяется в тех случаях, когда одиозвениая виброизоляция ие обеспечивает необходимого снижения колебаний фундамента машины. В самом простом случае, когда импеданс фундамента очень велик (2ф = оо) и ие учитываются потери энергии в виброизоляторах
ВЯ = 20 lg | (1 — й?) (1 — й?) |,(9.24)
где й] = ю/ю,, й2 = со/«2; «1, о)2 — меньшая и большая угловые частоты собственных колебаний установки, равные
“1, 2 = [“о + “ml + “m2{(“о + “ml + “тг)2 ~ 4“o“ml Р^]/2'
(9.25)
юо = (^/М) * > ит1 = (К^/т}^ , шт2 = (Kltn^^.
В отличие от одиозвениой виброизоляции здесь две резонансные частоты со = toi, to2, причем mt < ш0 < ш2, так что диапазон частот, в котором виброизоляция отрицательна, расширяется Расчет частот ©j и ш2 можно выполнять по номограммам [0 15]
При частотах ё>1 < х/3 двухзвеииая виброизоляция неэффективна- ВИ = 0. В диапазоне частот wt> V3, й2 < 3 она ие имеет особых преимуществ перед одиозвениой Последние реализуются только при й2 > 3, когда дополнительная виброизоляция по сравнению с соответствующей одиозвеинои
КВИ = 401g (<o/<omI)(9.26)
растет со скоростью 12 дБ на октаву Поэтому двухзвенную виброизоляцию проектируют так, чтобы резонансные частоты лежали ниже диапазона частот, в котором требуется снизить колебания фундамента.
Как и при одиозвениой виброизоляции, внутренние потери и дополнительные демпферы вязкого трения положительно влияют иа виброизоляцию в окрестностях резонансных частот На больших частотах первые не влияют на виброизоляцию, а вторые приводят к ее снижению [1] Податливость фундамента в целом приводит к снижению виброизоляции, часто весьма существенному [0 4]
9 5 13 Приведенные выше соотношения и выводы справедливы только для частот, при которых в виброизоляторах еще ие наступили волновые явления Для реальных виброизоляторов это дозвуковые и низкие звуковые частоты Волновые явления и, в первую очередь, волновые резонансы существенно изменяют характер прохождения энергии через виброизоляторы в фундамент машины В частности, частота со0 теряет свое доминирующее значение, а внутреннее трение в виброизоляторах играет важную роль
Для того чтобы вычислить виброизоляцию по одномерной расчетной схеме, необходимо определить характеристические коэффициенты в формуле (9 7), и в частности, характеристические коэффициенты четырехполюсников, описывающих виброизоляторы Последние известны для виброизоляторов, представимых в виде стержня, в котором распространяются продольные волны (пружин, прямых резиновых цилиндров) Для резиновых виброизоляторов сложной формы имеется мало теоретических и экспериментальных данных относительно характеристических коэффициентов. Ниже рассматривается виброизоляция при установке машины на стальные пружины и прямые резиновые цилиндры
Ограничимся наиболее важной с практической точки зрения одноЗвенной схемой виброизоляции. В этом случае можно получить простые расчетные формулы и ясную картину работы виброизоляторов. Расчет и анализ двух- и трехзвенных схем с учетом волновых явлений в виброизоляторах гораздо сложнее и связан со значительными трудностями при численной реализации формулы (9.7) Предполагаем, что машина установлена иа несколько одинаковых внброизоляторов — стержней (пружин, резиновых цилиндров), которые можно заменить одним стержнем, имеющим суммарное волновое сопротивление Zc = pcS (обозначения те же, что в п. 9.5 1.2) Кроме того, здесь учитывается треиие в материале виброизолятора, и скорость продольных волн становится комплексной с = с (1 + / г)/2) [0 4]; т)— коэффициент потерь. Виброизоляция
ВИ = 20 1g I cos SA + /sinRh\, (9 27) ITI
где К = co/c, A — высота виброизолятора (длина стержня)
Частотная зависимость виброизоляции, определяемая этой формулой, представляет собой пилообразную кривую с чередующимися максимумами на антирезонансных частотах и минимумами на резонансных [1, 0 4] Резонансные частоты при различных сочетаниях 2С, Zфtи 2М исследованы в работе [14]; «провалы» виброизоляции иа этих частотах могут достигать 30—40 дБ и более. Шум и вибрация нормируются в широких (октавных, Чд-октавных) полосах частот. Поэтому интерес
представляет усредненная в таких полосах частот (сглаженная) виброизоляция Для резиновых виброизоляторов в диапазоне частот волновых явлений [6] в предположении, что машина является абсолютно жесткой,
ВИ = 20 1g 6 - 20 1g | 1 + /шМ/2ф | + 10 1g M/2M0, (9 28)
где Л1о — масса резиновых виброизоляторов
Формула (9 28) справедлива при выполняющихся для большинства реальных конструкций условиях Л1й2/Л10> 3, | 2ф/2в | > 3, | 2ф | > > 4 (Л!0А’)1''2. С наступлением волновых явлений в виброизоляторах скорость роста виброизоляции существенно замедляется. Например, при установке машины на перекрытии здания виброизоляция в рассматриваемом диапазоне частот растет на 6 дБ на октаву, если toM < < (2/3) 2ф, и постоянна при и>М > (3/2) 2ф, тогда как до наступления волновых явлений скорость роста виброизоляции составляла соответственно 12 и 6 дБ на октаву
Коэффициент потерь ие входит в формулу (9 28). Одиако в расчетах, которые к ией приводят, при усреднении виброизоляции по частоте существенным является то, что коэффициент потерь резины — величина порядка 0,1, а резонансные явления выражены слабо Поэтому для виброизоляторов следует применять резины с большим коэффициентом потерь На рис 9 6 приведена частотная характеристика виброизоляции при установке небольшого вентилятора иа перекрытии здания Она состоит из двух пересекающихся участков, построенных по формулам (9 20, 9 28)
В пружинных виброизоляторах [3] внутреннее трение много меньше (на два порядка), чем в резиновых В результате волновые явления приводят не только к замедлению роста виброизоляции, ио и к существенному ее уменьшению, а полная энергия, проходящая через пружины в широких полосах частот, формируется в окрестностях резонансных частот
/1//2,/1//2,Для построения частотной зависимости виброизоляции в октавных полосах вычисляются частота/в, с которой начинаются волновые явления, и первая волновая резонансная частота /j «3fB В предположении, что машина является абсолютно жесткой, виброизоляция определяется следующими формулами В полосах со среднегеометрическими часто-
/1//2,
/1//2,
тами, лежащими в области fB
ВИ = 20 1g | (соЛ4 sm W2C)/(1 + /шМ/2ф) |(9.29)
На этих частотах в пружинах наступили волновые явления, но волновых резонансов еще нет
В полосе частот, содержащей flt и для больших частот виброизоляция
™-|0,«^a^^т!^ + '09i,,^19 301
где /?ф = Re 2ф, а у = | 2ф |2Мт|/2/?ф2с—отношение энергий, рассеиваемых в виброизоляторе и фундаменте. Формулы (9 29) и (9 30) справедливы при 2С < 4toM, 2С < 81 2ф | Для частот f^fx условия (9 16) недостаточно для того, чтобы фундамент можно было считать абсолютно жестким Необходимо еще, чтобы у> (2-?-3), т. е. энергией,
9 П/р Е Я. Юдина
рассеиваемой фундаментом, можно было пренебречь по сравнению с энергией, рассеиваемой в виброизоляторе.
На рис 9 7 приведена расчетная частотная характеристика виброизоляции небольшого вентилятора, установленного на пружинах на перекрытии здания, построенная по формулам (9 20), (9 29), (9 30). Чем больше несущая способность пружины (и средний диаметр), а также ее высота, тем ниже /в У существующих пружин с рабочей нагрузкой 3000—4000 Н волновые явления и ухудшение виброизоляции могут начаться уже с 20—25 Гц — практически в дозвуковом диапазоне частот.
На частотах f ^ ft виброизоляция зависит от величины потерь энергии в виброизоляторе. Эффективный коэффициент потерь стальных пружин (т) « 10 3), объединяющий различные механизмы потерь в иих, заметно выше, чем коэффициент потерь материала стали (т) « 10 4), ио все же очень мал. Для увеличения эффективного коэффициента потерь и виброизоляции при f ^ ?г между пружинами и фундаментом устанавливают резиновые прокладки. Влияние последних зависит от нх параметров, а также от характеристик пружин, импедаисов фундамента и машины.
Характер работы пружинных виброизоляторов с демпферами вязкого треиия (демпфер работает как элемент с сосредоточенными параметрами — п. 4, табл 9.1) тот же, что и при одних пружинных виброизоляторах. В полосах частот со среднегеометрическими частотами, лежащими в области fB ^ / < 1JV2,
ВИ — 20 IcoM_sin_to/ZcIг9 29 al
-| (1 + lR sm (1 + /ЮЛ1/гф) I ’№
где R — коэффициент вязкого треиия демпфера, устаиовлеииого параллельно с пружиной Величина R/Zc = 2v (М/М0)1/2 составляет для реальных установок 2—10, поэтому из сравнения формул (9.29) и (9.29а) следует, что наличие демпферов вязкого треиия приводит в рас-
сматриваемом диапазоне частот к ухудшению виброизоляции (v — относительное демпфирование, Мо — масса пружины).
В полосе частот, содержащей fx, и для больших частот в случае жесткого фундамента
™=lolejm+,0[,+^_]. (9М1)
Первый член в формуле (9 30а) равен виброизоляции в случае отсутствия демпфера при жестком фундаменте [он может быть получен из формулы (9.30) при 7ф—>оо]. Второй член характеризует влияние демпфера и, как показывают расчеты, для реальных установок практически равен нулю. Таким образом, в области частот волновых резонансов демпферы вязкого трения не улучшают виброизоляцию машин, установленных на жестких фундаментах Это объясняется тем, что вблизи волновых резонансов разность скоростей опорных поверхностей демпферов очень мала и демпферы практически выключаются из работы.
Расчет виброизоляции ио трехмерной расчетной схеме
Изложенная выше методика расчета по одномерной расчетной схеме в большинстве случаев позволяет правильно оценить и запроектировать виброизоляцию. Но в тех случаях, когда форма колебаний машины далека от одномерной или существенное значение имеют и другие формы колебаний машины, одномерная расчетная схема может оказаться недостаточной. В настоящее время расчет виброизоляции с учетом пространственного движения машины доведен до соотношений, удобных для практического использования, только для простейшей расчетной схемы, в которой машина и фундамент считаются абсолютно жесткими, а в виброизоляторах нет волновых явлений. Расчет виброизоляции при таких допущениях подробно описан в работах [1, 8, 9]. Поэтому на нем не будем останавливаться, тем более, что в звуковом диапазоне частот в виброизоляторах имеют место волновые явления.
Расчет пола иа упругом основании
Пол на упругом основании эффективно изолирует вибрацию, когда материал основания пола является значительно более легким и менее жестким, чем материал несущей плиты и плиты пола В этом случае движение названных плит можно описать уравнениями технической теории изгиба [9] Движение основания пола подчиняется трехмерным уравнениям теории упругости, если оно представляет собой упругий слой, и волновому уравнению — если оно состоит из нескольких упругих прокладок Для определения виброизоляции рассматриваются совместные колебания плит и основания. Пол иа упругом основании следует проектировать так, чтобы выполнялось условие, которое при дальнейшем изложении считается выполненным
йЛ< 0,75,(9.31)
где ht, h2 — толщины плиты пола и несущей плиты При hY = й2 виброизолирующие свойства пола на упругом основании в целом ухудшаются, поскольку наступает нежелательное совпадение скоростей
изгибных воли в плитах. Увеличение толщины плиты пола до /ц > й2 не приводит к существенному улучшению виброизоляции. Усредненная по частоте виброизоляция полом на упругом основании определяется следующими соотношениями Для частот, при которых t> 2/0, ио еще ие наступили волновые явления в упругом основании (Л> 6й0),
ВИ — 401g///„+ Ап;(9.32)
для больших частот (Л < 6й0)
ВИ = 201g /До 4- 101g m^o + Дп, (9.33) где к — длина продольной волны в материале упругого основания; й0 — его толщина, /0 = (Ко/”11)1/2/2л-участота собственных колебаний пола на упругом основании, Ко — динамическая жесткость упругого основания пола, mj, т0 —низеса плиты пола и упругого основания на 1 м3 перекрытия,
Ап = 20 lg|(l + 2м/2фв)/(1 + 7м/2фя1) |,(9.34)
2фЖ — импеданс несущей плиты перекрытия; 2фв— импеданс перекрытия с полом иа упругом основании Для частот/> 2/0 усредненный по частоте импеданс перекрытия с полом иа упругом основании равен импедансу плиты пола
Формулы (9 32) и (9.33) справедливы как для упругого основания из сплошного слоя материала, так и для выполненного из отдельных прокладок В первом случае требуется, чтобы скорость изгибных воли в несущей плите в 2—3 раза превосходила скорость продольных воли в упругом основании, что обычно выполняется в реальных конструкциях.
На более низких частотах (/< 2/0) пол иа упругом осиоваиии работает неэффективно, поэтому его необходимо проектировать так, чтобы выполнялось соотношение / ^ /0 в той области частот, где необходимо снижение колебаний. На практике /„ = 20^-25 Гц и более. В результате пол иа упругом основании в большинстве слу’ аев ие может служить самостоятельным средством виброизоляции машин, так D как он работает неэффективно иа ра- ви>”. бочей частоте машин (равной числу
оборотов в секунду машин с вращаю- -частями или числу ходов
/ — по формуле (9 32),2 — по
формуле (9.33); В — точка пере-
в секунду машин с возвратно-поступательно движущимися частями), обычно меньшей 50 Гц, тогда как с колебаниями на этой частоте в первую очередь и приходится бороться
На низких частотах, при которых машину можно считать абсолютно жесткой (ZM = j toM^, для реальных конструкций обычно выполняется Ап « 0. На средних и высоких частотах значения входных импедансов машин как правило неизвестны, поэтому на этих частотах также полагают Ап = 0.
На рис. 9 8 показана схема построения частотной характеристики виброизоляции полом на упругом основании при Ап = 0 Если Ап ^= 0, то для определения ВИ строится частотная характеристика по рис. 9 8, к которой добавляется Ап, определяемые по формуле (9 34)
Конструкция пола на упругом основании, применяемого для вибро- и звукоизоляции вентиляционных агрегатов, компрессоров, генераторов и других машин, приведена на рис 9 9
Расчет пола иа упругом основании, на котором на виброизоляторах установлена машина
Виброизоляция при одновременном применении пола на упругом основании и виброизоляторов (рис 9 3) определяется формулой
ВИ = ВИп + ВИв, (9 35)
где ВИп — виброизоляция полом на упругом основании, ВИв — виброизоляция, достигаемая при установке машины на виброизоляторах на фундаменте, имеющем импеданс перекрытия с полом на упругом основании 2фВ
При одновременном использовании виброизоляторов и пола на упругом основании можно получить высокую виброизоляцию во всем диапазоне часто! на низких частотах благодаря виброизоляторам, на более высоких благодаря виброизоляторам и полу на упругом основании При этом часто достигается необходимая виброизоляция даже при установке мощных машин над помещениями с низкими допустимыми уровнями шума
ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ МАШИН И РАСЧЕТНЫЕ СХЕМЫ
При расчете виброизоляции всегда применяют идеализированные расчетные схемы. Приведенные выше методы расчета виброизоляции при установке машины на пружинные и резиновые вибронзоляторы основывались на представлении машины сосредоточенной массой, к которой приложена заданная сила Экспериментальные исследования показали, что в тех случаях, когда машина подчиняется этим требованиям, виброизоляция хорошо описывается приведенными расчетными формулами Однако в большинстве случаев в звуковом диапазоне частот машины ведут себя как колебательные системы, далекие от такой простой расчетной схемы, в результате чего расчетная виброизоляция оказывается завышенной. Например, для вентиляторов расчетная виб- ронзоляция на средних и высоких частотах может превышать фактическую на 5—10 дБ и более. Несмотря на то, что вопрос учета податливости машин поставлен давно, он далек от разрешения из-за трудности измерения и расчета импеданса таких сложных конструкций, какими являются машины Кроме того, при использовании наиболее простой расчетной схемы — одномерной — возникает проблема с однозначным
выбором импеданса машины, поскольку в местах установки отдельных виброизоляторов импедансы могут сильно различаться, неодномерные же расчетные схемы сложны В литературе имеется мало данных, полученных, как правило, на небольших модельных установках Они свидетельствуют о том, что импеданс машин имеет сложный характер и его учет позволяет увеличить точность расчета и добиться хорошего согласия расчетной виброизоляции н фактической [13].
СВЯЗЬ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ С ДРУГИМИ СРЕДСТВАМИ
БОРЬБЫ С ШУМОМ ,
Обычно виброизоляция применяется вместе с другими мероприятиями по шумоглушению машин, и выбор рациональной конструкции виброизоляции в значительной степени зависит от акустической ситуации в целом. Например, в том случае, когда требуется как дополнительная звукоизоляция перекрытием, так и внброизоляцня (однозвенная схема недостаточна), целесообразно применение пола на упругом основании. Если же требуется только дополнительная виброизоляция, то лучшим решением может оказаться двухзвенная схема виброизо- ляцни
ДИНАМИЧЕСКИЕ ГАСИТЕЛИ КОЛЕБАНИЙ
При устройстве внбронзоляции машин для снижения колебаний фундамента на отдельных частотах применяют динамические гасители. Ниже приведены краткие сведения о них; более полные данные содержатся в книгах [9, 10] и др.
На рис. 9.10 показана схема установки простейшего динамического гасителя массы тг и жесткости дг на внброизолнрованной машине М. Если машина и фундамент являются жесткими, а волновые явления в виброизоляторах не наступили, то
ВИ = 20 1g II
I vf —vi I
где Yi — <or/co0, Ye — co/coo; 5= mr/M; <or = (Kr/m^2 — угловая частота собственных колебаний гасителя при неподвижной машине (парциальная частота) При параметрах гасителя, удовлетворяющих условию Yt = у2, устраняется передача динамических сил на фундамент машины. При этом <ог = со, и динамический гаситель настраивают так, чтобы его парциальная частота совпадала с той частотой, па которой требуется достичь большого снижения колебаний фундамента. Сам гаситель при этом интенсивно колеблется. На практике полностью устранить колебания фундамента ^ВИ = оо) нельзя, однако применение динамического гасителя колебаний может оказаться очень эффективным особенно при низкой частоте возбуждения
Рис. 9.10. Схема виброизолированной машины динамическим гасителем колебаний
ГЛАВА 10
ВИБРОПОГЛОЩЕНИЕ
Вибропоглощением называют целенаправленное увеличение потерь колебательной энергии механических систем Оно заключается в преобразовании колебательной энергии в тепловую благодаря потерям колебательной энергии, имеющим место в обычных конструктивных материалах, или в специально создаваемых вибропоглощающих материалах и конструкциях Потери в последних во много раз превосходят потери в обычных конструктивных материалах
Основной эффект вибропоглощения заключается в повышении коэффициента потерь исходной конструкции при нанесении вибропоглощающего покрытия Достигаемое при этом уменьшение колебаний зависит не только от динамических характеристик вибропоглощающего покрытия, но и от характеристик самой конструкции, прежде всего от ее собственного коэффициента потерь
Вибропоглощение приводит к уменьшению колебаний и излучаемого колеблющимися поверхностями звука в окружающую среду. Вибропоглощение обычно применяется совместно с вибро- и звукоизоляцией, звукопоглощением и другими средствами вибродемпфирования и шумоглушения
Вибропоглощение осуществляется путем нанесения вибропоглощающих покрытий на готовые машины, механизмы, транспортные средства, строительные конструкции Наряду с этим отдельные элементы или механические устройства целиком могут быть изготовлены из вибродемпфированных материалов и конструкций. Применяются также конструктивные материалы с повышенными потерями и локальные вибропоглотители (антивибраторы с потерями).
ПРИРОДА И ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОТЕРЬ КОЛЕБАТЕЛЬНОЙ ЭНЕРГИИ В ТВЕРДЫХ ТЕЛАХ
Коэффициенты потерь энергии при колебаниях твердого тела
Деформация твердого тела представляет собой совокупность деформаций объемного расширения и сдвига. Каждому типу деформации соответствует упругая постоянная, которая может быть выражена через постоянные Ламе X и р.
В идеальной упругой среде (без потерь) при произвольном изменении напряжения или деформации нарушенное мгновенное состояние внутреннего равновесия восстанавливается сразу, в реальной среде — спустя некоторое время, что обусловливает потери энергии При гармонических колебаниях происходит сдвиг во времени между амплитудными значениями напряжения и деформацией и для учета потерь энергии в постоянные Ламе вносятся мнимые части
X = X (1 + /т]х); й = Н (1 + /Пи),(Ю.1)
где щ, гщ—коэффициенты потерь (поглощения) колебательной энергии.
Упругие постоянные при любой деформации твердого тела — комплексные величины. Их мнимые части характеризуют коэффициенты потерь энергии для данного типа деформации Например, при продольной деформации тонкого стержня комплексный модуль Юнга Е и коэффициент Пуассона V.
£ = £(]+/%W±I^|^(102)
v = Х/2 (X + й),(10.3)
где Е — модуль Юнга; т]е — коэффициент потерь при продольной деформации тонкого стержня
Через Е и v могут быть выражены упругие постоянные при других деформациях стержней и пластин.
В твердых телах различают несколько видов потерь механической энергии (механических потерь) 15, 7, 8], рассмотренных ниже.
Вязкие потери
При вязких потерях сила сопротивления пропорциональна колебательной скорости. Такие потери возникают в материалах и при движении твердых тел в вязкой жидкости Особенности вязких потерь могут быть рассмо!рены на примере системы с одной степенью свободы. Свободные гармонические колебания этой системы описываются уравнением относительно комплексной угловой частоты ее колебаний со2— ,25(о— tog = 0,(Ю.4)
где 6 = R^m — декремент колебаний; <в0 = VМт — угловая частота собственных колебаний системы без потерь; т, R и К — соответственно масса, коэффициент вязкого трения и жесткость.
Период свободных затухающих колебаний системы с потерями
Т = (1//) = 2л/ш = 2л/]Л«В - 5'(10.5)
возрастает с ростом потерь; при 6 = <в0 колебания затухают апериодически
Формулу (10 4) можно преобразовать к виду
шгт — К=0(10.6)
такому же, как у системы без потерь, но вместо К входит комплексная жесткость
к = ко 4-Л1к); чк = »ММ(10.7)
За один период амплитуда колебаний А уменьшается в e~d раз. Коэффициент
d = 6Т = 6//(10.8)
называется логарифмическим декрементом колебаний. При малых потерях (г] < 1)
При вязких потерях декремент 6 от частоты не зависит," логарифмический декремент d и коэффициент потерь г] уменьшаются с ростом частоты
Скорость затухания колебаний во времени после выключения их источника характеризуют временем стандартной реверберации, в течение которого энергия поля уменьшается в 106 раз, или на 60 дБ. Используются также другие параметры, характеризующие потери.
В табл 10 1 приведены соотношения для наиболее употребительных параметров, характеризующих потери для продольных (верхние строчки) и изгибных (нижние строчки) колебаний. Эти соотношения справедливы для малых потерь (г] < 0,1). При т] = 0,34-0,5 используются более точные соотношения [5]
В первой графе указаны величины, характеризующие затухание колебаний, и формулы, определяющие способ расчета и измерений этих величин А/ — частотная полоса, на границах которой амплитуда вынужденных колебаний при возбуждающей силе, одинаковой во всей полосе, уменьшается в V2 раз по сравнению с максимальной амплитудой на резонансной частоте f0; Ап, Ап+1, Ап+т—амплитуды колебаний спустя п, п + 1 и п + т периодов после начала их затухания; А;, А<+1, А<+г — амплитуды колебаний спустя 1, /+ 1 и /+ Т секунд после начала процесса затухания, W (f0), W (/о ± А/72) — величины колебательной энергии на резонансной частоте и, соответственно, иа крайних частотах, где колебательная энергия уменьшена в 2 раза по сравнению с максимальной энергией на резонансной частоте, At, А^, Ai^ — амплитуды колебаний на расстоянии /, / + 1 и / + X метров от источника плоской (одномерной) волны; X — длина волны; с — скорость распространения волны
На пересечениях строк и столбцов приведены формулы, связывающие между собой различные параметры, характеризующие затухание колебаний. Например, время реверберации Т = 6,9/6. В трех нижних строках приведены две цифры верхняя относится к продольной волне, нижняя — к изгибной
Неупругое сопротивление (механический гистерезис)
Механический гистерезис возникает при деформациях большинства твердых тел. Дифференциальное уравнение колебаний системы с одной степенью свободы с гистерезисом имеет вид
m ^гА-К^Х + /t))y = O, (10.10) где г) — коэффициент потерь, который при гистерезисе не зависит от частоты При гистерезисе частота затухания колебаний возрастает с увеличением потерь и апериодическое затухание не возникает
Релаксация деформации и напряжения
При релаксации деформация е устанавливается не мгновенно при возникновении в теле напряжения о, а приближается к своему предельному значению епред:
8— Епред(1—е д)' (10.11)
ВИБРОПОГЛОЩЕНИЕ
1
4
Ф
Ф
s|h
о-
el0*
+
<
:h
Q~F
4°
-°
=0
3
X
5
o'
5
1^5
ish
11 T I ^e| s || т
h
i4k
и и Ьй
I s
1 ^
Добротность <? = д^
0
“Г
27,3^
9
0.45foT
nf„t
Время реверберации, дБ, 20 1g —^— = 60
Т
-g-
2.2Я-
T
6.91T
Время релаксации (постоянная времени), с,
т =т
Им~
-g-
"б"
-ВТ
"KT
T
Спад уровня на единице расстояния, дБ/м,
Dl
13,6/о/с
8.7М/С
4.3М/С
4,3б/с
Ddc
Dt/2c
27,3 A//c
27,3f0/cQ
13,7f0/cQ
60.0/cT
30,0/cT
8,7/ет
Спад уровня на длине волны, дБ/X D^ = = 20 In ^^
DX
13,61)
8,76//0
Dt/f„
27,3 A№
13,7 A№
13.6/Q
30/f.T
8,7//от
Коэффициент (постоянная) пространственного затухания А; я 1~^1
V
л/оО/с л/01)/2с
Wlc
6/2С
0,l2Dt/c 0,06Dtfc
Л Mlle
nfo/2cQ
6.9/cT
1/2CT
Постоянная тд называется временем релаксации деформации. При релаксации напряжение устанавливается не сразу с возникновением деформации, а по закону
С — Спред (1 е °)’ (10.12)
где та — время релаксации напряжения.
При периодическом колебании релаксирующих тел жесткость (модуль) упругости К и коэффициент потерь т, зависят от частоты. При этом действительная часть К на низких и высоких звуковых частотах имеет приблизительно постоянные, но различные значения. Коэффициент потерь г] проходит через максимальное значение на частотах, где происходит наиболее быстрое изменение К с изменением частоты.
Потери энергии в материалах и конструкциях
В твердых телах имеют место обычно все виды внутренних потерь. В металлах и дереве в диапазоне звуковых частот внутреннее трение определяется преимущественно гистерезисом На больших частотах преобладает релаксационный эффект.
Коэффициент потерь строительных, машиностроительных и транспортных конструкций зависит помимо потерь в материале конструкции от ее устройства и способа применения, излучения колебательной и звуковой энергии во внешнюю среду (примыкающие конструкции, воздух), от наличия обивок и т. п Коэффициенты потерь металлических стальных и алюминиевых конструкций изменяются в пределах 10 3— 10 2, уменьшаясь с ростом частоты. В тонкостенных конструкциях потери больше, чем в толстостенных, например у корпусов автомобилей и самолетов порядка 10~2. Коэффициенты потерь корпусов механизмов и машин порядка 10'2—10 1
Вибропоглощающие материалы
Вибропоглощающие материалы представляют собой сложные полимерные структуры Во всем диапазоне звуковых частот в них преобладают релаксационные потери Вибропоглощающие материалы, применяемые для вибропоглощающих прокладок армированных конструкций, должны иметь максимальный коэффициент потерь в широком частотном и температурном диапазоне, а применяемые в жестких однородных и двухслойных покрытиях, кроме того, — достаточно большой модуль упругости [7, 8, 16, 19]
Величина и характер изменения динамических модулей упругости и коэффициентов потерь полимеров с изменением температуры и частоты определяются их химическим строением и молекулярной подвижностью, внутри- и межмолекулярным взаимодействием При низких температурах, когда полимер находится в стеклообразном состоянии, динамические модули упругости линейных аморфных полимеров достигают 109 Па При высоких температурах в высокоэластичном состоянии модули упругости понижаются до 105—10е Па Изменение состава и структуры полимеров сильно сказывается на динамических, температурных и частотных характеристиках полимера.
Модуль упругости и коэффициент потерь полимеров зависят от значения величины сот, = 2т;Л/ Т, тг — время релаксации, Т — период колебаний Величина т, определяется температурой полимера — растет с уменьшением температуры, поэтому температурные и частотные характеристики полимеров тесно связаны При достаточно низких температурах полимер ведет себя примерно так же, как при высоких частотах При повышении температуры или (и) уменьшении частоты (соД убывает) потери сначала увеличиваются, а после перехода через максимум при сот; = 1 уменьшаются, модуль упругости при этом монотонно убывает. При достаточно высоких температурах или при низких частотах модуль упругости и коэффициент потерь малы
Указанную выше связь используют при экспериментальном определении модулей упругости и коэффициента потерь вибропоглощающих полимеров, измеряя вместо их частотных характеристик температурные Для аморфных простейших полимеров используется зависимость [ 13 ]
too CZ V — 1 о)
где ш0, Т° — частота и температура, при которых получены некоторые величины Е и Г]; со и Т° — соответствующие значениям частоты и температуры, при которых будут сохраняться те же значения Е и г], ст и с2 — постоянные величины, зависящие от типа
полимера
На рис. 10 1 показана качественная взаимозависимость темпера
турных и частотных динамических характеристик полимеров.
турным характеристикам при заданных частотах со3, со4 соответствуют точки 3 и 4 на пересечении кривых с вертикальными линиями Чем выше частота со, тем при больших температурах получаются те же знатурным характеристикам при заданных частотах со3, со4 соответствуют точки 3 и 4 на пересечении кривых с вертикальными линиями Чем выше частота со, тем при больших температурах получаются те же знаКривые а, б, . ., ж характеризуют различные соотношения tjT. Отношение т;/Т с 1 ограничивает область (левее кривой а) каучукообразного состояния полимера; tJT 5> 1 — область (ниже кривой ж) стеклообразного состояния. Модуль упругости возрастает при переходе от кривой а к кривой ж Частотным характеристикам динамических параметров при заданных температурах Т°, Т^ соответствуют точки 1 и 2 на пересечении кривых с горизонтальными линиями. Темпера
турным характеристикам при заданных частотах со3, со4 соответствуют точки 3 и 4 на пересечении кривых с вертикальными линиями Чем выше частота со, тем при больших температурах получаются те же зна
турным характеристикам при заданных частотах со3, со4 соответствуют точки 3 и 4 на пересечении кривых с вертикальными линиями Чем выше частота со, тем при больших температурах получаются те же зна
чения £ и г].
Для расширения температурной области перехода из стеклообразного состояния в высокоэластичное в полимер вводят пластификатор, а для придания нужных эксплуатационных и технологических свойств, обусловленных применением его в различных условиях, — различные добавки
Рис. 10.1. Взаимозависимость динамических параметров т и Т вибропоглощающих полимерных материалов от частоты w и температуры Т3
РАСЧЕТ ВИБРОПОГЛОЩАЮЩИХ ПОКРЫТИЙ
И КОНСТРУКЦИЙ
Вибропоглощающие покрытия и конструкции делятся на следующие типы а) жесткие вибропоглощающие покрытия, состоящие из одной, двух или нескольких однородных пластин, приклеиваемых к основной (конструктивной) металлической пластине, они также выполняются в виде мастик, наносимых методом шпателирования или распыления н затем затвердевающих, полимерные вибропоглощающие материалы, используемые в таких покрытиях, должны быть достаточно жесткими, резины для этой цели не подходят, применяют специальные полимерные материалы на основе различных смол [7, 8, 10, 17, 19], б) армированные покрытия, состоящие из одной или нескольких мягких вибропоглощающих прослоек, расположенных между жесткими, чаще всего металлическими листами, играющими роль армирующих слоев; в) мягкие покрытия в виде достаточно толстых слоев из мягких материалов, например резиновых, наклеиваемых на основные стальные конструкции; г) вибродемпфированные слоеные материалы, состоящие из двух металлических листов, между которыми имеется вибропоглощающая прослойка
Наряду с внбропоглощающими покрытиями и вибродемпфироваи- ными слоеными материалами для демпфирования механических колебаний используют элементы конструкций из специальных сплавов с повышенными потерями, применяют зернистые материалы для засыпки в пустотелые детали и др.
Большое число вибропоглощающих покрытий перечисленных типов описано в работах [I, 6, 7, 8, 12, 13, 16—20] Расчет вибропоглощающих покрытий и конструкций производится с целью определения коэффициента потерь, величины жесткости и массы конструкции с покрытием, изменения этих параметров в результате нанесения покрытия или замены обычных материалов вибропоглощающими конструкционными, для прогнозирования уменьшения колебаний конструкции и излучаемого шума
Жесткие вибропоглощающие покрытия
0.2.1 1 Однородное жесткое покрытие выполняется из однородного полимерного слоя, жестко связанного тонкой клеевой прослойкой с основной металлической пластиной либо нанесенного на нее и затем отвержденного. При расчете обычных покрытий для частот до 3—4 кГц можно конструкцию с покрытием рассматривать как квазистатически работающий составной двухслойный стержень (пластину) 1171,
Если составляющие стержни совершают совместные изгибные колебания (чистый изгиб составного стержня), то
в2= вг+в2= е/т+е/2,(10.14)
_ 8141 + ^гЧг £1^141 + Ег)гт|г
В, + В,EJt + Е^
где В — изгибная жесткость, Е — модуль Юнга, J — геометрический момент инерции относительно нейтральной плоскости изгиба состав-
кого стержня, т]— коэффициент потерь Индексы 1, 2 и £ относятся соответственно к основному, вибропоглощающему стержням и к совокупности этих стержней.
Коэффициент потерь т]2 может быть выражен через отношение а модулей Юнга материалов покрытия Е2 и основного стержня Ei и отношение ИХ ТОЛЩИН Р = A^Aj [17]
__ ар 3 + 6а + 4а2 4- 2а3р 4- а4р2
^2 - П2 1 + ар 1 + 2р (2а + За2 + 2а4) + а!р4 *
(10.17)(10.17)Если вклад вибропоглощающего слоя в суммарную жесткость мал (В2 < BJ, суммарный коэффициент потерь
(10.17)
(10.17)
1S = Ei Ji *
и эффективность вибропоглощающего материала определяется произведением Е2т]2, называемым модулем потерь.
При большой толщине покрытия, когда J 2 "> Jv и В2/2 ^ EiJu т^-^,(10.18)
поэтому при равных модулях потерь Ет] жестких вибропоглощающих покрытий большой толщины лучше те из них, у которых больше коэффициент потерь Обычно выбирается р = 1ч-3 При а = EjEv to 10~2 достигается отношение ^/^ = Ю-1ч-3'Ю-1. На рис. 10.2 приведена зависимость т^/Лз от Р Для различных а С увеличением жесткости вибропоглощающего материала Е2 требуемая толщина Кг уменьшается. Однако вибропоглощающие материалы с большой жесткостью обладают, как правило, меньшим коэффициентом потерь. Кроме того, при заданной дополнительной относительной массе вибропоглощающего материала менее жесткий и обычно легкий материал может быть взят
Тип покрытия
Внбрологлощающие покрытия, материалы
ГОСТ, ТУ
Частотный диапазон эффективности, Гц
Температурный диапазон эффективно*-
Отиоси- масса покры-
Примерная область применения
Однослойное жесткое покрытие с относительной толщиной h2 = 2h,
1 Листовой материал АГАТ иа основе пластифицированного поливинилхлорида, ни- трильного каучука и наполнителя
ТУ 6-05-5091 — 77
50—10 000
5-35
30-40
Фундаменты двш ателей, звукоизолирующие кожухи, ограждающие конструкции, воздуховоды
2. Листовой полимерный материал «Радуга» на основе наполненной и пластифицированной поливинилхлоридной смолы. Выпускается зеленого, серого, вишневого и голубого цветов
ТУ 6-05-211-891 — 77
50—5 000
3. Мастичный полимерный материал Ан- тивибрит на основе низкомолекулярной эпоксидной смолы с полиэфирным пластификатором, наполненной гр афитом
ТУ 6-05-211-1060—79
40— 10 000
4. Мастичный материал Аитивибрит иа основе модифицированных эпоксидных смол с наполнителем
ТУ 6-05-211-1060—79
50— 10 000
40—100
Ар мированные покрытия Однослойное
5 Сталь 4 мм —
АГАТ 4 мм — сталь
100— 10 000
Строительные конструкции, фундаменты
Параметры эффективных отечественных вибропоглощающих материалов и покрытий
Таблица 10.2
армированное вибропоглощающее покрытие. Основная пластина —
6. Сталь 6 мм — рези-
ТУ 38-105984-76
вибропоглощающая прослойка — армиру-
на 6 мм — сталь
7 Сталь 6 мм — рези-
ТУ 38-105984—76
ющая накладка Армированные
на 6 мм — сталь
8 Сталь 2 мм — два
покрытия Многослойн ое армированное вибропоглощающее локры-
листафольгоизола
(однилистизол
0,45 мм — фольга 0,17 мм)
9. Сталь 2 мм — че-
тыре листа фольгоизола (один лист изол 1,5 мм — фольга 0,08 мм)
10. Дюраль 1,4 мм —
ТУ 6-596-16-75
Армированный
мастика СКЛГ 0,3 мм — фольга 0,08 мм —
мастика СКЛГ 0,3 мм — фольга 0,08 мм
11 Сплав АМГ 2 мм -
ТУ 6-05-291-111-77
вибродемпфи- рованный материал
само адгезионный пленочный материал ви- понит 0,4 мм — сплав АМГ 2 мм
12. Сплав АМГ 1 мм —
ТУ 6-05-291-111—77
вилонит 0,3 мм — сплав АМГ 1 мм 13 Сплав АМГ 2 мм —
ТУ 6-05-291-111—77
* В пп. 10—
вилонит 0,5 мм — сплав 2 мм
•13 указана поверхностна
я плотность покрытия
50—10 000
300—5 000
^зоТ
2 j23
под машины и механизмы, вентиляционные короба Внутренние перегородки
100—5 000
10-50
30
2
10— 10 000
(Т+70Г
70
До 1 000
До 5 000
Ниже 0
100— 10 000
Конструкционный материал для ненесущих конструкций, перегородок, воздуховодов, кожухов и др
|
100—5 000
5-40
5,7
То же
100— 10 000
большей толщины. Эти обстоятельства, а также учет стоимости материала, его эксплуатационных характеристик делают выбор оптимального вибропоглощающего материала неоднозначным.
2.1.2. Для увеличения эффективности вибропоглощающего слоя между ним и металлической пластиной иногда помещают слой, выполненный из жесткого легкого материала, обычно пенопласта [6]. При этом возрастает момент инерции вибропоглощающего слоя,его продольные деформации становятся больше, чем при непосредственном контакте с демпфирующей металлической пластиной, потери энергии возрастают На низких звуковых частотах, когда в промежуточном слое не возникают сдвиговые деформации, суммарный коэффициент потерь и изгибная жесткость трехслойной стержневой конструкции (стержня с покрытием) определяются соотношениями
Bi = L ЕА,(Ю.19)
/ 3\/
4= \Т> Е.ЛМ Вх,(10.20)
где Ji — момент инерции i-ro слоя относительно нейтральной плоскости изгиба составного стержня.
Величина J8 возрастает с увеличением толщины промежуточного слоя h2. Однако толщину /i2 нельзя брать произвольно большой, поскольку при ее увеличении понижаются частоты, при которых жесткость промежуточного слоя уменьшается из-за сдвиговой деформации. Это приводит к уменьшению амплитуды колебаний вибропоглощающего слоя и уменьшению потери энергии в нем На практике обычно ограничивается общая относительная масса покрытия, поэтому сравнивают значения ц2 при одинаковых массах однослойного и двухслойного покрытий Существует оптимальное соотношение толщин для каждой пары материалов промежуточного и вибропоглощающего слоев, при которых T]s максимален.
О 2,557,51Oh2/h1О 2,557,51Oh2/h1
О 2,557,51Oh2/h1
О 2,557,51Oh2/h1
несенным двухслойным покрытием от отношения толщин среднего слоя й., выполненного из пенопласта ПХВ-2, и металлического стержня й^
На рис. 10 3 приведены расчетные значения т]2 для пары слоев из пенопласта ПХВ-2 и вибропоглощающего полимерного листового материала АГАТ, выпускаемых промышленностью, наносимых иа стальной и алюмиииевыи стержни с одинаковой относительной массой и = _. ^aP^LZ^L4 юо %; р—плотность материала. Оптимальное соотношение толщин /i2//ii = 24- 5, при этом максимальный коэффициент потерь т]2 возрастает в несколько раз по сравнению с коэффициентом потерь при иаиесеиии однородного покрытия одинаковой массы, например, при х = 50 % и т]2 = 0 с величины т]2 = 0,05 до г)2 = 0,25.
В табл. 10.2 приведены параметры наиболее эффективных отечественных вибропоглощающих материалов и покрытий, температурные и частотные диапазоны их применения. Считают, что область эффективности вибропоглощающих покрытий ограничивается температурами и частотами, при которых суммарный коэффициент потерь не меньше т]2 = 0,05. Сравнительная эффективность различных однородных вибропоглощающих материалов характеризуется суммарным коэффициентом потерьт]2 при нанесении покрытия с толщиною ,й2 = 2^.
На рис. 10.4 приведены температурио-частотиые характеристики ряда материалов, нанесенных толщиной й2 = 2/^ иа стальные стержни.
Армированные вибропоглощающие покрытия
Из армированных покрытий наибольшее распространение получило наносимое иа металлическую пластину, стержень или оболочку, состоящее из тонкого вибропоглощающего слоя, в котором происходит однородная по толщине слоя сдвиговая деформация, и армирующего металлического слоя, испытывающего при изгибиых деформациях конструкции растяжение и сжатие, «удерживающего» при этом наружную поверхность собственно вибропоглощающего слоя, вынуждая тем самым его к деформации сдвига Для вибропоглощения тонких конструкций применяют многослойное армированное покрытие, состоящее из чередующихся тонких слоев вибропоглощающего материала и металлической фольги Число пар слоев составляет 3—13 и зависит от условия применения покрытия и требуемой эффективности Модуль упругости вибропоглощающих слоев должен быть мал, поэтому используют специальные мягкие полимерные материалы Армированные двухслойные покрытия рассчитывают с учетом всех видов деформаций в каждом слое [7, 16, 19].
Характерной особенностью армированных покрытий являются уменьшение жесткости иа изгиб конструкции при возрастании частоты и экстремальная частотная зависимость т]2. Максимум коэффициента потерь находится в области средних частот, где происходит наиболее быстрое уменьшение жесткости Максимальный суммарный коэффициент потерь пропорционален коэффициенту потерь вибропоглощающей прослойки и зависит от соотношения толщины покрытия и основной пластины Частота максимума потерь определяется отношением жесткостей иа изгиб основной пластины и слоев покрытия и возрастает с увеличением модуля упругости и уменьшением толщины вибропоглощающего слоя Параметры некоторых армированных вибропоглощающих пркрытий приведены в табл 10.2.
где Ла ~ коэффициент потерь покрытия; ф2 = —^ волновая толщина покрытия, с2 — скорость распространения продольной волны в покрытии, mt = ptht, m2 = Ра^а, Pi, Ра — плотности, й1е Нг — толгде Ла ~ коэффициент потерь покрытия; ф2 = —^ волновая толщина покрытия, с2 — скорость распространения продольной волны в покрытии, mt = ptht, m2 = Ра^а, Pi, Ра — плотности, й1е Нг — тол
где Ла ~ коэффициент потерь покрытия; ф2 = —^ волновая толщина покрытия, с2 — скорость распространения продольной волны в покрытии, mt = ptht, m2 = Ра^а, Pi, Ра — плотности, й1е Нг — тол
где Ла ~ коэффициент потерь покрытия; ф2 = —^ волновая толщина покрытия, с2 — скорость распространения продольной волны в покрытии, mt = ptht, m2 = Ра^а, Pi, Ра — плотности, й1е Нг — тол
Мягкие вибропоглощающие покрытия
Потери в таких покрытиях обусловлены в основном изменением деформации по толщине покрытия. Их полный расчет с учетом всех видов деформаций приведен в работах [7, 20] Наиболее эффективное поглощение имеет место на час
тотах поперечного резонанса, при которых толщина покрытия кратна нечетному числу Х2/4 (Х2 — длина продольной волны в покрытии). При условии, что деформация в покрытии происходит только в поперечном направлении,
2 sh <р2Лг — Ла sm 2<р3 2 -^ <р3т)2 [cos 2ф2 + ch <р2г]2] + 2 sh <р2г]2 + г]2 sin 2ф2
(10.22)
щины слоев
Коэффициент потерь т]2 уменьшается в сторону низких и высоких частот, максимален на резонансных частотах, причем наибольшее значение соответствует первому резонансу, когда по толщине вибропоглощающего слоя укладывается четверть длины волны На аитирезонапс- иых частотах, когда по толщине вибропоглощающего слоя уклады
вается целое число полуволн, величина т]2 минимальна.
На рис 10 5 приведена частотная зависимость т]2 Снижение ча-
Вибродемпфироваииый слоеный материал
Расчет коэффициента потерь производится так же, как и в случае армированных вибропоглс-щающих покрытий. На рис 10.6 приведена зависимость коэффициента погерь вибродемпфированиого симметричного (с одинаковыми наружными стальными слоями) материала от частоты при различных соотиошеииях толщин слоев материала и величины модуля сдвига вибропоглощающего слоя Жесткость иа изгиб трехслойиого материала на низких частотах определяется совокупным сопротивлением иа изгиб всех слоев материала как едииоГо целого.
а — отношение толщины вибропоглощающего слоя к металлическому 0 = 4; б — 0 = 0,5, 1 — соответствует модулю сдвига внбропоглощающего слоя 68 = 3,3 10* Па, 2 — Ga = 3,3. 10е Па; 3 — G, = 3,3. 10’ Па, 4 — G, =
(10.23)ТОЛЩИН(10.26)(10.23)ТОЛЩИН(10.26)
(10.23)
ТОЛЩИН
(10.26)
(10.23)
ТОЛЩИН
(10.26)
На высоких частотах жесткость на изгиб уменьшается, становясь равной сумме жесткостей на изгиб отдельных металлических слоев. Коэффициент потерь ц2 иа низких, а также на высоких частотах сравнительно мал. Он максимален в области средних частот, где имеет место наиболее резкое изменение жесткости конструкции. Его значения пропорциональны коэффициенту потерь вибропоглощающего слоя и зависят от соотношения толщин вибропоглощающего слоя и металлических слоев. Частота максимума суммарного коэффициента потерь г|2 зависит от соотношения толщин слоев и растет с увеличением модуля упругости промежуточного слоя. С ошибкой менее 2 % коэффициент потерь симметричного (Л, = h3) вибродемпфированного материала
^3 (р + 1) g
П 1/2 + [2 4-3(Р 4-l)a]g + 2 [1 4-3 (Р 4-I)2] g2 ’
где а — функция от g и г)2 [151. При заданном соотношении слоев Р = hjh^ и л2 зависимость т]2 от g при
2Г1 +3(Р+ 1)?
имеет максимум, равный
= 3(Р+ 1)2
П2 шах 2 /1 4- 3 (р 4- I)2 + 2 4- 3 (Р 4- I)2 ’
Частота максимума потерь
,Г[1 + За (1 +Р)2Ц1 4-3(1 + Ж
Из формулы (10 26) следует, что [тах снижается при уменьшении G2 и увеличении h^. поэтому в демпфированных слоеных материалах, так же как в армированных покрытиях, используют мягкие (с малым С2) материалы. Для измерения модуля сдвига и коэффициента потерь этих материалов их вклеивают между одинаковыми металлическими пластинами и определяют максимум коэффициента потерь т)2 тах и частоту fmax> после чего с помощью (10 25) и (10 28) определяют параметры вибропоглощающего материала:
2 3 л И+ip! A2fmax,Hl +3«(1 + РШ1 +3(1 +№ ’
(10.28)(10.28)_2^1 +3(1 +Р)2 + 2 + 3(Р+1Я
(10.28)
(10.28)
+ — Птахз де + ^2'
Конструкционные материалы с большими внутренними потерями
К таким материалам относятся металлические сплавы с потерями большими, чем у обычных металлов, а также стеклопластики и другие полимерные материалы с большими потерями, из которых могут изготовляться детали машин и механизмов В обычных металлах (стали, алюминии и др.) потери колебательной энергии очень малы, например, для стали п= 1—6-10 4.
В специально разработанных сплавах на основе марганца и меди, никеля с титаном и алюминиевых сплавов и других потери существенно зависят от напряжения, а также температуры и времени отжига [12]. При увеличении напряжения потери резко возрастают Так, при увеличении амплитуды колебаний от 0,02 до 0,2 мм коэффициент потерь сплава марганца и меди возрастает от 0,02 до 0,06, тогда как при амплитуде колебаний ниже 0,01 мм величина коэффициента потерь ме- иее 0,01. При повышении температуры от —10° до +40° коэффициент потерь меняется мало, при более высоких температурах резко уменьшается, однако при охлаждении снова восстанавливается Поскольку при малых амплитудах колебаний коэффициент потерь в сплаве г) = = 0,01 (что практически равняется обычным потерям металлических конструкций, обусловливаемых потерями колебательной энергии в краевых креплениях) марганцево-медные сплавы целесообразно применять лишь для изготовления таких деталей конструкции, которые подвер- шотся ударной нагрузке и работают при большом динамическом напряжении, составляющем значительную часть предельно допустимого
Сыпучие вибропоглощающие материалы
При засыпке песком металлического короба пустотелых труб или балок происходит вибропоглощеиие и увеличивается коэффициент потерь. Энергия упругих воли, распространяющихся в песке, поглощается за счет трения между его частицами, коэффициент потерь при распростраиеиии упругих воли в песке 1} « 0,14-0,15. Величина 1} зависит от частоты и имеет максимальное значение на частотах, при которых по толщине слоя песка образуется резонанс. Наряду с песком используют чугунную дробь и другие сыпучие материалы.
Локальные вибропоглотители
Локальными вибропоглотителями называют колебательные системы, состоящие из инерционного элемента, крепящегося к вибрирующей конструкции через упруговязкий элемент. Последний изготовляется из резины или специальной пластмассы В зависимости от вида колебаний, способа установки применяют локальные вибропоглотители различных типов [2, 7]. Единичные вибропоглотители дают хороший эффект в тех случаях, когда имеют место интенсивные вибрации на дискретных частотах и в узких частотных полосах. Для расширения частотного диапазона единичного вибропоглотителя увеличивают коэффициент потерь упругого элемента (но это приводит к понижению максимума вибропоглощения на резонансной частоте вибропоглотителя) либо используют группу вибропоглотителей, настроенных на различные частоты. Использование группы локальных вибропоглотителей, настроенных на различные частоты, позволяет получить значительное ослабление вибраций в широкой полосе частот Коэффициент потерь пластины, не обладающей внутренними потерями, с единичным вибропоглотителем, установленным в пучности гармонических колебаний пластины максимален на резонансной частоте вибропоглотителя (со0) и приближенно равен
Птах = 4УИй/(МпП1), (10.29) где Ма — масса инерционного элемента вибропоглотителя, Мп — масса пластины, г)! — коэффициент потерь упругого элемента вибропоглотителя
ЭФФЕКТИВНОСТЬ ВИБРОПОГЛОЩАЮЩИХ
ПОКРЫТИЙ И ВИБРОДЕМПФИРОВАННЫХ МАТЕРИАЛОВ
Эффективность вибропоглощающнх покрытий (уменьшение механических колебаний и излучаемою конструкцией шума) определяется изменением коэффициента потерь, массы и жесткости конструкции при нанесении на нее покрытия (или различием этих параметров при изготовлении конструкции из обыкновенных материалов и вибродемп- фированных) и зависит от типа наносимого покрытия, характеристик материалов его слоев, соотношения толщин слоев покрытия и т п [1, 3, 4, 9, 10, 11, 17, 18, 20]
Оптимальные параметры покрытия рассчитываются на основе требований, предъявляемых к уменьшению либо усредненных механических колебаний конструкции, либо механических колебаний в определенной зоне (например, участков фундамента машины, примыкающих к опорам), или по уменьшению мощности излучаемого шума [4, 7]. При этом учитываются дополнительные требования к покрытию — минимизация массы, стоимости и другие, вытекающие из условий ис- почьзования вибропоглощающих покрытий
Эффективность вибропоглощения по снижению механических колебаний оценивается величиной
ВП = 10 1g -^'вПу ’ (,0-3°) где ^И^ (^йп) “ усредненные по времени и площади S квадраты колебательных скоростей конструкции до и после нанесения вибропогло-
щающего покрытия. Выбор площадки 3 зависит от назначения вибро- поглот птеля
Соотношение (10.30) служит также для приближенной оценки эффективности вибропоглощения, определяемой по снижению шума в окружающем пространстве. При этом усреднение производится по всей излучающей поверхности конструкции
При измерениях ВП механические колебания конструкции измеряются в достаточно большом числе точек (от 20 до 100) для определения средней величины колебательной скорости
(10‘31)
где п — число точек измерения
При нанесении по всей поверхности пластин и стержней однородного покрытия
+(,0.32,
Ното
где т]0, Во, т0 — коэффициент потерь, изгибная жесткость и поверхностная плотность до нанесения покрытия, т]в/7, Ввп, тВГ! — то же, после нанесения покрытия, Р, М N — коэффициенты, зависящие от режима возбуждения, условий крепления, типа колебаний и т. д. [3, 4, 0.10]
Значения т0 и Во для конструкции без покрытия определяют расчетом или экспериментально При расчете конструкция заменяется эквивалентной плоской пластиной или стержнем — в зависимости от вида частотной характеристики входного импеданса конструкции Коэффициенты Р, М и N для наиболее типичных случаев колебаний стержней и пластин при возбуждении их заданной силой и заданной колебательной скоростью иа резонансных и антирезоиансных частотах конструкции, а также при широкополосных колебаниях приведены в табл 10 3. Увеличение коэффициента потерь всегда полезно и в наибольшей мере влияет на эффективность вибропоглощающих покрытий На резонансных частотах увеличение коэффициента потерь дает наибольший вклад, иа антирезоиансных частотах почти не сказывается. При возбуждении в широкой полосе частот справедливо «энергетическое приближение» — уменьшение колебательной энергии (и соответствующего ей квадрата колебательной скорости) обратно пропорционально увеличению коэффициента потерь [3, 4, 9, 15] Увеличение массы также эффективно, ио в меиьшей мере Увеличение жесткости полезно при возбуждении заданной силой, ио может быть вредным в некоторых случаях, когда колебания возбуждаются источником с заданной колебательной скоростью. Это объясняется тем, что при импедансе источника, большем начального импеданса конструкции, нанесение покрытия, увеличивая импеданс конструкции, сглаживает различие импедансов, и поэтому вводимая колебательная мощность в конструкцию возрас- стает. Если же выходной импеданс источника колебаний меньше входного импеданса колеблющегося элемента, нанесение покрытия, увеличивая входное сопротивление, способствует уменьшению колебательной энергии, вводимой в конструкцию, поскольку различие импедансов возрастает.
Условия возбуждения колебаний, тнп колеба-
Продольные колебания
Изгибиые
колебания
стержня
стержня
пластины
££
Р М N
Р МN
р
м
N
Резонанс
р
201010
201010
2 0
10
10
у
2000
2000
2 0
0
0
Анти -
р
01010
01010
0
10
10
резонанс
у
000
000
0
0
0
Бегущая
р
10155
1017 52 5
10
15
волна
Полоса бе
у
Ю55
102,5 -2,5
10
5
5
лого шума
* F, V означают возбуждение hctohhhkon данной колебательной скорости соответственно
При правильно рассчитанных и спроектированных вибропоглощающих покрытиях достигается значительный эффект. Опыт показал, что колебания при этом уменьшаются на низких частотах на 8—10 дБ, на высоких — на 15—30 дБ и более.
ГЛАВА И
ГЛУШИТЕЛИ ШУМА
ТРЕБОВАНИЯ К ГЛУШИТЕЛЯМ ШУМА
И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Для производственных машин, двигателей и установок, использующих атмосферный воздух в качестве рабочего тела, — вентиляторов, воздуходувок, пиевмоинструмента, газотурбинных и дизельных установок и других,существенным и часто наиболее интенсивным является шум, излучаемый ими в атмосферу через устройства забора и выброса воздуха и отработанных газов. Наиболее эффективным средством борьбы с этими шумами является установка глушителей шума в воздуховоды, по которым транспортируются зашумленные потоки.
Глушители шума должны, с одной стороны, преграждать путь шуму, с другой — не препятствовать перемещению рабочей среды по газоводу (воздуховоду). Последнее требование во многом определяет выбор возможной конструкции глушителя. Кроме того, к глушителям в зависимости от условий их установки и эксплуатации предъявляются специфические требования, ограничивающие их габариты, форму, массу, стоимость, использование тех или иных конструкционных и поглощающих звук материалов и др. [2, 3, 0.4, 0.5, 16, 17].
Классификация глушителей. Принципы их работы
1.1.1.1. Уравнение баланса звуковой энергии (мощности) в глушителе (рис. 11.1) имеет вид
Рпрош = Рпад — (Рогр + Рпогл + Ризл) + Рген, гДе Рпад, Рпрош, Ротр, Рпогл, Ризл и Рген — соответственно звуковая энергия падающих, прошедших и отраженных волн, энергия, поглощенная в глушителе, излучаемая в окружающее пространство и генерируемая в нем в единицу времени. В хорошо спроектированном глушителе энергией Рген в уравнении баланса можно пренебречь. Эффективными средствами уменьшения генерации энергии являются уменьшение скорости потока в глушителе и придание внутренним элементам глушителя более обтекаемой формы
Передача звука через глушитель происходит по газу, находящемуся в полостя глушителя, и по элементам конструкции глушителя. Энергия, передаваемая по конструкции, т. е. косвенным путем, обычно невелика вследствие большой разницы акустических сопротивлений воздуха и металла (материала корпуса). Если она оказывается соизмеримой с энергией, передаваемой прямым путем, то принимают меры, уменьшающие передачу вибрации по конструкции [0.15], в частности, акустически разделяют корпусные элементы глушителя или используют несколько глушителей меньшей эффективности.
Рис. 11.1. Распределение потоков звуковой энергии в глуши
1 — приемная труба глушителя, 2 — выпускная труба, 3 — Глушитель шума
Часть энергии падающих волн излучается в окружающее пространство вибрирующими стенками глушителя. Для уменьшения этого вторичного излучения увеличивают звукоизоляцию корпусом или вибропоглощение наиболее сильно колеблющихся панелей корпуса (см. гл. 7 и 10) Следует также избегать крепления глушителей к тонким листовым панелям, которые могут излучать значительный шум
1.1.2 По принципу действия глушители делят на две основные группы — отражающие (реактивные, рефлексные) глушители и диссипативные (активные) глушители В отражающих глушителях уменьшение шума за глушителем достигается главным образом за счет отражения энергии набегающих на него волн (РО1р> ^погл). в диссипативных — за счет превращения звуковой энергии набегающих волн в тепло в элементах глушителя. Глушители, для которых существенны и отражение и диссипация, называют комбинированными
В глушителях активного типа звуковая энергия превращается в тепло в звукопоглощающем материале (ЗПМ), который размещают во внутренних полостях глушителя, в воздуховодах и вблизи от их выходов в атмосферу. Поток газов в таких глушителях обычно направляется вдоль поверхности поглотителя Гидравлическое сопротивление их в большинстве случаев невелико
Эффективная работа поглощающих конструкций в широком диапазоне частот обеспечивается при толщинах размещенных на них слоев поглотителя порядка четверти длины волны заглушаемого звука в материале глушителя Для уменьшения передачи низкочастотного шума необходимые размеры поглощающих элементов становятся слишком большими и более эффективным оказывается применение реактивных глушителей шума Активные глушители целесообразнее всего применять для уменьшения передачи шума на частотах, для которых 0,5л ^ ^ (0,5ч-1) 6Х, где X — длина звуковой волны в воздухе; 6Х = VРц — характерный поперечный размер воздуховода; FB — его площадь. Реактивные глушители наиболее эффективны на частотах, для которых 0,5Х> Ьх На больших частотах, когда по газоводам могут распространяться не только плоские волны, практически невозможно обеспечить одинаково эффективное отражение их чисто реактивными элементами в широком диапазоне частот, за исключением редких специальных случаев одномодового возбуждения.
Реактивные глушители шума выполняются обычно в виде системы расширительных и резонансных камер, соединенных между собой и с объемом воздуховода с помощью труб, щелей и отверстий Иногда камеры облицовывают изнутри звукопоглощающим материалом (ЗПМ) [19] При этом в низкочастотной области камеры работают как отражатели, а в высокочастотной — как поглотители звука. Поэтому часто трудно провести четкую грань между глушителями реактивною и активного типов, тем более, что отражение само по себе еще не решает проблем уменьшения потока звуковой энергии в воздуховодах Для его уменьшения звуковая энергия в конечном итоге должна быть поглощена в глушителе, в трубах, в источнике или в специально предназначенных для этой цели рассеивателях при многократных отражениях волн от реактивных отражателей Аналогичную роль выполняют отражающие и направляющие звук элементы в диссипативных и в комбинированных глушителях, создавая за счет дополнительных отражений условия для. более эффективной работы поглощающих звук эле-
Математические модели глушителей
Глушитель располагают обычно между прямыми участками воздуховодов Он в приближении линейной акустики может быть исчерпывающе описан матрицей рассеяния 3, связывающей набегающие на него по этим воздуховодам (ап) и рассеянные от глушителя волны
I—Smnan [13] Элементы матрицы рассеивания определяют отражение, передачу и трансформацию звуковых воли глушителем Размерность матрицы 3 определяется суммарным числом распространяющихся волн в приемной и выпускной трубах глушителя
Для теоретического определения элементов матрицы рассеивания глушителя необходимо решить дифракционную задачу для волнового уравнения при сложных граничных условиях Точные методы решения этой задачи в общем случае не разработаны, численный же расчет затруднен даже при использовании современных ЭВМ [8] Поэтому для расчета и проектирования глушителей широкое применение получили асимптотические и приближенные методы, основанные на упрощенных моделях передачи звука через глушитель.
Экспериментальное определение характеристик глушителей иа основании методов теории подобия [0 1 ] и путем натурных испытаний с последующей обработкой их результатов в критериальной форме во многих случаях позволяет получить достаточную информацию о характеристиках глушителей и обобщить ее при меиьших затратах материальных средств, причем и для таких систем, точные расчеты которых практически невозможны
Наиболее часто для расчета глушителей используют метод электроакустической аналогии, в котором расчет глушителя заменяется расчетом эквивалентной ему цепи (акустической или электрической). Обобщенные напряжения и токи [13] на ее входах определяют через амплитуды набегающих и рассеянных воли
ит = ат + Ьт и im = (ат b^Z^,
где Z”B — волновые сопротивления.
Напряжения ит и токи im характеризуют среднеквадратичные (по сечениям труб) значения давлений и осевых скоростей для каждого типа волн Для плоских воли (т = 0) напряжения и токи определяют колебательные расходы и средние по сечениям звуковые давления в воздуховодах В системах с высокими скоростями потока напряжения и токи связывают с вариациями внешней механической энергии г за и потоками импульса [13]. Произведения напряжений и токов образуют парциальные потоки энергии иа входах в глушитель
Характеристики глушителей и его элементов в переменных um и im записывают обычно через матрицы сопротивлений Z и проводимостей Y. и = Zi и i = Yu Для элементов, на входах которых существенны только плоские волны, широко используют и другие матрицы классической теории цепей [11] и, в частности, цепочечные матрицы, произведения которых определяют характеристики последовательно соединенных акустических элементов с двумя входами — четырехполюсников,
Критерии эффективности глушителей
Эффективность работы глушителя характеризуют эффектом установки глушителя по звуковому давлению в точке контроля шума М, = = Lr — L^ и по звуковой мощности ALp = LP1 — LP2, где Lt и L, — уровни звукового давления в точке контроля шума до и после установки глушителя, и LP1 и LP2 — уровни звуковой мощности в системе за глушителем до и после его установки. Обе эти величины зависят как от конструкции глушителя, так и от характеристик системы, в которую ои устанавливается.
Эффект установки по мощности, измеренной (или вычисленной) при установке не отражающих звук воздуховодов иа входе и выходе глушителя kLT = 10 1g (Дпад/^прош), называют трансмиссионными потерями и наиболее часто используют для оценки эффективности конструкции глушителя Трансмиссионные потери легко могут быть измерены и оцениваются обычно в октавных и */з -октавных полосах частот В исследовательских целях, при расчете глушителей и при их экспериментальной доводке используют также оценки иа дискретных частотах.
Даже отнесенная к конкретным условиям установки глушителя величина kLp однозначна только для одномодовых [0 6, 0 8] воздуховодов иа входе в глушитель В многомодовых она характеризует суммарный (интегральный) эффект установки и зависит еще от модального состава воли, избегающих по приемному воздуховоду При экспериментальной оценке kLT в области высоких частот обычно принимают меры для создания равномерного распределения плотности звуковой энергии по распространяющимся волнам [19] Для этих же условий определяют обычно трансмиссионные потери и при теоретической оценке [20] Ограниченность интегральной характеристики АДу обусловлена и тем, что оиа не характеризует модального состава воли, выходящих из глушителя, и возможных отражений от глушителя при установке в конкретную систему. Тем ие меиее, из всех используемых оценок эффективности конструкции глушителя величина трансмиссионных потерь является наиболее информативной и поэтому чаще других используется в практических расчетах.
АКТИВНЫЕ ГЛУШИТЕЛИ ШУМА
Распространение и затухание звука в каналах, облицованных ЗИМ
11.2 1 1 Рассмотрим физические процессы, определяющие затухание звука Наиболее распространенным элементом активных глушителей шума являются облицованные каналы круглого и прямоугольного сечений Принцип работы глушителя с облицованным каналом иллюстрируется рис 11.2. Из приемной трубы на вход глушителя А набегают волны а^ с различными распределениями давления по сечению [0 8] Они частично отражаются и частично проникают в глушитель и распространяются в нем уже в виде волн р^л, специфичных для данного канала Эти волны затухают при распространении вследствие поглощения звуковой энергии ЗПМ Причем различные волны (в зависимости от их формы, скорости распространения и глубины проникновения в ЗПМ) затухают по-разному. Для достаточно длинных облицованных участков в выходном сечении Б можно пренебречь энергией, переносимой сильно затухающими иолнами, генерируемыми на входе А, н учитывать лишь наименее затухающую волну р°^д На выходе из канала она, в свою очередь, частично отражается и частично проникает в выпускную трубу.
Эффективность глушителя ББТ, определяемая отношением суммарной звуковой энергии набегающих волн а^ к энергии прошедших волн Ь^ зависит от конструкции глушителя и модального состава «^ на его входе. Полные потери энергии Рпад —Рпрош складываются
ОблицовОблицовформации и передачи звуковых волн (д)
Облицов
Облицов
здесь из потерь на отражение и на генерацию быстро затухающих волн на входе в канал, потерь при распространении наименее затухающей волны (моды) по каналу и потерь на выходе из канала Элементы матрицы рассеивания облицованного канала определяются через коэффициенты трансформации и отражения волн на входе и выходе S^m и 5®к и постоянные распространения волн в канале Знание модального состава волн на выходе из канала позволяет подобрать наиболее эффективные средства последующего их подавления и повысить эффективность шумоглушения Хотя процедура вычисления волновых характеристик с помощью ЭВМ и не очень сложна, в практике решения задач уменьшения шума на производстве для достаточно длинных облицованных каналов эффективность подавления шума оценивают обычно по затуханию наименее затухающей моды, а волновые взаимодействия на входе и выходе учитывают через дополнительные поправки к затуханию звука
112.1.2 Распределение давлений в волнах р™ад и затухание этих волн определяются решением системы уравнений Гельмгольца, описывающих распространение волн в ЗПМ и в свободном проходе канала, при условии равенства входных проводимостей на границах слоев [3, 0 15] Затухание определяется действительными частями постоянных распространения волн Reym и вычисляется обычно через проекцию к™2 волнового вектора в свободном проходе канала на плоскость его поперечного сечения Reym= Re"|/ [^еУ — к2, где к = = to!с — волновое число. Обычно вводят безразмерное затухание Од = = 8,65 Re ym/i на одном условном калибре канала к, равном отношению площади свободного сечения канала Есъ к длине облицованной части периметра свободного сечения 17обл
Наиболее изучено распространение звука в канале с локально реагирующей облицовкой, в которой распространение звука в поглотителе вдоль канала или невозможно, или не играет сколько-нибудь существенной роли в общей передаче звука вдоль канала [0.15] В этом случае облицовка полностью характеризуется безразмерной нормальной проводимостью У8 = pc!Zs, где Zs — нормальный импеданс облицовки [0.15] Решение задачи о распространении волн в каналах такого типа обычно приводится в виде номограмм, связывающих безразмерные параметры к™2к и Р = Y skh [0 6,21] Эти номограммы, перестроенные для определения затухания наименее затухающей (основной) моды [0.15] для каналов прямоугольного и круглого сечений приведены
Затухание основной моды на условном калибре к рассчитывают по формуле
Da = 8,65 Re Vo^ = 8,65 V Е - (khy.\ (11.1)
Параметры распределения Е = Е' -V jE" для прямоугольных каналов, приведенных на рис. 11.2, а и 11 2, а, и круглого канала (рис 112, в) определяют непосредственно по номограммам на рис 11.3,а и 11.3,6 по значениям р Для прямоугольного канала, облицованного с четырех сторон (рис 11 2, в), параметр распределения вычисляют по формуле Е = Еу (ЫНуУА- Ег ( (Н^, в которой
величины Еи и Ег определяют с помощью номограмм на рис. 11.3, а, по расчетным калибрам Ну и Н2 (см. рис. 11 2, ф и проводимостям облицовок на стенках, нормальных к осям Оу и Oz (^ = YsykHy и рг = = Ys2kH^
112 13 Характер зависимостей затухания основной моды от безразмерных параметров р и kh мало зависит от формы канала Для всех форм каналов существуют оптимальные значения проводимости облицовки, при которых для заданной частоты обеспечивается максимальное затухание звука. Для круглого и облицованного с двух сторон прямоугольного каналов они соответственно равны ркр = 1,5 + + /1,0 и рпр = 2,0 + / 1,6. При меньших значениях проводимостей не обеспечивается достаточное затухание нулевой (почти плоской) моды При очень больших значениях ₽ распространение звука в облицованном канале близко к распространению волн в слое жидкости со свободными границами При этом наименее затухающей становится уже вторая симметричная мода Оптимальные значения проводимостей соответствуют равным значениям затуханий нулевой и второй симметричной мод и в области низких частот обеспечивают для прямоугольного и круглого каналов соответственно Db — 19 дБ и D^ = 13 дБ [0.15].
На высоких частотах при (to)2 3> (Е | затухание звука уменьшается обратно пропорционально частоте Dh « 4,ЗЕ"/(№) из-за того, что с уменьшением длины волны по сравнению с характерным размером h направление волнового вектора наименее затухающей моды приближается к оси канала, и эта волна практически не взаимодействует с облицовкой (лучевой эффект). Для уменьшения лучевого эффекта каналы
10 П/р Е. Я. Юдина
Рис. 11.4. Обобщенные характеристики каналов с «рациональной* облицовкой [0.15]
большого сечения разбивают иа системы отдельных каналов меньшего сечеиия (сотовые и пластинчатые глушители — см ниже)
Для снижения широкополосного шума характеристики облицовки подбирают так, чтобы они обеспечивали максимально широкие полосы затухания звука. Обобщенные характеристики таких «рациональ
ных» облицовок для прямоугольных каналов типа, показанного иа рис 11 2,а, описаны в работе [0.15] иданы иарис 114 На рис 11.4 приведены рекомендуемые значения нормированных сопротивлений продуванию rsstl(pc), соответствующие различным относительным толщинам облицовки /А (rss — удельное сопротивленце продуванию, / — толщина облицовки). Характеристики «рациональной» облицовки имеют в диапазоне средних частот постоянное затухание Dh м 3 дБ. Нижняя граница полосы частот постоянного затухания понижается с ростом толщины облицовки Верхняя (при tih > 0,5) —■ практически неизменна и соответствует частоте формирования «звукового луча» [0 15]
112 1.4 Стационарный поток влияет иа распространение звука в облицованном канале в основном через изменение характеристик облицовки, изменяя ее эффективную проводимость Для узкополосного шума оптимальные значения эффективной проводимости могут быть обеспечены и при наличии потока, поэтому иа максимальные потенциальные затухания поток почти ие влияет В области низких частот, где облицовки еще заведомо «жесткие», поток уменьшает затухание волн, распространяющихся по потоку, и увеличивает затухание волн, бегущих в обратную сторону, в отношении (1 ± М)2 (М = о/с— число Маха; о — средняя скорость потока). При больших скоростях потока эффективность облицованных каналов ограничена генерацией шума иа поверхности облицовки [6]
11 2.1 5. Менее изучено теоретически распространение звука в каналах с акустически достаточно прозрачными поглотителями Такие поглотители обеспечивают большее затухание звука в области низких частот по сравнению с локально реагирующими, и имеют достаточно стабильное затухание в широкой полосе частот Оптимальные величины сопротивления продуванию rsst составляют для них (800-т-1400) Па-с/м2 иа толщине слоя поглотителя [0 15] Максимальные значения затуханий, обеспечиваемые этими поглотителями, относительно невелики: Dh « (3-1-4) дБ. Частота, которой соответствуют максимальные затухания, уменьшается с ростом толщины облицовки (см. иапример, рис. 11.5, б). Для малых kh < 1,57 затухание звука в канале с акустическим прозрачным поглотителем существенно зависит от относительной площади, занимаемой поглотителем, так как звуковые волны проникают практически на всю глубину ЗПМ Для kh > 1,57 затухание практически ие зависит от толщины поглотителя, и зависимость D^ (to) имеет достаточно универсальный характер.
На низких частотах затухание рассчитывают с помощью модели облицованного канала в виде эквивалентной многопроводной электрической линии [15] Параметры распределения Е, определяющие затухание волн [см (11 1)], для этой модели вычисляются из соотношения Е = 0,57 ± V 0,25Т2 — YG, в котором Т = G + У (<7и -}- + а|2Ж- G = (^ + Т2)й2, У = (Bi + Bj"s + Z-)- - нормированная проводимость связи; Bt и Вп — поправки на неодномерность поля в канале, для облицованного с одной и с двух сторон прямоугольного канала В1 = !/3 и Вп = t!3>h, для круглого и для облицованного с четырех сторон квадратного каналов Вх = 0,5 и Вп = l/3/i, Z"? = = - (/2дуп)/(сор); Z^T = ф^фрЕ), Zg и yn — волновое сопротивление и постоянная распространения звуковых волн в поглотителе, Z” — удельное сопротивление перфорированного листа; о1 = = FCB1(FCB + Тп) и оп = FU1(FCB + Fn) — относительные площади свободного прохода и облицовки.
Эффективность объемных поглотителей повышается при разделении их на ячейки поперечными перегородками, установленными друг от друга на расстояниях (12— 16) h или (3—4) d. На перегородках происходят генерация высших мод и дополнительное поглощение звука, связанное с переходом энергии основной волны в высшие моды. При меньших расстояниях между перегородками эффективность их действия уменьшается вследствие недостаточного 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 оно может Сыть рассчитано по стандартным программам с помощью описанной выше эквивалентной модели [12, 15].
Конструктивные схемы глушителей с ЗПМ и их характеристики
\\.2.2Л. Глушители шума, содержащие облицованные патрубки, применяют для уменьшения шума в каналах сравнительно небольшой площади Трубчатые глушители круглого (рис. 115) и квадратного поперечного сечеиий содержат внутреннюю перфорированную трубу и герметичный кожух, между которыми размещается ЗПМ. Внутренняя перфорированная труба служит для удержания ЗПМ и защиты его от выдувания в процессе эксплуатации В качестве поглотителя в таких глушителях используют материалы из штапельного капронового волокна, супертонкого и базальтового волокна и пенопластов с открытыми порами При скоростях движения воздуха, больших 15 м/с, при использовании облицовок из волокнистых материалов между перфорированной трубой и слоем ЗПМ размещают ветрозащитное покрытие из неплотных тканей и сеток [16] В глушителях шума выпуска двигателей внутреннего сгорания для этой же цели используют специальные материалы из «металлической шерсти» (путанки).
Уменьшение шума трубчатым глушителем обычно оценивают по затуханию на условный калибр ФА в зависимости от относительной площади свободного сечен л я Oj и характеристик поглотителя (см. п 11.2 1 5). Типичные зависимости D^ (ot; kh) для каналов круглого
и квадратного сечений приведены на рис. 11.5, б В затухание на пер' вом условном калибре включают дополнительные потери энергии от генерации высших мод иа входе в глушитель [16]
Если такие глушители возбуждаются на входе многомодовым шумом (для kh > 1,57), косые моды падают иа поглотитель под большими углами, испытывают больше отражений и значительно быстрее затухают [19] Обусловленное этим дополнительное поглощение учитывают через поправку 6 иа диффузиость звукового поля иа входе (рис 11 5, в) Для 6х/0,5^> 4 величина 6 ж 10 дБ. Подробные сведения о конструкциях глушителей с облицованными патрубками и их характеристики приведены в работах [1, 3, 0 12, 7, 0 16, 16]
11 2.2.2 Для уменьшения передачи шума в каналах большого сечения используют пластинчатые глушители (рис. 11 6, а) со сравнительно небольшими расстояниями между пластинами, что обеспечивает подавление лучевого эффекта иа высоких частотах и дополнительное увеличение затухания иа единице длины глушителя, связанное с относительным увеличением площади поглощающей звук поверхности. Пластины (щиты) состоят обычно из каркаса, к которому с боков крепятся перфорированные листы, с коэффициентом перфорации не менее 0,2 Между листами закладывается слой ЗПМ Расчет пластинчатых глушителей ведется аналогично расчету грубчатых глушителей, исходи из затухания на один условный калибр (h « 0,5Дп) Типичные зависимости Пд^; №) для пластинчатых глушителей приведены на рис 11.6, б. Подробные сведения о конструкциях и характеристиках этих глушителей приведены в работах [1, 3, 0 12, 0 16] Кроме затухания звука по длине глушителя при проектировании пластинчатых глушителей учитывают дополнительное затухание звука от диффузности звукового
поля на входе [0 16] Поправки на диффузность 6 для пластинчатых глушителей близки к аналогичным поправкам для трубчатых глуши-
11 223 Для увеличения эффективности шумоглушителя на высоких частотах используют повышенное поглощение звука при его нормальном падении на облицовку в каналах с искривленной осью свободного сечения (см рис 11 8, б) С той же целью облицовывают повороты
воздуховодов, используют экранные глушители Типичная характеристика облицованного поворота для диффузного поля на его входе приведена на рис. 11 7, а [19] Эффективность облицовки поворота приближенно равна величине 10 lg (1 — «диф) \ адиф — диффузный коэффициент звукопоглощения облицовки Для повышения поглощения высших мод участки воздуховода до и после поворота дополнительно облицовывают на длине ~46х [0.15]
Облицованные повороты наиболее эффективны в частотном диапазоне, соответствующем kh > 1,57. Поскольку эффективность облицовки стенок каналов при kh> л, как правило, снижается, поглощение звука на изгибах воздуховодов является подчас самым простым и достаточно эффективным средством ослабления высокочастотных составляющих шума Поэтому при проектировании шумоглушащих каналов следует использовать любой подходящий изгиб для установки там звукопоглощающей облицовки
1.2.2.4 В экранных глушителях изменение направления звукового потока достигается установкой у открытого конца воздуховодов облицованных экранов (рис. 11 7, г и 5) На низких частотах (0,5Х> > 6Х) звуковые волны огибают экран, и он практически не влияет на излучение На высоких частотах излучение из воздуховода носит направленный характер, оно поглощается и частично отражается при взаимодействии с облицованным экраном Диаметр экрана Dd обычно выполняют равным 2d (см рис 11.7, г), толщину облицовки / яь 0,5d; расстояние от поверхности экрана до среза воздуховодов b та 0,5d. Дополнительное гидравлическое сопротивление от введения таксго экрана невелико (коэффициент местных потерь 5м ^0,1 [9])
Теоретический расчет акустических характеристик экрана представляет значительные трудности, так как геометрические размеры экранного глушителя имеют порядок длины волны, и для него не применимы ни низкочастотные приближения (d « X), ни лучевые методы геометрической акустики Последнее характерно для большинства глушителей активного типа, так как, с одной стороны, для повышения их эффективности расстояния между поглощающими элементами необходимо уменьшать, с другой — нельзя делать слишком маленьким из-за необходимости обеспечения достаточных проходных сечений для потока газов
Типичная зависимость эффективности ALp экранного глушителя с 6 = 0,5d, полученная экспериментально, приведена на рис. И 7, б. И величины ALp и их зависимость от длины волны для экранного глушителя близки к аналогичным зависимостям для облицованных поворотов Максимальное уменьшение звуковой мощности, создаваемое простым экраном при b та 0,5d, не превышает И дБ. Уменьшение интенсивности звука в направлениях, близких к оси трубы, куда направлено основное излучение при отсутствии экрана, может быть значительно ббльшим (до 30 дБ) Ббльшую эффективность (до 25 дБ по звуковой мощности) имеют экранные глушители с облицованными (рис 11.7, 5) участками'[18], которые можно рассматривать как двойные облицованные повороты
На низких частотах вследствие отражения от открытого конца воздуховода излучаемая воздуховодом звуковая мощность меньше энергии падающих на него волн на величину AL та 10 lg [4/?г/(1 +
+ /?г)2], где Rr = (йаэф)2/[1 + (А?ааф)2] — сопротивление излучению; Одф = Кf в/й — эффективный радиус излучателя; О — телесный угол излучения [0 15] Вследствие уменьшения последнего установка экранного глушителя может привести даже к некоторому увеличению излучения на низких частотах (см. рис 11.7, б)
2.2 5 Для уменьшения шума выхлопа газотурбинных установок используют шахтные вертикальные глушители с цилиндрическими звукопоглотителями (рис. 11 8, а) в виде сетчатых и перфорированных цилиндров, заполненных ЗПМ, в частности огнеупорным керамзитом с размером гранул (3—6) мм Цилиндры подвешиваются за специальные крючки равномерно и достаточно плотно по сечению воздуховодной шахты. Эффективность глушителей с керамзитовым поглотителем на низких частотах меньше, чем при использовании обычных ЗПМ, ио они хорошо работают в условиях высоких температур Типичные характеристики глушителей с керамзитовым наполнителем приведены на рис. 11 8, в Более полные сведения об этих глушителях приведены в работе [0 12, 0 16]
11.22.6 Для уменьшения шума аэрогазодинамических установок с очень большими расходами газа нередко используют горизонтальные глушители (рис 11 8, б) с насыпным поглотителем из керамзитового или строительного гравия, щебня и т п Звукопоглощающий материал в иих свободно насыпают на дно канала и защищают от выдувания слоем свободно лежащих крупных камней. Глушители такой конструкции эффективны на низких частотах, поскольку можно использовать поглотители с толщиной слоя, соизмеримой с длинами волн низкочастотного звука Затухание звука иа высоких частотах обеспечивается за счет изгибов каналов Эффективность горизонтальных глушителей с насыпным поглотителем достигает (20—40) дБ [0.1, 0.16] Используют и вертикальные глушители с насыпным поглотителем [0.1].
11.3. РЕАКТИВНЫЕ И КОМБИНИРОВАННЫЕ ГЛУШИТЕЛИ ШУМА
Структурные особенности реактивных и комбинированных глушителей
Реактивные глушители используются обычно для уменьшения передачи шума на низких частотах с 0,5Х > Ьх, на которых они, как правило, эффективнее активных глушителей с ЗПМ. Существенным достоинством реактивных глушителей является отсутствие ЗПМ, что особенно важно при использовании глушителей в системах с запыленными и химически активными потоками и в системах выброса продуктов сгорания, где применение ЗПМ осложнено его запылением, замасливанием, коксованием продуктов сгорания Исключение ЗПМ способствует также улучшению условий труда на заводах—изготовителях глушителей и уменьшает стоимость глушителей
Для уменьшения передачи шума одновременно на низких и высоких частотах используют комбинированные глушители. Отражающие элементы в этих глушителях или отражают звук непосредственно во входной воздуховод и работают независимо от диссипативных элементов глушителя, иля используются для повышения эффективности работы этих элементов
Реактивные и комбинированные глушители шума компонуют обычно из элементов двух типов — отражающих и соединительных с четко разграниченными функциями Первые создают отражение звука (определяющее уменьшение его передачи), вторые (каналы связи) — обеспечивают условия благоприятной работы отражающих элементов и транспортировку рабочей среды между отражающими элементами. Роль отдельных элементов на разных частотах может быть различной в зависимости от специфики их частотных характеристик и характеристик соседних элементов.
Особенностью реактивных глушителей является резонансный характер их характеристик. При возбуждении реактивного глушителя широкополосным шумом большая часть энергии, как правило, передается через него вблизи резонансных частот системы за счет возбуждения собственных форм колебаний газа, соответствующих собственным частотам, близким к частотам входного сигнала. Подавление резонансной передачи звука составляет основу методов повышения эффективности реактивных глушителей шума
Камерные отражатели звука
Основными элементами реактивных глушителей являются расширительные камеры (рис 11 9, а) Набегающие из приемной трубы волны ах возбуждают на входе в камеры колебания объемного расхода Qb которые, в свою очередь, возбуждают в ней звуковое давление р Амплитуда пропущенной волны 62 равна среднему давлению у среза выпускной трубы р2 и определяется в основном передаточной функцией объема Z2l = p^Qi (рис. 11 9, б).
Па низких частотах, для которых наибольший линейный размер камеры LM < А./4, звуковое давление во всех точках камеры почти одинаково, и она работает как акустическая емкость Звуковое давление в камере и передача звука через нее тем меньше, чем меньшее коли-
честно газа попадает в камеру за половину периода колебаний, т, е, чем выше частота колебаний, и чем больше объем камеры Для камеры достаточно большого объема | Z21 I <S 1 большая часть энергии набегающих волн отражается в приемную трубу
На частотах, для которых длины волн соизмеримы с геометрическими размерами камеры, звуковое давление распределено по камере существенно неравномерно и равно сумме давлений в собственных формах (модах) колебаний объема [4]. Передаточная функция Z21 для этих частот имеет резонансный характер и определяется выражением
(Н.2)
где Z21 — нормированное переходное сопротивление камеры, m2i = = &!VFtF2 — ее объемная степень расширения, 1Х = У? — характерный размер камеры; V — ее объем, F1 и Рг — площади впускной и выпускной труб, } = f/fx и /х = c/2Zx — относительная и характерные частоты, а^ « Фд, (A1J Фд, (ТИ2) — факторы формы, равные произведению нормированных собственных функций объема камеры (см п 11.3.2.4) в центрах тяжести Mt и Мг сечений подводящих труб; fiv = PIn — InP — относительные расстройки, f^ — частоты собственных колебаний (собственные частоты) объема Каждой собственной форме (моде) камеры соответствует своя собственная частота При приближении частоты возбуждения к последней в камере возбуждаются резонансные колебания, увеличивающие передачу звука На рис. 11.9, в приведены характеристики kLj соосной цилиндрической камеры с отношением длины к диаметру UD = 2 Кривая эффективности камеры имеет три характерные области В первой — до частоты, равной половине первой резонансной частоты камеры (/< c/4L), эффективность камеры близка к эффективности акустической емкости (верхняя кри-
вая на рис. 11.9, в). Во второй — до частоты первого поперечного резонанса камеры )оы = 1,22с/£> кривая эффективности камеры имеет вид широких чередующихся полос затухания и пропускания, определяет мых продольными резонансами камеры В третьей области — на частотах, больших )оы, в камере возбуждаются продольные, поперечные и комбинированные резонансы объема, и ее эффективность в полосе частот близка к 3 дБ
До частоты первого поперечного резонанса цилиндрическая соосная камера без внутренних труб UD > 0,5 работает как одномодовый волновод длиной L Ее эффективность определяется выражением
ALr= 101g(l+0,25/2кд (11.з)
^экв = (т — т"1) sin kL,
где У8КВ — эквивалентная проводимость, т = FKaM/VF^z — степень расширения камеры; Ецам — площадь ее поперечного сечения. Полосы пропускания соответствуют частотам fnW) = ndlL. Характеристики камер с внутренними трубами до частоты первого поперечного резонанса рассчитывают методом четырехполюсников. Подробные сведения о применении этого метода к расчету камерных глушителей и алгоритмы расчета приведены в работе [12].
Эквивалентные проводимости камер более сложной конструкции могут быть вычислены через переходные сопротивления, Уэкв = = | Z2I |-1 (для | Z21 | < 1). В области низких частот величина /акв определяется первым членом суммы (11.2) и равна эквивалентной проводимости акустической емкости Уэкв ю Y д = Ыс, где /с — = V1V"FLF2 — эквивалентная длина камеры. Она определяет эффективность камеры при отсутствии резонансных передач звука (верхняя кривая на рис 11 9, в).
Характеристики камерных отражателей звука могут быть существенно улучшены путем подавления (даже частичного) резонансных передач звука на низших резонансных частотах. При этом характеристики камеры в частотной области, в которой подавлены резонансные передачи, приближаются к характеристикам акустической емкости. Для реализации таких камер используют [4, 10] Методику, включающую увеличение частот первых собственных колебаний за счет изменения геометрии камеры; избирательное увеличение декрементов колебаний конкретных форм за счет размещения активных сопротивлений в узлах (пучности скорости) и активных податливостей в пучностях давления подавляемых форм, уменьшение возбудимости камеры и передачи звука за счет размещения срезов труб в узлах низших собственных форм (при этом уменьшаются а^), взаимную компенсацию передач одних форм колебаний другими. Для осуществления последней размеры камеры подбирают таким образом, чтобы в спектре ее собственных частот были одинаковые (кратные) частоты, соответствующие различным формам колебаний. Компенсация достигается подбором расположения срезов труб, обеспечивающим сложение давлений на срезе выпускной трубы от форм с кратными собственными частотами с противоположными знаками.
11 3.2.4 Собственные формы Фм и собственные частоты {^ камер, имеющих форму прямоугольного параллелепипеда (рис. 11 10, а), определяются выражениями
*nmi (х, у.г^^ -^—cos пл—^ (-^-cos л-j- ) (-^ cos /л ^ ,
(Н.4а)
(и.46)
где п, т и I = 0, 1, 2, ...; Wj = 1/]/"2 для / =j= 0 и Й7О = 1.
Для цилиндрических камер кругового сечеиия
ф"- («,,.0)- (Л-^,,^ (_1_cosm6) _!_/„ (v„, i),
где Jm (vmi -^-^—Бесселева функция первого рода; vm^—корни урав
нения Гт (vmZ)=0 (см. [0.8]); umZ =
R — радиус сечеиия камеры; г — текущий радиус 6 — угловая координата.
По формулам (11.4) и (11.5) определяют низшие резонансные частоты и расположение узловых поверхностей низших форм камеры для выбора размещения срезов труб и активных элементов в ее объеме по методике п. 11.3.2.3. Для камер более сложных форм собственные частоты и расположение узловых поверхностей оценивают приближенно или определяют экспериментально [4].
Конструктивные схемы камер с улучшенными акустическими характеристиками приведены на рис. 11.10 и 11.12 В камере,
Характеристики расши-Характеристики расши-(И-6)(И-6)
Характеристики расши-
Характеристики расши-
(И-6)
(И-6)
рительных камер в первой поносе затухания
показанной на рис. 11 10, а, передача колебаний низшими модами подавляется за счет размещения срезов выпускной и выпускной труб в их узлах хх = 0,57.; уг = 0,5В, z, = 0,5/7 и х2 = 0,75В; у2=0,75В, z2 = 0,25/7 Колебания первых и
третьих продольных и поперечных мод (п, т, 1 = 1,3) в этой схеме не возбуждаются, потому что давления в этих модах в точках возбуждения равны нулю. Пульсирующие потоки на срезе впускной грубы
при этом не испытывают сопротивления н не передают энергии соответствующим модам Продольные и поперечные моды с индексами п, т, I = 2 в камере возбуждаются, но не передают энергии в выпускную трубу, так как давление у среза выпускной трубы равно нулю Срезы труб должны быть несколько смещены в направлении их осей (А « 0,3dTp см рис. И 10, а—г) от узлов низших форм объема камер для компенсации дополнительных полей, связанных с наличием внутренних труб в объеме. Характеристики кубической камеры, выполненной по схеме 11 10, а, приведены на рис 11.10,5 Сам способ ввода труб во внутренний объем камеры не оказывает существенного влияния на ее акустические характеристики В частности, характеристики близких по структуре камер, представленных на рис 11 10, достаточно близки (см ниже)
Эффективность хорошо настроенных камер типа 11 10, а—г в первой полосе затухания определяется по формуле (11 3) Их эквивалент
ная проводимость
^экв = Кс —j^— = -Hi Sin (л//Д/х),
где {» — собственная частота первой пропускаемой моды, Д = fjfx. Для конструктивных схем, приведенных на рис 11.10, а и в, Д = 4, для схем 11.10, б и в Д — 3,97 Коэффициент Д характеризует эффективность использования полезною объема камеры рассматриваемой схемой, она определяет и ширину полосы затухания, и величины максимальных эффективностей, которые на частоте fM .= 0,5Д/х равны ALM = 20 1g 0,5Д/п21 Зависимости эффективности камер от комплексов Дти и безразмерной частоты //)* приведены на рис. 1111
В схемах конструкций камер, приведенных иа рис 11.12, а—в, использовано подавление передачи звука четвертой продольной модой при помощи активных перегородок, установленных в ее узлах В камере рис. 11 12, б она подавляется при помощи торцовых резонаторов, настроенных на частоту f = ^"ZL и образованных дырчатой перегородкой и полостью между нею и торцовой стенкой. Эта полость может быть заполнена ЗПМ. Срезы внутренних труб в камерах (рнс. 11.12, «—в) располагаются в узлах первых трех продольных и поперечных форм (n, т, I = 1, 2, 3).
Оптимальная величина удельного ак!ивного сопротивления перегородок в схеме Ц 12, о должна быть близка к рс При меньших сопротивлениях перегородка недостаточно эффективно рассеивает звук,
при больших — чрезмерно ослабляется связь объемов камеры, разделенных перегородкой, и нарушается настройка камеры Входное удельное сопротивление торцовых резонаторов на их резонансной частоте также нужно подбирать равным рс Характеристики камеры (рис. 11.12, в) с перегородками и без них приведены на рис. 11.12,8, Такие камеры обеспечивают в широком диапазоне частот эффективность AZ. яз 20 1g 0,5/,.,. m2j Конструкция камеры, показанная иа рис. 11.12, а, эффективнее приведенных на рис И 12,бив ноееможно рекомендовать только для систем шумоглушения, в которых допустимы достаточно большие перепады статического давления на перегородке, обеспечивающие числа М в ее отверстиях порядка Готр/ /^кам (Готв — суммарная площадь отверстий), так как активное сопротивление перегородки конструкции на рнс. 11.12, а создается в основном за счет повышенных скоростей стационарного потока газов.в ее отверстиях Глушители описанных схем эффективно работают'в широком диапазоне частот, причем и когда длины полуволн соизмеримы с поперечным размером воздуховодов, где использование расширительных камер считалось раньше неэффективным Расчет оптимальных расширительных камео проводится на базе описания их многомерной электрической цепью [12, 4]. Более подробные сведения о реактивных камерах повышенной эффективности, нх проектировании и настройке приведены в работе [4].
. Настроенные камеры, облицованные звукопоглощающим материалом (рис. 11 13) используют для подавления шумов низких и высоких частот [5J. Центральная труба в этих камерах настраивается на подавление первых нечетных форм, Срез второй трубы, по которой
воздух удаляется из камеры, размещают на расстоянии —0,3d (d — гидравлический диаметр грубы) от поверхности поглотителя, вне зоны прямого попадания звуковых лучей из центральной трубы Такое расположение труб обеспечивает дополнительный экранный эффект при незначительном росте сопротивления камеры Эффективность таких камер до частоты fM = 0,5/* можно определить по формулам (113) и (11 6) или по рис. 1111. Частоту /* в этом расчете берут равной ^ = = ’Z.dLtn, где Дм—длина максимальною ребра камеры Выше частоты /м эффективность АД в октавных полосах частот остается почти постоянной и не меньшей величины ДДМ на частоте /м [5]
Резонансные отражатели звука
По сравнению с широкополосными камерными отражателямв резонансные отражатели имеют большую эффективность, но в значительно более узкой полосе частот. В практике борьбы с шумом применяют резонаторы Гельмгольца, четвертьволновые и объемные резонаторы, концентричные и интерференционные отражатели звука.
11 3.3.1. Резонаторы Гельмгольца содержат камеру с объемом Гр, соединенную с воздуховодом горлом в виде короткой трубки (рис. 11.14, а) или отверстий в стенке воздуховода. Резонансная частота определяется выражением
где li и Fr — длина и площадь горла резонатора; в длину горла кроме длины трубки (или толщины стенки воздуховода, если горло выполнено в виде отверстий) включают концевые поправки Мг = 2 (0,44 VГотв), здесь Fqtb — площадь одного отверстия (соединительной трубки).
Эффективность резонатора определяется его эквивалентной проводимостью Кэкв = Кср/| Пр |, где Уср = 6р<Ср— упругая проводимость камеры резонаюра па резонансной частоте (см. п 113.2.2), Пр = = t*tp — fp^4" /О’1 — комплексная расстройка; Q — добротность резонатора В полосе затухания эффективность резонатора вычисляется как сумма постоянного слагаемого АД^ ~ 20 1g 0,5Гср, соответствующею затуханию звука в акустической емкости на резонансной частоте, и резонансных добавок АДР = 20 1g | Пр р1 Их величины для Q-1 = 0 приведены на рис. 11.15. На том же рисунке приведены величины ре»
зоиансных добавок для определения эффективности резонатора в полосе частот шириной 1, Ча и г/з октавы. Объем камеры резонатора выбирают по величинам Д£^, обеспечивающим необходимую эффектив-
ность резонатора в полосе частот
11.3.3 2. Четвертьволновые резонаторы выполняются в виде ответвленных труб (рис. 11 14, в) и в виде кольцевых камер, охватывающих воздуховод (рис 11 17, в) Эти резонаторы имеют несколько резонансных частот /р71 = (2п — 1) с/4/ (п = = 1, 2, 3, ...; I — длина резонатора) Эквивалеитиая проводимость четвертьволновых резонаторов иа частотах, меньших собственной частоты первой поперечной моды резонатора, определяется выражением Уркв = mp|tgftZ|, где щр = Fp/^B — степень расширения четвертьволнового резонатора; F^ — его площадь. По эффективности вблизи первой резонансной частоты четвертьволновые резонаторы близки к резонаторам Гельмгольца с объемами Уакв * O.BlFyl, Длина четвертьвол-
Рис. 11.15. Резонансные добавки для резонатора Гельмгольца: на дискретных частотах, — в полосе для белого шума
нового резонатора подбирается по первой резонансной частоте — I = с/(4/р), площадь — по необходимой эффективности
11.3 3.3. Объемные резонаторы (рис. 11 14, г) используют, если необходимые размеры резонатора Гельмгольца или поперечные размеры трубы четвертьволнового резонатора оказываются соизмеримыми с длиной волны на резонансной частоте Конструктивно их выполняют в виде расширительной камеры, у которой срезы впускной и выпускной труб размещены вблизи ее геометрического центра. Точный расчет объемных резонаторов обычно выполняют на ЭВМ по методике расчета неодномерных расширительных камер Приближенно первая резонансная частота этих резонаторов оценивается по формуле /р « /[/(1+ + «21), г№ /1 — собственная частота первой пропускной моды камеры резонатора; «21 — соответствующий коэффициент формы (см. п. 11.32 1) Для кубического и шарового объемных резона!оров частоты /р « 0,5/х и /р ж 0,3/х соответственно. Они значительно выше резонансных частот для резонаторов других типов того же объема. Эффективность объемного резонатора может быть приближенно оценена по эффективности эквивалентного резонатора Гельмгольца с объемом Кзкв ~ V«2i/(1 + «аi). Для кубического и шарового резонатора ~
11.3 3 4 Концентричные резонаторы выполняются в виде цилиндрических камер длиной / <5 +/4, охватывающих перфорированную по всей длине трубу (рис. 11.14,6). Резонансная частота концентричного резонатора несколько выше резонансной частоты резонатора Гельмгольца, имеющего объем, равный объему кольцевой камеры концентричного резонатора, и проводимость горла, равную проводимости соединительных отверстий в стейках воздуховода Диаметры и число отверстий в стенках воздуховода концентричного резонатора подбирают по формуле (11.7), в которую вместо частоты /р подставляют фиктивную частоту /рг, определяемую по формуле /^ _ [^ _р + ^Г (sin 6р/)/(М1 /р, Qi = ГВ/(ГВ + Гр); о2 = Гр/(ГВ + Гр), Г (КСр sin £pZ) — вспомогательная функция, определяемая по графику 11.14, ж. При расчете необходимой площади перфораций концентричного резонатора концевую поправку определяют по формуле Д/г = = 0,88 КГозв/ф (в) + 0,28 (Bi + Вп) е VFB, гдеф (е) = 1 - 1,478»' + + 0,47е’''—функция Фока [0 15]; Bt и Вп— поправки на неодномерность поля (п. 11.2.1.5);8 — степень перфорации
трубы равная отношению площади отверстий в стенках воздуховода к площади боковой поверхности воздуховода внутри резонатора.
11.3.3.5 Интерференционные отражатели звука (рис 11.14, д и е) применяют для уменьшения передачи узкополосного шума и для улучшения характеристик глушителей в полосах пропускания звука на высоких частотах Отражатель, приведенный на рис 11.14, 5, выполняют в виде концентричного резонатора с длиной, равной I = с/(2/р), и с отношением площадей Гр/Гв = 2 (D/d = 1,73) При этом колебания, передаваемые первыми (продольной и поперечной) модами, приходят на выход глушителя оавными по величине и противоположными по знаку и компенсируют друг друга Число и диаметры отверстий опреде- ляю-с„ соотношениями п. 11.3 3 4 Отражатели, выполненные по схеме на рис, 11,14, е, эффективны на частотах, при которых 1а — 1г =
= 0,5Хр Хр — длина звуковой волны на резонансной частоте). Наилучшее соотношение для длин труб: = 0,25Хр и Z2 = 0,75Хр
Резонансные свойства элементов глушителей часто используют и для повышения эффективности поглощения звука, например, ь облицовках впускных и выпускных воздуховодов газотурбинных двигателей и установок. В активных глушителях резонаторы используют также для создания местных неоднородностей звукового поля вблизи облицовки и дополнительного возбуждения в каналах быстрозатухающих волн
11.3.4. Многокамерные глушители
1. Если одна камера или резонатор не обеспечивает достаточного 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 6 дБ Однако из-за резонансного взаимодействия камер через соединшельную трубу их общая эффективность может оказаться значительно ниже суммы эффективностей отдельных камер (и даже ниже эффективности одной камеры) Вследствие резонансного взаимодействия глушителей с другими элементами системы шумоглушения их потенциальная эффективность часто оказывается в значительной мере нереализованной.
Резонансное взаимодействие, камер имеет волновую природу и связано с образованием в соединительной трубе глушителя (рис. 11.16) вторичных волн после пробега первичной волны до II камеры (сечения 2) отражения, возвращения к I камере и вторичною отражения от нее (сечения /). 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 трансмиссионных потерь [И, 14]
Составные глушители из расширительных камер, камеры и резонаторы в полосе заглушения, установленные у устройств забора и выброса воздуха или у вентиляторов, наиболее эффективно работают на частотах, при которых длина трубы, соединяющей камеры или камеру и вентилятор, например, кратна нечетному числу четвертей длины волны ZTp = nX/2 + Х/4 Неблагоприятными для таких мушителей являются фазовые соотношения между первичными и вторичными волнами, соответствующие ZTP = пХ/2, или изменению фазы звуковой волны при двойном пробеге трубы и отражениях от глушителей на 2лл [в первом случае на (2« + 1) л]. При установке камеры вблизи источника с большим внутренним сопротивлением (типа поршневой машины) соотношение ZTp = ri№ + М4 соответствует условию неэффективной работы глушителя, ZTp = пк12 — эффективной.
Ствия камер
Кроме резонансов, имеющих волновую природу, на низких частотах в многокамерных глушителях возникают резонансные колебания газа в трубах, как сосредоточенных масс на пружинах, описывающих упругость воздуха в камерах. Они обусловливают появление дополнительных полос пропускания в характеристике глушителя Для двухкамерного глушителя эти колебания возникают на частоте /нч = = с/(2л/77^Л^ где 1С экв = lC1l^Klti + Zc2); lcj = VjlFB — парциальные эквивалентные длины камер. При установке камеры вблизи открытого конца воздуховода lc dKB = 1С
113 4 2 Интенсивность описанных резонансных явлений существенно уменьшается с ростом потерь энертии в соединительной трубе и прн большой разнице отражений (эффективностей) глушителей и их элементов на ее границах Последнее используют при синтезе многокамерных глушителей по фазовым характеристикам, при котором стремятся обеспечить благоприятные фазовые соотношения между первичными и вторичными волнами в соединительной трубе глушителя в полосе частот с близкими эффективностями элементов (там, где резонансные взаимодействия особенно опасны), а неблагоприятные сместить в полосы частот с большой разницей эффективностей, в которой резонансные явления проявляются значительно слабее Этот метод эффективен при синтезе глушителя из отражателей, настроенных каждый па определенный частотный диапазон, в частности из узкополосных резонаторов при необходимости компенсации полос пропускания в широкополосных глушителях и для синтеза узкополосных глушителей повышенной эффективности [14]
Некоторые варианты систем, запроектированных с использованием метода фазовых характеристик, приведены на рис. 11 17 Схема на рис. 11.17, а содержит два резонатора, настроенных иа разные частоты/^ и f2p (f2p>fip), причем /2р//1Р = О< 2, Длина трубы между резонаторами ZTp = с/(4 ^/ipf2p)- Объемы камер резонаторов равны. Можно подбирать объемы и из условия ^^р ~ У2/2р Минимальную эффективность такого глушителя в полосе (1р — /2р определяют по его эквивалентной проводимости min К№в = К^К^ДР0,5 ~ О-0,5), где K*pJ и У ^ — упругие проводимости камер резонаторов на их резо- иаисных частотах. Минимальная эффективность такого глушителя в полосе /1р — /2р значительно выше эффективности одиночной камеры того же объема (см. рис. 11.17, е) Она также выше минимальной эффективности двухкамерного глушителя в той же полосе (при соединительной трубе той же длины, обеспечивающей эффективную работу камер в полосе) — Уркв = Усг^сг- Минимальные эффективности системы из трех резонаторов (рис 11.17, б) того же суммарного объема несколько больше (см. рис. 11 17, г).
В качестве отражателя шума повышенной эффективности применяют глушитель, составленный из двух четвертьволновых резонаторов с длинами камер Zi = 2Z2 и длиной трубы между камерами ZTp = Z2 (рис. 11.17,в) Г14]. Он чрезвычайно прост конструктивно и имеет высокую эффективность в полосах частот (1-^-3) /1р н (5*7И1р (если во" следние не больше собственной частоты первой поперечной моды). Минимальная эффективность (дБ) этого глушителя в полосах затухания Д£ « 40 lg mp + 3,5.
а)а)
а)
а)
. Ослабление резонансных колебаний газа в воздуховодах
При возбуждении многокамерного глушителя широкополосным шумом звуковая энергия, прошедшая через глушигель, определяется в основном работой глушителя вблизи полос пропускания, соответствующих частотам с неблагоприятным сочетанием фаз волн в соединительной трубе С увеличением длины трубы ширина полос пропускания сужается, но растет их число Если полоса анализа шума содержит несколько собственных частот соединительной трубы, то суммарное уменьшение шума определяют, как ALS = AL, + А£2 + AL™, где ALj и А£2 — трансмиссионные потери в глушителях; AL™ — дополнительное заглушение, связанное с взаимодействием отражений в соединительной трубе (в большинстве случаев отрицательное) Величину А£“ для схем типа приведенной на рис 11.16 можно оценить по потерям энергии при двойном отражении, как А£™ = 10 lg b^ для &2^ 1 и А£™ = 0 для 62 ^ 1 или по графику на рис 11.18 [5.14] Здесь 62 = 6i+ 62 + 6тр — суммарные относительные потери звуковой энергии при двойном пробеге волны; Ьг и 62 — потери, определяемые долей энергии падающих волн, прошедшей из трубы в глушители; 6]р « 0,46А£тр; А£тр — потери в трубе на пути распространения, дБ. Величины 6Х и 62 для реактивных отражателей вычисляют
по формуле bT,2 = 10 0,1 &Ll ’>2 или ио 1рафику на рис 11.18 При наличии небольших вихревых потерь, например на входе в камеру, к потерям 6, и 62 добавляют вихревые потери 6В « 4Дьихр « 4gMM, где gM — коэффициент местных потерь, М — число Маха Для глушителей, работающих как активные поглотители и для областей частот с 0,5Х< 6х дополнительное заглушение &L™ яз 0
Аналогично рассчитывают эффекты взаимодействия при установке глушителя у вентилятора, у открытого конца трубы и для участка трубы между вентилятором и открытым концом при отсутствии между ними глушителей и других агрегатов (см п 12.4.2.5). Для открытого конца трубы 6 « 4Rr или 6 = IO-0,1 ^L (см. п. 11 2.2 4) вихревые потери при выбросе газа учитываются так же, как на входах в глушитель (см. [12]) Вентилятор при расчете величины ДЛ“ можно рассматривать как камерный отражатель звука [5]
Эффективным средством ослабления резонансных колебаний в соединительных трубах, особенно в коротких, где потери на пути распространения недостаточны, является направленное подавление в них низших резонансных форм колебаний (рис. 11 19, б) за счет установки последовательных и параллельных (рис И 19, а) рассеивателей. Последовательные рассеиватели устанавливают в пучностях скорости (на входах в камеры), параллельные — в пучностях давления низших форм. Для полного подавления резонансных колебаний низшей формы (/, = с/2/Тр) параллельный рассеиватель должен иметь объем не менее 0,6VTp (VTp— объем трубы), для последующих форм (/n = nf^ — не менее 0,6 Vtp/n Параллельные рассеиватели целесообразно устанавливать на расстоянии 0,3/гр от одного из концов трубы [11 ] В качестве параллельных рассеивателей в трубах, непосредственно связанных с атмосферой, можно использовать отверстия в стенках трубы [11]. В част-
6 — распределение давлений в собственных формах
носгн, сакне схемы эффективны для воздухоочистителей дьига1елей виутреииего сгорания. В системах с рассеивателями взаимодействие волн в грубах даег дополнительный эффект шумоглушения &L™ т яэ (3+6) дБ
Низкочастотные резонансы сруб (как масс на пружинах — камерах) могут быть подавлены лишь последовательными рассеивателями, так как в трубах при этом реализуются лишь максимумы скоропи 111 ]. Наиболее эффективным средством воздействия на резонансы эти о типа является частотная отстройка, связанная с удлинением соединительных труб и смещением частоты /нч в область частот, где эти резонансы не опасны (например, в область неслышимых или ненормируемых частот).
ГЛАВА 12
СНИЖЕНИЕ ШУМА ВЕНТИЛЯЦИОННЫХ УСТАНОВОК
ИСТОЧНИКИ ШУМА В СИСТЕМАХ ВЕНТИЛЯЦИИ
Основными источниками шума в системах вентиляции и кондиционирования воздуха являются вентиляторы, путевая арматура (дроссель-клапаны, шиберы, дроссельные шайбы), фасонные элементы воздуховодов и воздухораспределительные устройства
Шум, создаваемый вентилятором
Основными шумовыми характеристиками вентиляторов являются октавные уровни звуковой мощности, излучаемой вентиляторным агрегатом (вентилятором) в окружающее пространство (Lp. аг), в воздуховоды со стороны всасывания (£р вс) и нагнетания (Ер наг)
Шумообразование, методы расчета акустических характеристик и средства снижения шума вентиляторов рассмотрены в гл. 4 При эксплуатации систем кондиционирования расход воздуха и частично давление, развиваемое вентилятором, могут изменяться при регулировке количества подаваемого в каждое помещение воздуха, в результате чего меняется и шум, излучаемый вентилятором [см формулу (4 37)] На рис. 12.1 показано изменение значения общего уровня звуковой мощности, излучаемой в воздуховод со стороны иагиетания радиальным вентилятором с объемным расходом воздуха Q = 12 000 м3/ч и полным давлением Pv = 1800 Па В пределах возможного диапазона регулировки расхода и давления воздуха уровни излучаемого вентилятором шума меняются в широких пределах. На практике это изменение может достигать 10—15 дБ и более Средства шумоглушения должны выбираться для наиболее неблагоприятного режима работы вентилятора
Рис. 12.1. Зависимость общего уровня звуковой мощности, излучаемой вентилятором в воздуховод со стороны
Элемент арматуры
Частота октавных полос, Гц
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
Шибер
Дроссельная заслонка
72
56
38
26
18
10
4
-9
12.1.2. Шум, создаваемый путевой арматурой
Уровни звуковой мощности, излучаемой в воздуховод путевой арматурой, определяются по формуле [11]
LPn=T+ Юу Igv + 20 lgd9 + 10(1 —tJ Ig-^",(12.1)
где L— отвлеченные октавные уровни шума, дБ, введенные впервые в работе [12]; d8— эквивалентный диаметр воздуховода;
d9 = /Wn,(12.2)
Snp — площадь проточной части арматуры, м2, S — площадь проходного сечення воздуховода, к которому подсоединяется арматура, м2; у—экспериментально определенная величина [11]
Частота, Гц .631252505001000200040008000
Значение у. .2,53,03,54,04,55,05,56,0
Отвлеченные уровни шума L шиберов н дроссельных заслонок приведены в табл. 12.1 [0.14]
При нспользованин формулы (12.1) следует учитывать, что скорость движения воздуха в воздуховоде а по мере увеличения степени перекрытия проходного сечення воздуховода будет уменьшаться, так как иапор вентилятора с увеличением сопротивления системы увеличивается незначительно, особенно если в системе установлен регулятор статического давления
Шум, создаваемый фасонными элементами
Шумообразованне в фасонных элементах вентиляционных систем (крестовинах, тройниках, отводах) зависит от соотношения скоростей Потока в магистральном канале ум и в ответвлении аотв, от степени турбулентности потока, от радиусов поворотов и формы поперечного сечеиия воздуховодов.
Октавные уровни звуковой мощности, излучаемой в воздуховод, могут быть определены по эмпирической формуле, полученной в результате испытаний фасонных элементов воздуховодов круглого сечення [14].
(12.3)(12.3)LP. ф — ^'р — ДДкр + ДДск + ДДв,
(12.3)
(12.3)
где Up — генерируемая звуковая мощность, дБ, Д£нр — величина, учитывающая шумообразование на кромках соединений фасонных элементов воздуховодов (рис 12 2), дБ, ДДСК — величина, учитывающая соотношение скоростей в магистрали и в ответвлении (рис. 12.3), дБ; Д/ в — снижение октавных уровней звуковой мощности в результате отражения от открытого конца воздуховода, дБ
Таблица 12.2
Генерируемая звуковая мощность L‘p может быть определена по номограмме, приведенной на рис. 12.4. Последовательность расчета по номограмме показана пунктирными линиями. В квадранте II кривая пм/оОтв = 1 пригодна для расчета тройников и крестовин с соотношением скоростей, равным единице, а также для расчета отводящих устройств
При проектировании воздуховодов следует обеспечить скругления в воздуховодах радиусом не менее 0,15dOTB, поскольку при недостаточных радиусах шумообразованне усиливается (см рис 12.2).
Величина Д£в зависит от отношения эквивалентного диаметра d3 воздуховода к длине звуковой волны в воздухе на данной частоте и может быть определена по табл 12.2
Шумообразованне в прямоугольных каналах на низких частотах несколько меньше, чем в круглых. Однако и для прямоугольных каналов с достаточной для практических целей точностью можно пользоваться формулой (12.3), принимая d равным эквивалентному диаметру d3 по формуле (12 2)
Шум воздухораспределительной арматуры
Шум воздухораспределительной арматуры возникает непосредственно в вентилируемом помещении в результате обтекания потоком воздуха кромок, решеток, сеток и других элементов, находящихся в плоскости проходного сечения такой арматуры Он тем больше, чем больше скорость движения воздуха в системе перед решеткой
1.4.1 Октавные уровни звуковой мощности, генерируемой в приточных решетках типов Р и РР, можно определить по следующей формуле [5]
Lp. вр = 40 1g о + 10 lg С + Ю lg S - АГ/ + 46, (12 4)
где о — скорость воздуха в свободном сечеини решетки, м/с; £ — коэффициент местного сопротивления, отнесенный к скорости в свободном сечении решетки; S — площадь свободного сечения решетки, м2; АГ/ — поправка, дБ, определяемая в зависимости от безразмерной частоты f = fd/v (табл 12.3); / — среднегеометрическая частота октавной полосы, Гц; d = V"S — характерный размер решетки, м
По данным работы [10] уровень звуковой мощности Lp. вр, дБ (А), возникающий на решетках площадью 5, можно определять и по фор-
Lp. вр = L6 + 101g (S/So), (12 5)
где До приведено на рпс. 12.5; So = 0,01 м2.
.1.4.2. Генерация шума воздухораспределителями-насадками, которые обычно выпускаются на заданные пределы подачи воздуха, зависит главным образом от его конструктивного исполнения, а также от расхода воздуха и его давления в системе перед воздухораспределителем.
На рпс. 12.6 представлена зависимость уровней звука, измеренного в помещении, от объемного расхода и напора воздуха для воздухораспределителя потолочного типа В пределах двух наклонных прямых с помощью дроссель-клапана осуществляется регулировка воздухораспределителя иа необходимый расход. Даже при относительно небольших расходах воздуха 150—200 м3/ч уровень звука, генерируемого воздухораспределителем, может составить 45—50 дБ (А).
Высокими уровнями шума отличаются воздухораспределители эжекционного типа, осуществляющие эжекцию вторичного воздуха из помещения за счет высоких скоростей движения приточного воздуха. В частности, пристенный воздухораспределитель со встроенным глушителем шума (рис 12 7, а) с номинальным расходом воздуха 250 м3/ч и коэффициентом эжекцин (отношением расхода вторичного воздуха к расходу приточного), равным 0,6, имеет уровни звука в помещении
(рис. 12.7, б), превышающие 52—54 дБ (А) Уменьшение расхода воздуха ниже номинального снижает эжекцию и нарушает параметры воздуха, что, как правило, не допускается
Снижение шума воздухораспределителей затруднено. Если для снижения шума воздухораспределителей-решеток можно использовать экранные шумоглушители, то для воздухораспределителей-насадок использовать глушители невозможно Поэтому при выборе воздухораспределителя необходимо прежде всего исходить из допустимых уровней шума в обслуживаемых вентиляционной системой помещениях. Так, например, в помещении, в котором допустимый уровень звука на расстоянии 1 м от воздухораспределителя не должен превышать 35 дБ (А), давление в системе составляет 300 Па, предполагается уста-
Частота f
2
3
4
6
ю| 20
30
40
50
60
Поправка AL^
10
8
7,5
6,5
6
6 | 7,5
9,5
11
12,5
13,5
Частота f
80
100
150
200
300
400 | 500
700
900
Поправка Л/^
15,5
17,5
22
26
32
36,5| 40
45,5
50
Таблица 12,3
Поправка М-р дБ
новить воздухораспределитель потолочного типа (см. рис. 12 6), расход воздуха через который не должен превышать 100 м8/ч. Если необходимый расход воздуха в помещении больше, следует установить несколько воздухораспределителей
ЗАТУХАНИЕ ШУМА, РАСПРОСТРАНЯЮЩЕГОСЯ
ПО СИСТЕМЕ ВЕНТИЛЯЦИИ
Шум, распространяющийся по воздуховоду, затухает в элементах воздуховода, в путевой арматуре и в воздухораспределителях. Затухание звуковой мощности, распространяющейся по вентиляционной системе, определяется формулой
AZ-c = AZ.B. п + А£в. у-(12 6)
где AZ.B. п — суммарное снижение уровней звуковой мощности в элементах воздуховода и в путевой арматуре, дБ,
AZ.B, п = AZ-э. в + AZ-n а>(12.7)
Д£э- в — суммарное снижение уровней звуковой мощности в элементах воздуховода, дБ, AZ.n. а — суммарное снижение уровней звуковой мощности в путевой арматуре, дБ; -AZ-b. у — снижение уровней звуковой мощности в воздухораспределительных устройствах, дБ;
AZ-b. у = AZ-в + AZ-c в;(12.8)
AZ-b — снижение октавных уровней звуковой мощности в результате отражения от открытого конца воздуховода, дБ; AZ,C, в — снижение шума воздухораспределителем, дБ.
Снижение уровней звуковой мощности в элементах воздуховода
Снижение уровней звуковой мощности в элементах воздуховода складывается из снижения их на прямолинейных участках, в поворотах, при изменении площади поперечного сечения воздуховода и в ответвлениях
12 2 1.1. Снижение уровней звуковой мощности на прямолинейных участках в расчете на 1 м длины прямолинейного воздуховода в зависимости от формы поперечного сечения и эквивалентного диаметра приведены в табл 12 4
12 2 1 2. Снижение уровней звуковой мощности в поворотах возникает в результате отражения звуковой энергии обратно к источнику. Снижение уровней звуковой мощности в прямоугольных поворотах воздуховодов приведено в табл 12 5 Для плавных поворотов и прямых колен с направляющими лопатками снижение уровней звуковой мощности несколько меньше (табл 12 6), а при угле поворота 45° и менее — практически отсутствует
Отражение звуковой энергии может быть увеличено за счет звукопоглощающей облицовки стенок канала до и после поворота (см табл 12 5) Облицовывать следует боковые стенки в плоскости поворота Длина облицованного участка должна быть не менее 2d8, а толщина облицовки 0,lda.
12 2 1 3. Снижение уровней звуковой мощности при изменении поперечного сечения воздуховода зависит от соотношения между размерами поперечного сечения воздуховода и от частоты Снижение октавных уровней звуковой мощности при изменении площади поперечного сечения воздуховодов определяется по формулам [5]
при размерах поперечного сечения воздуховода, мм, меньших указанных в табл 12 7,
AL„.c=101g^,AL„.c=101g^,(12.9)(12.9)
AL„.c=101g^,
AL„.c=101g^,
(12.9)
(12.9)
Снижение уровней звуковой мощности в прямолинейных воздуховодах, дБ/м
Форма проходного сечения
Эквивалентный диаметр ds, мм
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63
125
250
500
и выше
75200
0 10
0 10
0 15
0 15
0 3
Круглая
200—400
0 06
0 10
0 10
0 15
0 20
400—800
0 03
0 06
0 06
0 10
0 15
800— 1600
0,03
0,03
0,03
0,06
0,06
75200
0 60
0 60
0 45
0 30
0 30
Прямо
200—400
0 60
0 60
0 45
0 30
0 20
угольная
400—800
0 60
0 60
0 30
0 15
0 15
800— 1600
0,45
0,30
0,15
0,10
0,06
Место облицовки и ширина поворота
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
Ь
125
250
500
1000
2000
4000
8000
Без облицовки
Облицовка до пово-
Облицовкапосле
поворота
Облицовка до и после поворота
Таблица 12.5
Снижение уровней звуковой мощности в поворотах, дБ
Таблица
Снижение уровней звуковой мощности в плавных поворотах И прямых коленах с направляющими лопатками, дБ
Ширина поворота dy
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
250—500
500— 1000 1000—2000
0
о
2
2
3
а
3
Таблица 12.7
Меньший размер первого по ходу звука поперечного сечения воздуховода
Частота, Гц
63
125
250
500
1000
2000
4000
80 00
Меньший размер, мм
5000
2500
1400
700
400
200
100
50
ления воздуховода определяется по номограмме, приведенной на рис. 12.8, или по следующей формуле [0 16].ления воздуховода определяется по номограмме, приведенной на рис. 12.8, или по следующей формуле [0 16].S (m-Ц)St tonVsS1,S (m-Ц)St tonVsS1,Д^-отвД^-отв= 10 1g= 10 1g
ления воздуховода определяется по номограмме, приведенной на рис. 12.8, или по следующей формуле [0 16].
ления воздуховода определяется по номограмме, приведенной на рис. 12.8, или по следующей формуле [0 16].
S (m-Ц)
St ton
VsS1,
S (m-Ц)
St ton
VsS1,
Д^-отв
Д^-отв
= 10 1g
= 10 1g
Рис. 12.8. Потери звуковой энергии на ответвлении
где Sj, S2 — площади поперечного сечения воздуховода соответственно до и после изменения сечения по пути распространения звука, м2, при размерах поперечного сечения воздуховода, мм, равных или больших указанных в табл 127,
Д1П. с = Ю 1g « (при т>1),
Д£п. с = 0 (при т ^ 1). (12.11)
12 2 1.4 Снижение уровней звуковой мощности в ответвлениях возникает за счет разделения энергии на ответвлениях и вследствие изменения площади поперечного сечения Снижение октавных уровней звуковой мощности после разветв
где St—площадь поперечного сечения магистрального воздуховода перед ответвлением, м2; Sg (i = 2, 3, ..., n) — площадь поперечного сечения 1-го ответвления (в направлении магистрали или под*углом), для которого определяется величина затухания, м2; п — количество ответвлений.
При определении затухания на ответвлении под углом к магистрали снижения уровней звуковой мощности в ответвлении и в повороте суммируются
Снижение уровней звуковой мощности
в путевой арматуре
Снижение уровней звуковой мощности в путевой арматуре различных типов приведены в табл. 12.8 [0.14].
Т а б л и ц а 12.8
Снижение уровней звуковой мощности в путевой арматуре АСП а, дБ
Вид оборудования
Среднегеометрические частоты октавных полос, Гц
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
Задвижка
Клапан угловой Сепаратор угловой Теплообменник Фильтр сетчатый Фильтр кассетный
0
0
Таблица 129
Тип воздухо- распределителя
Среднегеометрические
частоты октавных полос, Гц
63
125
250
500
шоо
2000
400G
8000
ВРН 2,5, ВРР 2,5,
0
1
10
ВРП 1,6, ВРНС 2,5 MUL-1 (Финляндия)
16
10
13 5
23
33
315
33
36
MUL-2 (Финляндия)
10
10
18
2 5
37
39
35
37
MUL-5 (Финляндия)
8
5
8
14
24
25
27
29
Снижение уровней звуковой мощности в воздухораспределителях
Снижение уровней звуковой мощности в воздухораспределителях складывается из потерь звуковой энергии на выходе или входе в воздуховод ДДВ, которые определяются по табл 12 2, и снижения шума воздухораспределителем ДДС. в- Решетки, сетки, раструбы, жалюзи не снижают шум, распространяющийся по вентиляционной системе. Воздухораспределители-насадки, имеющие звукопоглощающую облицовку, способны снижать шум (табл 12 9) У некоторых типов воздухораспределителей величина \LC. в довольно высока
ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
И РАСПОЛОЖЕНИЯ СИСТЕМЫ ВЕНТИЛЯЦИИ
Оптимальная скорость движения воздуха в воздуховоде
Система вентиляции должна обеспечивать заданный расход воздуха в обслуживаемых помещениях Аэродинамический расчет системы сводится к выбору вентилятора и определению конфигурации и площади поперечного сечения воздуховодов Мощность, потребляемая вентилятором, пропорциональна произведению расхода воздуха на напор, развиваемый вентилятором Последний пропорционален квадрату скорости движения воздуха по воздуховоду. С одной стороны, увеличение скорости позволяет уменьшить площадь поперечного сечения воздуховода, сделать его компактным, снизить затраты на изютовление и монтаж С другой стороны, повышение скорости приводит к необходимости применения высоконапорных вентиляторов, которые при одинаковой производительности с низконапорными потребляют большую мощность,а следовательно, имеют более высокие эксплуатационные расходы. Шумообразование на путевой и воздухораспределительной арматуре, возрастающее с повышением скорости движения воздуха, вынуждает устанавливать дополнительные шумоглушители Поэтому при проектировании системы вентиляции следует выбирать оптимальную скорость движения воздуха в воздуховоде, которая при минимальных приведенных затратах обеспечит необходимый расход воздуха в обслуживаемых помещениях и уровни шума, не превышающие допустимых.
Затраты на изготовление и эксплуатацию системы вентиляции
Приведенные среднегодовые затраты на изготовление и эксплуатацию системы вентиляции определяются по формуле
3 = ^ ^стр + У ^шЛе + 2 ^СР ^^ + ^Н^стр + ^,(12.14)
гДе Уел — сР°к службы системы, год, Котр — капитальные затраты на воздуховод системы с арматурой, руб; RKg, 7?ср, — стоимость соответственно одного капитального и одного среднего ремонта системы, руб., т, п — количество соответственно средних и капитальных ремонтов за срок службы системы; тр, т]у — коэффициенты приведения разновременных затрат соответственно на капитальные и средние ремонты к начальному периоду,
T]i = (1 + EfX = (1 + ^-'сР,(12.15)
Е — нормативный коэффициент приведения разновременных затрат, обычно Е = 0,1, /к, /ср — сроки постановки соответственно на капитальный и средний ремонты системы со дня сдачи ее в эксплуатацию, год; Ен — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений; N — затраты на электроэнергию, потребляемую вентилятором за год, руб.;
N = 6,7-IO'8 да,(12 16)
Q, Ру — соответственно объемный расход воздуха, м3/ч, и напор, Па, создаваемые вентилятором; т] — коэффициент полезного действия вентилятора с приводом; q — средняя продолжительность работы системы в течение года, сутки; а — стоимость 1 кВт-ч электроэнергии, руб.
Капитальные затраты на воздуховод системы с арматурой
^стр = Стр + Сгл,(12 17)
где Стр — затраты на изготовление и монтаж трубопроводов с арматурой, определяемые по строительным нормам [9], руб.; Сгл— затраты на изготовление и монтаж глушителей шума, руб.;
Сгл= l,2-10-2S р^-^-(10°’' (Л~^ЛО11)- 0.(12.18)
где В — затраты на изготовление и монтаж глушителя, отнесенные на 1 м2 площади его поверхности, руб/м2; d3 — эквивалентный диаметр воздуховода, /—частота, Гц; L — уровни звукового давления в помещении, создаваемые системой до установки глушителей, дБ; £доп — допустимые уровни звукового давления в помещении, обслуживаемом системой, дБ.
При определении приведенных среднегодовых затрат в значение Кстр не включается стоимость оборудования, не оказывающего влияния на выбор оптимальной скорости движения воздуха (вентиля- Дор, воздухораспределитель, фильтры и т. д.). Из формулы (12.18)
11 П/р Е. Я. Юдина
затраты на систему вентиляции без
видно, что значение КСтр системы зависит от допустимых уровней звукового давления в обслуживаемых помещениях
Оптимальная скорость движения воздуха в системе определяется минимумом приведенных среднего
довых затрат Расчеты показывают, что оптимальная скорость движения воздуха для систем с объемным расходом 6000 м3/ч с воздуховодами из кровельного железа, обслуживающих помещения с допустимыми уровнями звука 40 дБ (А), составляет 9—11 м/с (рис 12 9).
Требования к путевой и регулирующей арматуре
3 3.1 В разветвлениях магистрального воздуховода для обеспечения заданного расхода воздуха в каждой ветке системы могут устанавливаться дроссель-клапаны, шиберы или дроссельные шайбы. Шумообразование в этих устройствах зависит от их коэффициента местного сопротивления Поэтому следует избегать устанавливать регулирующие устройства, имеющие большие коэффициенты местного сопротивления, особенно вблизи воздухораспределителей, расположенных в помещениях с низкими допустимыми уровнями звукового давления. Если требуется дросселирующее устройство со значениями коэффициента местного сопротивления более 5, то лучше установить последовательно несколько регулирующих устройств с коэффициентом местного сопротивления менее 5, обеспечивающих в сумме необходимое сопротивление Из-за вихревой зоны, которая образуется за регулирующими устройствами, необходимо обеспечивать расстояние между ними и воздухораспределителями и ответвлениями не менее четырех эквивалентных диаметров воздуховода [5]
3 3.2 В некоторых случаях системы вентиляции и кондиционирования воздуха допускают возможность индивидуальной регулировки количества подаваемого воздуха Поскольку давление и скорость движения воздуха меняются при закрытии подачи воздуха в помещениях, в системе должен быть установлен регулятор статического давления, поддерживающий в воздуховоде постоянную скорость движения воздуха
Размещение вентилятора и воздуховодов
Вентиляторы располагаются в вентиляционных камерах или на открытом пространстве Не следует устанавливать вентиляторы рядом с помещениями, где требуется обеспечить низкие уровни шума Воздуховоды крепят к вентилятору через эластичные вставки Если помещения различного назначения обслуживаются одним магистральным воздуховодом, то систему вентиляции следует располагать так, чтобы ближайшие к вентилятору воздухораспределители обслуживали помещения с более высокими допустимыми уровнями шума, а воздухораспределители, удаленные от вентилятора, — с более низкими.
Магистральные воздуховоды не следует размещать в помещениях, к которым предъявляют высокие требования по допустимым уровням шума.
Не рекомендуется иа одном воздуховоде устанавливать последовательно более 4—5 воздухораспределителей, так как в этом случае давление воздуха перед первым воздухораспределителем будет достаточно большим и может возникнуть необходимость в установке дроссельной шайбы с большим коэффициентом местного сопротивления, что приведет к увеличению шума, создаваемого ею.
СРЕДСТВА СНИЖЕНИЯ ШУМА
Снижение шума, распространяющегося от вентилятора в окружающее пространство
Для снижения шума, распространяющегося от вентилятора в окружающее пространство, используется звукоизолирующий кожух. Если вентилятор расположен в камере, то для снижения шума применяют звукопоглощающую облицовку ограждений вентиляционной камеры, а для защиты от шума помещений, расположенных под камерой, предусматривают полы на упругом основании
Уровни звуковой мощности, излучаемой в окружающее пространство вентилятором, на котором установлен звукоизолирующий кожух, определяют по формуле [1]
Lp. кож = Lp. аг—ДЕк0}к, Д2.19)
гДе LP. аг — октавные уровни звуковой мощности, излучаемой вентилятором в окружающее пространство, дБ; Л£КОж — снижение шума кожухом, дБ, определяемое с учетом размеров вентилятора и поглощения им звука;
АЕкож = R + 10 1g а ф- 10 1g Ев/ЕKo®, (12.20)
R — звукоизоляция стенок кожуха, дБ, определяемая по данным гл. 7; а — коэффициент звукопоглощения внутренней поверхности кожуха, равный для кожухов без звукопоглощающих облицовок а = апр, для кожухов со звукопоглощающими облицовками
а = _/L®2L!Jl^LZiiJ12L!^^ (12 21) Ев + Ен- п + Ек ’
Ев, EKOtK — площадь поверхности вентилятора и кожуха, м2, Ен п — площадь поверхностей кожуха, не облицованных звукопоглощающими конструкциями, м2, апр — приведенный коэффициент звукопоглощения внутренней поверхности кожуха и наружной поверхности вентилятора, принимаемый равным апр = 0,05; FK — площадь звукопоглощающих конструкций, м2; ак — коэффициент их звукопоглощения
Снижение шума, распространяющегося по воздуховодам
Для снижения шума, распространяющегося от вентилятора по воздуховодам и генерируемого фасонными элементами и путевой арматурой, применяют глушители шума следующих типов камерные со звукопоглощающим материалом (ЗПМ) по внутренним поверх-
ностям (несоосные и соосные); камерные соосные без ЗПМ; активного типа (трубчатые и пластинчатые); экранные [13].
Камерные соосные глушители эффективны в основном в диапазоне низких частот. Глушители активного типа и экранные глушители — в диапазоне средних и высоких частот. Камерные глушители с ЗПМ по внутренним поверхностям камеры обладают достаточно высокой эффективностью во всем диапазоне частот, но имеют несколько большие коэффициенты местного сопротивления.
4.2.2. С увеличением скорости движения воздуха в глушителе быстро растет генерируемый ею шум Поэтому в завнснмостн от допустимых уровней звука в помещении, ближайшем к глушителю, скорость воздуха не должна превышать [5] следующих величин:
Допустимый уровень звука, дБ (А) . , 30 40 50 55 80
Выбор глушителя шума определяется требуемой величиной акустической эффективности глушителя, устанавливаемого в систему вентиляции,
LTp — L — Гдоп, (12.22)
где Гяоп —допустимые уровни звукового давления в расчетной точке, дБ; L — уровни звукового давления в расчетной точке без учета глушителей, дБ
Необходимую величину акустической эффективности обеспечивают установкой одного или нескольких глушителей Для снижения широкополосного шума целесообразно применение камерных глушителей с ЗПМ Коэффициент местного сопротивления таких глушителей составляет 1,5—2,0 Для систем с ограниченным напором рекомендуется применять глушители активного типа в сочетании с камерными соосными глушителями. Для снижения шума в зонах приема н выброса воздуха на открытых участках и от устройств вытяжки и нагнетания воздуха в помещениях могут быть использованы экранные глушители. Глушители шума и их акустический расчет рассмотрены в гл. 11.
Экранные глушители устанавливаются перед решетками приема и выброса воздуха. Камерные глушители должны быть расположены так, чтобы длина каждого из участков воздуховода, примыкающих к глушителю, была не менее следующих величин [2]
до вентилятора или кондиционера /в = 4,02 S/V,
до устройства приема и выброса воздуха /в = 2,01 S/V, где S — площадь поперечного сечения воздуховода перед глушителем, м2; V — объем глушителя, м8.
Эффективность глушителей активного типа не зависит от места установки.
5 При установке камерного глушителя в систему из-за резонансных явлений в воздуховодах [7, 8] акустическая эффективность его уменьшается и составляет в соответствие с п. 11.3.5
AL,.c = ALp-ALp у, (12.23)
где Д£р — акустическая эффективность глушителя, присоединенного с обоих концов к длинным воздуховодам, дБ; Д£р. у — резонансное
усиление шума в воздуховоде, примыкающем к глушителю, определяемое по формулам [2]
&Lp. у = 10 1g -|- для b < 1,(12.24)
ДЕр. у = 0 для 6 > 1,(12.25)
где 6 = ^ + b2 + 63 + Ь4 — величины, характеризующие потери звуковой энергии в системе в зависимости от места установки глушителя.
Схема возможных мест установки глушителей и положение участков, в которых имеют место потери звуковой энергии Ьъ Ь2, 63, Ь4, представлены в табл. 12.10
Для экранных глушителей и глушителей активного типа, а также для воздуховодов, примыкающих к осевым вентиляторам, величина ЛЕр У принимается равной нулю. Если воздуховод, примыкающий к глушителю, имеет хотя бы одно ответвление или арматуру, то величина ДЕр у также принимается равной нулю
Для камерных глушителей с ЗПМ для частот, больших fM (см п. 113.2.6), для камерных глушителей без звукопоглощающих облицовок величина ДЕр- у принимается равной нулю для частот выше меньшей из частот /„ (см. п 11.3.2.5) или (эв равной
для прямоугольного воздуховода сечением b X h (b ^ h), м,
(эв = 170/Ь,
для круглых воздуховодов диаметром d, м,/эв = 190/Д
Для воздуховодов, соединяющих камерный глушитель с вентилятором (см. табл. 12.10, п. 1 и 2), для частот, лежащих ниже указанных выше, величины Ьъ Ь2, Ьэ, Ь4 определяются следующим образом.
Величина bi, характеризующая потери звуковой энергии при отражении от вентилятора, определяется по графику рис 12.10 или
по формуле [2]
1 + 0,25 (2,53m21 sin nf/^гУ ’
m21 = 0,85 (у^О^в)2/5^ (ваг),'
/яг = 420/DB,
где DB — диаметр кожуха вентилятора, м; ZB — ширина вентилятора, принимается равной ширине нагнетательного патрубка вентилятора, м, SBC снаг) — площадь сечения всасывающего или нагнетательного
Рис 12.10. График для определения величины 6t
Схема расположения глушителей
Расположе- ане воздуховодов
Сечения, в которых происходит потеря энергии в системе
Воздуховод соединяет камерный глушитель с нагнетательным патрубком вентилятора
6, — вентилятор, нагнетание- воздуховод
6, — воздуховод- глушитель
63 — воздуховод
Ь4 —। вход в глуши-
2
Воздуховод соединяет камерный глушитель с всасывающим патрубком вентилятора
hx — воздуховод- вентилятор, всасывание
Ьг —■ глушитель- воздуховод
Ь3 « воздуховод 64 — вход в вентилятор
з
Воздуховод соединяет камерный глушитель с устройством вытяжки или приема воздуха
Ьх — открытый конец (прием воздуха)—воздуховод
Ьа — воздуховод- глушитель
Ь8 -* воздуховод
Ь4 — вход в глуши-
<
Воздуховод соединяет камерный глушитель с устройством нагнетания или выброса воздуха
6j — ВОЗДухОВОД- открытый конец (нагнета.
Ь8 — глушитель, воздуховод
Ь3 * воздуховод
Ь4 —• вход в возду- хораспределн-
5
Воздуховод соединяет два камерных глуши-
bv ■* воздуховод- глушитель
Ь4 — глушитель- воздуховод
Ь8 — воздуховод Ь4 * вход во второй глуши-
Схема мест установки глушителей
Таблица 12.10
Рис. 12.11. Графин для определения ве-
патрубка в зависимости от места установки глушителя, м2.
Если между глушителем и вентилятором расположен воздухорас- пределнтельиый короб, то величина m21 = (^T^)2/SHar, где Ек — объем воздухораспределительного короба, м3.
Величина fr2, характеризующая потери звуковой энергии при отра-
женниженни1лушителя, определяется1лушителя, определяетсяпо графику рис. 12 11 или по формуле
женни
женни
1лушителя, определяется
1лушителя, определяется
h, = 10 ' Ч (12.27)
где ДЕГ — акустическаяэффектив
ность глушителя, дБ
Величина 63, характеризующая потеря звуковой энергии в соединительном воздуховоде, определяется по формуле (см п 11 3.5)
(12 28)(12 28)63 = 0,46ДЕв п,
(12 28)
(12 28)
где ДЕВ- п — снижение шума, дБ, в воздуховоде, соединяющем (луши- тель с вентилятором, определяемое по п. 12 2 1
Величина 64, характеризующая вихревые потери звуковой энергии при отражении, определяется по формуле
b4 = 0,012v,(12.29)
где и — скорость движения воздуха в воздуховоде при входе в глушитель, если он установлен со стороны нагнетания или при входе в вентилятор, если глушитель расположен со стороны всасывания, м/с.
Для воздуховодов, соединяющих камерный глушитель с устройствами приема (выброса), вытяжки (нагнетания) воздуха (см табл 12.10, п. 3 и 4), величины Ь,, Ь2, Ьч, Ь4 определяются следующим образом.
Величина Ьх, характеризующая потери звуковой энергии при отражении от открытого конца воздуховода, определяется по графику рис. 12 11 или по формуле
fr4 = 10~°’'Мв, (12.30)
где ДЕВ — снижение уровней звуковой мощности в результате отражения от открытого конца воздуховода (см табл. 12.2), дБ
Величина 62, характеризующая потери звуковой энергии при отражении от глушителя, определяется по формуле (12.27) или по графику на рис 12 11.
Величина Ь3, характеризующая потерн звуковой энергии в соединительном воздуховоде, определяется по формуле (12.28), в которой &LB п будет снижение шума, дБ, в воздуховоде, соединяющем глушитель с устройством приема (выброса) или вытяжки (нагнетания), определяемое по п. 12.2.1.
Величина Ь4, характеризующая вихревые потери звуковой энергии при отражении, определяется по формуле (12.29), где у — скорость движения воздуха в воздуховоде при входе в камерный глушитель, если воздуховод соединяет глушитель с устройством вытяжки (приема) воздуха, или же скорость в воздуховоде при входе в воздухораспределитель или устройством выброса воздуха, если воздуховод соединяет глушитель с устройством нагнетания (выброса) воздуха, м/с.
Для воздуховодов, соединяющих два камерных глушителя (см. табл 12 10, п 5), величины Ьъ Ь2, Ь3, Ь4 определяются следующим образом
Величины й, и й2, характеризующие потери звуковой энергии при отражении от первого и второго глушителя, определяются по графику на рис 12 11 или по формуле (12.27), в которой А£Р1 и kLr2— акустическая эффективность первого и второго глушителя соответственно, дБ.
Величина Ь8, характеризующая потери звуковой энергии в соединительной трубе, определяется по формуле (12.28), в которой ДГВ. п — снижение шума в воздуховоде, соединяющем глушители, дБ.
Величина Ь4, характеризующая вихревые потери звуковой энергии при отражении, определяется по формуле (12.29), где о — скорость воздуха в воздуховоде при входе во второй глушитель, м/с
Снижение структурного шума
Для снижения структурного шума вентиляторы устанавливают на виброизоляторах и предусматривают полы на упругом основа-
4.3 1. Для виброизоляции вентиляторов, как правило, применяют виброизоляторы со стальными винтовыми пружинами и дополнительными резиновыми прокладками, расположенными под пружинами [6] Толщина прокладки должна быть не менее 10 мм. Кроме того, для виброизоляции вентиляторов применяют резинометаллические виброизоляторы. Виброизоляция рассмотрена в гл. 9.
.4.3.2. Если установка вентилятора на виброизоляторах ие обеспечит требуемого снижения структурного шума в смежных помещениях, то в вентиляционной камере следует выполнить пол на упругом основании. Расчет акустической эффективности пола на упругом основании дай в гл 9.
12.5. АКУСТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ВЕНТИЛЯЦИОННЫХ СИСТЕМ
Расчет воздушного шума
2.5.1.1. После выбора типа вентилятора и места его установки, определения схемы вентиляционной системы, ее расположения, оптимальной скорости движения воздуха в воздуховодах и размеров их поперечных сечений производится акустический расчет вентиляционной системы, включающий определение уровней звукового давления в расчетных точках и выбор средств снижения его до допустимых вели-
Расчетные точки располагаются на месте установки вентилятора; в помещениях или зонах, граничащих с местом установки вентилитора)
в помещениях, обслуживаемых системой; в помещениях, где воздуховоды проходят транзитом; в районе устройства приема (или выброса) воздуха, в районе приема воздуха для рециркуляции в системах кондиционирования.
5.1.2 Схемы возможного взаимного расположения источников шума системы вентиляции и расчетных точек (рт) представлены в табл._ 12.11 Там же даны расчетные формулы для определения уровней звукового давления в расчетных точках от данного источника шума.
Для расчета уровней звукового давления в районе притока или выброса воздуха (см табл. 12.11, пп 3, 6, 10, 12) и в помещениях, где воздуховод проходит транзитом (см табл 12.11, п 7), необ- ходимо-выполнить расчет шума, распространяющегося по воздухово-
В расчетных схемах по пп. 1, 3, 4, 6, 7, 8, 10, 11, табл 12 II величина Lp вс (наг) — уровень звуковой мощности, излучаемой вентилятором в воздуховод со стороны всасывания или нагнетания в зависимости от того, работает система на вытяжку или на приток
При определении шума, распространяющегося от путевой арматуры £2 и фасонных элементов воздуховодов L3 (схемы в п. 3, 6, 10, 12), следует вычислять звуковую мощность LP. п и LP. ф, генерируемую каждым элементом по формулам (12.1) и (12.3), а затухание звуковой энергии ALC определять иа участке от каждого из этих элементов до воздухораспределителя, расположенного в районе расчетной точки, по формуле (12 6).
При определении уровня шума в помещении, через которое воздуховод проходит транзитом, затухание звуковой энергии на элементах воздуховода и путевой арматуре ALB- п производится по формуле (12 7) для участка от генерирующего шум элемента до середины участка воздуховода, расположенного в пределах рассматриваемого помещения.
Уровень звукового давления в помещении (схемы в п. 4, 5, 6, 8, 12, табл. 12.11) зависит от его акустических свойств, которые характеризуются величиной
где г —- расстояние от источника шума до расчетной или исходной (ит) точки, м, указанное в табл. 12.11; Ф — фактор направленности излучения шума источником — воздухораспределителем пли вытяжным устройством; если источник расположен в пространстве (например, на колонне в большом помещении), Ф = 1, в средней части поверхности стены Ф = 2, в двугранном углу Ф = 4; в трехгранном углу Ф = 8; v — коэффициент, учитывающий форму помещения, определяемый в зависимости от параметров (а + Ьу2с и г'с^ по графику на рис. 12.12 [1]; а, Ь, с— размеры помещения (с — наибольший), м; °1 — расстояние от источника шума до наиболее удаленного ограждения, м; 8 — постоянная помещения, м2,
В = «8/(1 — а), (12,32)
b-LP.»*&Ln
To же
5 §
=====
L = 10 1g ]10^*^^i + loWL, + loO^t-s + + 10°'1LP. вр] + Д Ln;
^ = LP. вс (наг) — д ^ci:
Ц = ^р. п д L№
Ь3 = СР.ф~^
To же
7 ^
L = 10 1g (loO.lt, + iflO.lt, + lflO.lt,] -
-« + 10 1g4-
L1 ” LP. во (нао) — alb. ni:
4 = LP. n — ALb. na:
L3 — LP. ф — ALB. H3
В — для помещения, где находится расчетная точка; R — звукоизоляция стенок воздуховоде, дБ; S — площадь поверхности зоздуховода в пределах помещения, м8
8 1 ^sj^^^
L = 10 1g (100,ILP. ar + io0,1 Ai] + + длп-К+юи4-
Lt ” ^P. вс (нас) — д^в. у
Д£ц — для помещения, где находится исходная точка; R, S — звукоизоляция, дБ, и площадь, м8, ограждения между исходной и расчетной точками; В — для помещения, где находится расчетная точка
АКУСТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ВЕНТИЛЯЦИОННЫХ СИСТЕМ 331
Схема
установки
Расчетные формулы
Примечания
’ U
1
L = Lp.ar+&Ln-R + XO 1g 4
ALn—для помещения, где нахогится исходная точка; R, S — звукоизоляция, дБ, н площадь, м2, ограждения между исходной и расчетной точками; В — для помещения, где находится расчетная точка
10
^3
«V"!
L = 10 1g [looat, + iqO,1L2 + 1OO,1L, + + IO0,1 LP- Bp]-20 lgr-8-R+10 1?4' 4 = Lp вс (наГ) — Д^С11 b»-LP.H-^;
L3 = LP. Ф — Л£,сз
В — для помещения, где находится расчетная точка R, S — звукоизоляция, дБ, и площадь, ма, ограждения, расположенного между исходной и расчетной точками
11,
L = 10 1g [10°’I£-P- ar + 10°a^l] — 20 Igr — -8-r+io ig 4;
4 ” LP. вс (наг! “ Д£-в. у
То же
L = 10 1g [lO0'1!-! + iOo.il2+ iqO.1L, +
+ 100,1LP. Bp] + &Ln - R + 10 1g 4 =
Ч = *"P. вс <наг> — ^^cll ^Lp.n-^ L^LP.<b-M^
То же, что в п. 8
Продолжение табл 12.11
Й
^о “ Lp. 0 — 101g В + 6,^о “ Lp. 0 — 101g В + 6,
^о “ Lp. 0 — 101g В + 6,
^о “ Lp. 0 — 101g В + 6,
здесь а — коэффициенты звукопоглощения в помещениях — см гл. 8; S — общая площадь внутренних поверхностей помещения, м2.
Уровни звукового давления в расчетной точке от нескольких одновременно действующих источников определяются энергетическим суммированием по формуле (1 20)
Расчет структурного шума
Прв установке вентилятора на виброизоляторах, если нор
мируемое по шуму помещение расположено под вентиляционной камерой, то кроме воздушной составляющей шума, которая определяется по формулам табл. 12.11 (п. 8 или 9), в нем следует учитывать и структурную составляющую [3]
где Lp. 0 — октавный уровень звуковой мощности структурного шума, излучаемого в изолируемое помещение, дБ, В — постоянная изолируемого помещения, м2
Октавный уровень звуковой мощности структурного шума, излучаемого вентилятором, установленным на пружинных виброизоляторах, может быть определен по формулам:
для вентиляторов, расположенных над изолируемым помещением,
LP о = LP. 1Р + 10 lg (Zc/Zn) - R + 38;(12.34)
для вентиляторов, расположенных в вентиляционной камере вие пределов перекрытия над взолируемым помещением (рис 12.13),
Lp. с = LP аг + 10 lg (Z0/Zn) + Ю lg (S/SB) — R + 38; (12.35)
здесь Zo—волновое сопротивление всех виброизоляторов, на которые установлен вентилятор, равное сумме их волновых сопротивлений, Н-с/м; Zn— механический импеданс перекрытия, Н-с/м; S — условная площадь перекрытия вентиляционной камеры над изолируемым помещением, м2:
S = St при 5t > Sn/4;
S = Sn/4 при Si <Sn/4;
St — площадь вентиляционной камеры над изолируемым помещением} Sn — площадь изолируемого помещения, м2; SB — общая площадь вентиляционной камеры, м2; R — собственная изоляция воздушного шума перекрытием, дБ (см. гл. 7).
Волновое сопротивление пружинного виброизолятора можно вычислить по формуле
Zo = /КЛ^,(12.36)
где К — статическая жесткость пружины, Н/м; VWnp— масса рабочих витков пружины, кг.
Величины Zc для виброизоляторов, применяемых для вентиляторов, приведены в соответствующих рекомендациях 141
Механический импеданс однослойной железобетонной плиты в Н X X с/м вычисляется по формуле
Zn = 4,2- 105Л=р /р ,(12.37)
где /1Пр — приведенная толщина плиты, м; р—плотность бетона, кг/м3.
Если вентиляционная камера расположена не над изолируемым помещением, но имеет одну общую с иим стенку, то расчет структурной составляющей шума выполняется по тем же формулам (12.33)—(12 35) с условием 8 = 8п/4.
12.5 2.2. Если вентилятор установлен па виброизоляторах и пол в вентиляционной камере на упругом основании, то уровни структурного шума следует определять по формулам (12.33)—(12 35), принимая механический импеданс перекрытия Zn по формуле (12.37), равным механическому импедансу плавающей плиты, а собственную изоляцию воздушного шума перекрытием [41
R=Ra+^R,(12 38)
где RH — собственная изоляция воздушного шума несущей плитой перекрытия, дБ; AR — дополнительная собственная изоляция воздушного шума перекрытием с полом на упругом основании, дБ, определяемая по формулам (7.29а) и (7.34). Величина AR совпадает с виброизоляцией полом на упругом основании.
ГЛАВА 13
АКТИВНЫЕ МЕТОДЫ КОМПЕНСАЦИИ
ВИБРАЦИИ И ЗВУКОВОГО ПОЛЯ
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Компенсацией вибрации и звукового поля называют уменьшение амплитуды вибрации и звукового давления, достигаемое при сложении двух или большего числа колебательных или волновых процессов, при котором результирующая амплитуда колебаний в точке или амплитуда распространяющейся волны уменьшена благодаря соответствующему подбору фаз суммируемых колебаний
Компенсацией в широком смысле слова можно считать и противофазное сложение падающей и отраженной плоской волны, в результате чего в узловых линиях стоячей волны амплитуда уменьшается Складывая звуковые волны на общем выходе двух параллельных волноводов, волновые длины которых разнятся на полдлины волны, можно компенсировать звуковую волну, прошедшую через один из волноводов.
Вообще, любой эффект локальной или пространственной интерференции волн, который приводит к ослаблению исходного первичного звукового поля в результате наложения на него дополнительного звукового поля (вибрации на вибрацию), может рассматриваться как компенсация исходного звукового поля (вибрации)
Под активными методами компенсации вибрации и звукового поли понимается компенсация, при которой вторичное компенсирующее поле в отличие от рассмотренных выше пассивных методов (не требующих затраты дополнительной энергии) создается путем наложения вторичного поля, специально создаваемого излучателем, а это связано с дополнительным расходом энергии Термин «активные методы» означает что для обеспечения компенсации расходуется энергия обычно электрическая
Благодаря возможности создания виброакустических полей разнообразной формы с необходимыми для компенсации амплитудно-фазовыми характеристиками активные методы компенсации вибрации и звукового поля начали находить в последние годы применение в промышленности и на гранспорте Приведем простейшие примеры применения активных методов компенсации
Ко ипенсация акустического поля, воспринимаемого ушами, достигается путем применения динамических наушников, снабженных усилителями и микрофонами Поворот фазы первичного звукового поля, воспринятого микрофоном, на 180° и излучение звука с амплитудой, равной амплитуде ппоникшего в ухо первичного поля, позволяют компенсировать первичное поле При этом достигается ослабление принимаемого ухом сигнала на 10—15 дБ в области низких частот от 50 до 300 Гц, как раз в той области частот, где эффективность обычных СИЗ (см. гл 14) мала
Компенсация плоского звукового поля, отраженного от стен помещения, достигается путем установки вблизи поверхности стены системы микрофонов, каждый из которых соединен усилительным устройством с излучателем Излучаемое совокупностью излучателей звуковое поле регулируется по амплитуде и фазе таким образом, чтобы компенсировать отраженное от стены первичное звуковое поле. Такое устройство получило название «активный звукопоглотитель».
Компенсация звукового поля, излученного машиной, например, электротрансформатором, достигается путем установки вблизи шумящей машины микрофона, воспринимающего первичное звуковое поле. Микрофон связан с группой симметрично расположенных вблизи трансформатора громкоговорителей через усилители и фазовращатели. Таким путем удается снизить шум трансформатора на отдельных частотах в избранных направлениях на 30—35 дБ, в секторе с углом раскрытия 20° более чем на 6 дБ.
Компенсация вибраций, проникающих от машины в фундамент, достигается путем установки между машиной и фундаментом вибратора, развивающего динамическую силу, передаваемую на фундамент в противофазе по сравнению с силой, развиваемой машиной. При наличии пассивного виброизолирующего устройства компенсирующий источник вибрации развивает силу в противофазе с той, которая проникает на фундаментную конструкцию через виброизолятор.
Компенсация звукового поля, распространяющегося в волноводе, достигается путем размещения в волноводе приемника колебаний, связанного усилительным устройством с излучателем колебаний, расположенным в волноводе. Амплитуда и фаза колебаний излучателя подбираются таким образом, чтобы компенсировать первичное звуковое поле. При распространении в волноводе нескольких мод (форм) колебаний устанавливается соответствующее число приемников колебаний и излучателей, чтобы одновременно компенсировать все моды. Такое устройство можно рассматривать как активное звукоизолирующее (компенсационный глушитель).
Компенсация звукового поля, проникающего в помещение через окно или перегородку, достигаетси размещением в изолируемом помещении вблизи звукопроводящей стены либо в проеме окна излучателей звука, формирующих звуковое поле в противофазе с первичным.
Во всех рассмотренных и в других различных звуко- и виброкомпенсирующих системах используется по большей части несколько приемников колебаний (микрофонов, виброприемников), усилительных устройств с фазовращателими и излучателей (громкоговорителей, виброизлучателей), соединенных между собой тем или иным образом в систему. Такие системы различаются по конфигурации расположения приемников и излучателей, по схеме электрических соединений, а также по типу управления сигналами В одноканальной системе (приемник — усилитель — излучатель) при компенсации стационарного поля управление (регулировка амплитуды и фазы) может быть ручным. В многоканальной системе управление производится с помощью аналоговых электронных преобразователей или с использованием микропроцессоров.
Различные методы и устройства компенсации описаны в работах [1, 4, 6, 7, 9—11, 14—20, 23, 24, 27]. Эффективность метода компенсации определяется снижением уровня звукового давления и соответственно вибрации в отдельных точках, либо в пространстве на отдельных ча-
стотах, либо в полосах частот и составляет 5—30 дБ Чем уже спектр сигнала и меньше зона компенсации, тем больше эффект компенсации. Метод активной компенсации позволяет подавить шумы и вибрацию в области низких частот, где пассивные методы (вибро- и звукоизоляция, вибро- и звукопоглощение) малоэффективны.
ХАРАКТЕРИСТИКИ МНОГОКАНАЛЬНОЙ СИСТЕМЫ
КОМПЕНСАЦИИ
Схема многоканальной системы компенсации механических колебаний произвольной структуры или звукового поля с произвольным числом приемников (микрофонов, виброприемников) и датчиков (измерителей, вибраторов, громкоговорителей), расположенных в любых точках структуры или звукового поля, показана на рис 13.1. Структура характеризуется совокупностью передаточных функций, представляющих собой отношение величины колебательного параметра структуры в одной из ее точек xnz, где расположен один из приемников, к соответствующему значению того же параметра в месте возбуждения колебаний структуры датчиками компенсирующей системы хд; Это отношение обозначено через Kij, где i, j — индексы датчика и приемника. Каждый из приемников связан с каждым датчиком системы компенсации коэффициентом электромеханического преобразования <ptj. Последний включает все изменения сигнала от входа приемника до выхода датчика и охватывает поэтому всю характеристику электромеханического канала системы компенсации от структуры до структуры
РАСЧЕТ СИСТЕМЫ КОМПЕНСАЦИИ
Места расположения приемников обозначены на рис 13.1 хп, датчиков хд, колебательный параметр (виброскорость, звуковое давление) структуры, характеризующий первичные колебания (до компенсации) (/, однотипный параметр, характеризующий колебания, создаваемые системой в месте расположения приемников, о, в месте датчика V Места расположения контрольных точек, в которых задается ослабление первичных колебаний, обозначены хкг и первичные колебания в них — Ur; т]г — передаточная функция, связывающая колебания в начальной точке х0 и в контрольной точке xKr; xir — передаточная функция, определяющая связь колебаний уг в хкг-й контрольной точке, создаваемых <-м датчиком системы с колебаниями Vt в точке хД1, где он расположен
12 П/р Е. Я. Юдина
Расчет системы компенсации в общем случае сводится к расчету компенсации колебаний структуры в некотором числе точек, либо к компенсации излучаемого звукового поля в некоторых направлениях, либо к компенсации некоторого числа мод колебаний в волноводах. Ниже рассмотрена компенсация в заданном числе точек структуры. Аналогичные расчеты выполняются при друтих применениях системы компенсации. Эффект компенсации заключается в ослаблении в заданном отношении аг = ((/гт VTyUr первичных колебаний в контрольных точках при наложении компенсирующего поля
Связи между колебаниями Ur в контрольных точках хкг и колебаниями, задаваемыми датчиками системы Vt в точках датчиков хд, связаны соотношением
£ VtKir + {/„Пг = «rUr. (13.1)
Из (13.1) определяются величины И/, которые должны быть созданы системой компенсации в местах датчиков.
<13-2)
где |х1Г|—определитель системы уравнений (13 1), |xir|'—определитель, характеризующий необходимый колебательный процесс излучателя с индексом t.
Из уравнения (13 2) следует, что для обеспечения заданного снижения поля в контрольных точках число датчиков должно быть не меньше числа контрольных точек. Если колебания в отдельных контрольных точках структуры коррелированы, необходимое число датчиков уменьшается в соответствии с увеличением числа связей между колебаниями в контрольных точках Например, при колебаниях струк- |уры на отдельных одной или двух модах можно компенсировать колебания всей структуры, используя один или два датчика Число датчиков системы можно уменьшить, если наложить на колебания в контрольных точках ограничения по минимальной суммарной колебательной мощности или минимальной сумме амплитуд колебаний. При компенсации излучаемого поля в достаточно удаленных контрольных точках (где уже сформировалась характеристика направленности) можно обеспечить достаточную компенсацию в еще более удаленной области поля
В ряде работ исследован синтез системы для гашения поля в протяженной произвольной области [14, 22] Показано, что возможно полное погашение в этой области при условии, что на поверхности, ограничивающей звуковое поле, выполняются условия синтеза соответствующих величин звукового давления и виброскорости в каждом элементарном участке поверхности с помощью распределенных по поверхности дипольных н монопольных излучателей, связанных электрически с монопольными и дипольными приемниками, распределенными на другой близко расположенной поверхности. Поскольку погашаемое поле непрерывно, число датчиков и приемников должно быть бесконечным. Снижение требований к непрерывности эффекта гашения поля позволяет ограничиться конечным числом датчиков и приемников и уменьшить число электрических связей между ними.
Колебания У;, создаваемые системой в местах датчиков, определяемые требованиями компенсации колебаний в контрольных точках хк, обусловливают следующие величины параметров компенсирующих колебаний ^ в точках расположения приемников системы
О)=^К,,УЬ i=l-т-п. (13.3)
С учетом (13.2)
у^т^(2^1хгг|(,))‘ (13Л)
Правые части (13 4) характеризуют паразитные связи датчиков и приемников по структуре, которые влекут при неблагоприятных обстоятельствах генерацию (самовозбуждение) системы и поэтому ограничивают возможность создания необходимых величин Vt и, соответственно, аг. В связи с этим целесообразно всемерно уменьшать величины Kij, для чего при компенсации звуковых полей применяют приемники и излучатели с острыми характеристиками направленности, ориентируя их в противоположные стороны, чтобы избежать попадания звуковых волн, излученных громкоговорителями на микрофоны системы С этой же целью располагают микрофоны и громкоговорители по разные стороны изолирующих преград, устанавливая между ними (при необходимости) экраны. При компенсации вибрации структуры тому же служит ослабление сигнала вибратора в точке расположения виброприемника путем искусственного увеличения потерь на пути между вибратором и виброприемником методом вибропоглощ ния и размещения между ними виброизолирующего устройства ~
Значения ц>1), необходимые для согласования колебаний Vt, которые должны быть созданы в местах датчиков, с колебаниями структуры в местах приемников, состоящих из колебаний первичного поля Uj и колебаний компенсирующего поля и определяются уравнением
У (Uj + Vj) 4>ij = У,, i=l-rn (13 5)
Если число электромеханических преобразователей (число определяемых значений фг?) равно числу датчиков, совокупность значе ний ^tj определяется полностью, если фг^ больше числа датчиков, то в рамках уравнения (13 5) возможна дополнительная оценка целесообразности выбора преобразователей
Колебания, создаваемые системой в неконтрольных точках хр на частоте компенсации <оо, определяется безотносительно к величинам ф . уравнением
Ур«оо) = ^ У^»^ 2 " ^JХ,р(/°’ (13-6) где р — точка, в которой определяется компенсирующее поле, xip (<оо)— передаточная функция, связывающая колебательный параметр в точке р с колебательным параметром в точке i расположения датчика.
На частотах <о, отличающихся от номинальной <о0, система создает колебания, определяемые уравнением
vP (to) = 5 V; (to) Xlp (to),(13.7)
где V; (to) — параметр компенсирующего поля в точке хдь создаваемого г-м излучателем на частоте и, определяемый из совместного решения уравнений (13.3) и (13 5), в которых величины U, V, ср принимаются зависимыми от частоты со
V- (to) =л»
Знаменатель выражения (13.8), являющийся общим определителем системы уравнений (13 3) и (13 4), определяет условия самовозбуждения системы компенсации. Система генерирует, если действительная и мнимая части знаменателя порознь равны нулю, что соответствует критериям Найквиста самовозбуждения систем с обратной связью
Если совместить датчики с приемниками системы и соединить электрическими каналами только приемник и датчик каждой пары, возможность генерации устраняется теоретически при соответствующем выборе величины <р для любой частоты и Однако практически добиться полного устранения набега фазы колебаний на пути между приемником и датчиком невозможно В связи с этим появляется зависимость К (to) от частоты и возникают условия генерации Ширина частотной полосы компенсации при такой защите от генерации не может превысить две — три октавы Другим способом преодоления генерации является уменьшение Kij, о чем говорилось выше, а также размещение приемников в местах максимумов первичных колебаний для уменьшения <(, , Основная трудность при синтезе системы компенсации заключается в устранении условий генерации Увеличение числа каналов приводит к ухудшению условий стабильности работы системы
НЕКОТОРЫЕ ТИПЫ СИСТЕМ КОМПЕНСАЦИИ
Система, состоящая из одинаковых приемников и датчиков
Такая система состоит из одинаковых звеньев и электромеханических преобразователей и располагается симметрично относительно направления распространения волны, например, по окружности выхлопной трубы для подавления шума, излучаемого трубой, и т д. Такую систему сравнительно просто реализовать, поскольку она состоит из одинаковых элементов
Система с разделенными преобразователями
Особенностью системы является разделение электрических преобразователей на две группы, связанные с приемниками и с датчиками: фг? = ф/ф*7' Число блоков преобразователей при этом равно т + п (п — число датчиков, т. — число приемников системы). При п = т число блоков уменьшается в ц/2 раз.
Для такой системы колебательный параметр в точке расположения i-ro датчика определяется уравнением
Фг S ^Ф(,)1 — S S WnKtjФг S ^Ф(,)1 — S S WnKtj(13.9)(13.9)
Фг S ^Ф(,)
1 — S S WnKtj
Фг S ^Ф(,)
1 — S S WnKtj
(13.9)
(13.9)
В точке расположения /-го приемника соответствующий колебательный параметр
Vj =•<13Л0>
1 — S S W'^u
Условия самовозбуждения системы с разделенными преобразователями определяются соотношением
Ё ^ Ё ^’^и = i-
Число преобразователей рассмотренной системы превышает число контрольных точек, поэтому величины коэффициентов преобразования ф*^ могут быть произвольными, если ограничены условием (13 9). По мере уменьшения общего количества преобразователей до числа контрольных точек ограничения, налагаемые на величины ф^, ф(/), ужесточаются, и в пределе при равных количествах преобразователей и контрольных точек, возможность регулирования величин фг и ф(/) исчезает Описанная система отличается сравнительной простотой электрических преобразователей и меньшим числом преобразователей
Система с электрически изолированными каналами
В такой системе каждый из приемников связан электрическим преобразователем с одним из датчиков Коэффициент электромеханического преобразования определяется не только передаточной функцией х;г, связывающей колебания в точке датчика этой пары с колебаниями в точке приемника, но и связями с колебаниями, возбуждаемыми другими датчиками Поэтому условия стабильности этой системы мало отличаются от условий стабильности системы, обладающей перекрестными электромеханическими преобразователями
Частными случаями такой системы являются система с совмещенными датчиками и приемниками, система с совмещенными приемниками и контрольными точками; система с совмещенными датчиками и контрольными точками Каждая из этих систем обладает присущими ей недостатками и преимуществами При почти полной компенсации первичного поля суммарные колебания в точках приемников, совмещенных с контрольными точками, близки к нулю, поэтому требуется
весьма большое электрическое усиление сигнала, что, в свою очередь, способствует самовозбуждению системы компенсации
В ряде важных случаев целесообразно совмещать месторасположение датчиков, приемников и контрольных точек Например, совместив виброприемник и вибратор, охваченные электрическим каналом, можно почти полностью компенсировать вибрации в заданной точке структуры в полосе частот две-три октавы
Возможность генерации системы вынуждает ограничивать частотную полосу компенсации колебаний, используя для этой цели электрические полосовые фильтры Если бы фильтры обладали идеальной «прямоугольной» частотной характеристикой, а частоты, на которых возможно самовозбуждение, лежали бы вне полосы пропускания фильтра, то предельное усиление сигнала в рабочей полосе не зависело бы от ограничения усиления вне полосы пропускания фильтра При этом степень компенсации а (со) не была бы связана с возможностью возникновения генерации вне полосы пропускания фильтра Для реальных частотных фильтров необходимое для компенсации увеличение сигнала на центральной частоте приводит к возрастанию сигнала на боковых частотах Поэтому максимально возможная компенсация в рабочей полосе частот зависит от ширины полосы фильтра и формы его частотной характеристики
Одномерная система компенсации
Простейшим видом структуры является одномерная структура, например, труба, в которой распространяется плоская волна, стержень, по которому распространяются продольные, крутильные или изгибные волны, струна и т. д. Если распространяется одна какая-либо мода колебаний, то для ее компенсации достаточно применять одноканальную систему, состоящую из датчика и приемника, соединенных электрическим каналом В этом случае коэффициент электромеханического преобразования
<Р = (^--f^) (13.12)
где ф—сдвиг фазы колебаний между точками расположения приемника и датчика (излучателя), а — коэффициент ослабления падающей волны за системой компенсации В случае полной компенсации (а = 0)
Ф = / /2 sin ф
Из (13.13) следует, что сдвиг фазы в преобразователе зависит от сдвига фазы ф по структуре между датчиком и приемником. Если они совмещены, то ф = л, т е фазовращатель поворачивает фазу на 180°. Компенсирующие колебания находятся при этом в противофазе с первичным полем Если датчик п приемник колебаний разобщены (что имеет место практически всегда), то компенсирующий сигнал не должен быть противофазным. Он устанавливается с учетом передаточной функции структуры Из (13.12) следует, что, располагая приемник на некоторых оптимальных расстояниях / от датчика (например, л 2лф0/5.
-т— <——<-^-л), можно существенно расширить частотную
полосу компенсации; ф0 — коэффициент электромеханического пре« образования на частоте, при которой а = 0.
СИСТЕМА КОМПЕНСАЦИИ НЕОДНОРОДНОЙ СТРУКТУРЫ
В неоднородной структуре из-за наличия отражающих неоднородностей структуры (перегородок, вибронзолирующих прокладок и виброизоляторов, подкрепляющих ребер и т п ) возникают интерференционные эффекты Система компенсации может в этих условиях уменьшать амплитуды колебаний, прошедших через преграду, отраженных и суммарных Соответствующий эффект достигается применением направленных приемников и выбором подходящего положения датчиков и приемников системы При ослаблении отраженных волн система компенсации трактуется как «активный звукопоглотитель», при ослаблении звуковых волн, прошедших через преграду, как «активная звукоизоляция», при ослаблении механических колебаний, переходящих на фундамент от машины, как «активный виброизолятор». Системы компенсации, применяемые для подавления реверберации помещения или для подавления затухающих колебаний механической структуры, называют иногда активными системами заглушения шума и, соответственно, активными противовибрационными системами
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ СИСТЕМ КОМПЕНСАЦИИ
Энергетические характеристики систем компенсации определяются потерей энергии в преобразователях системы, ее датчиках и приемниках и условиями ее использования Основные затраты энергии происходят в самой системе, тогда как в компенсируемую структуру энергия либо вовсе не излучается, либо даже при некоторых условиях колебательная энергия из структуры передается системе компенсации [10]. По энергетическим характеристикам системы компенсации подразделяются на три вида
Системы, в которых установка дополнительных излучателей в непосредственной близости от излучателей первичного поля приводит к изменению нагрузочного импеданса этих излучателей, вследствие чего уменьшается излучаемая имн активная акустическая мощность и возрастает реактивная мощность В результате уменьшается (компенсируется, гасится) распространяющееся звуковое поле или механические колебания Увеличение реактивной мощности приводит к повышению обмена энергией между первичным и компенсирующим излучателями, что проявляется в усилении звукового поля или механических колебаний в непосредственной близости от излучателей
Системы, в которых датчики компенсирующей системы «поглощают» энергию первичного поля К числу таких систем относится, например, система компенсации отраженного от стены звукового поля [24], система компенсации звукового поля в замкнутом объеме [14], экспериментально проверенная однокаиальная система компенсации механических колебаний, отраженных от концов стержня пугем установки на них вибраторов и др ,
Системы компенсации, датчики которых совместно с основными излучателями образуют антенну, звуковое поле которой в отличие от первичного звукового поля обладает измененной необходимым образом характеристикой направленности Например, такая компенсация имеет
место, когда первичный источник, будучи монополем, создает ненаправленное звуковое поле, и при установке вблизи него компенсирующего монопольного источника, образуется диполь, при установке двух компенсирующих источников — квадруполь. Возможным вариантом является формирование области пониженного звукового давления на некотором расстоянии от излучателей первичного и вторичного поля. Такую систему компенсации можно рассматривать как активную «антифокусирующую» систему
УПРАВЛЕНИЕ СИСТЕМОЙ КОМПЕНСАЦИИ
Необходимые для работы системы компенсации электрические сигналы могут формироваться в аналоговых электрических устройствах, содержащих усилители и фазовращатели, регулируемые оператором «вручную» по результатам измерений механических колебаний и звукового поля в контрольных точках При увеличении числа каналов ручное управление становится затруднительным Поэтому созданы системы С автоматическим управлением, в которых формирование сигналов производится аналоговой электронной схемой, использующей в качестве опорных сигналы, поступающие от приемников системы [5, 23]. Такие автоматизированные замкнутые системы могут следить за первичным звуковым полем или механическими колебаниями, изменяя электрические сигналы, подаваемые на излучатели в соответствии с изменившимися показаниями контрольных точек Аналоговые устройства управления автоматизированных систем компенсации позволяют значительно ускорить процесс настройки системы по сравнению с процессом, осуществляемым оператором вручную Дальнейшее усовершенствование систем компенсации идет по пути замены аналоговых устройств управления на устройства, базирующиеся на использовании средств вычислительной техники. Применение микропроцессоров с соответствующими периферийными приборами позволяет не только значительно убыстрить процесс настройки системы и ее последующей перестройки в режиме слежения за первичным полем, но н изменить в процессе управления сам алгоритм управления системой Экспериментальные проверки систем компенсации показали, что с их помощью можно снижать уровни звукового поля и механических колебаний в узких полосах частот на 15—25 дБ, в широких полосах частот (две- три октавы) на 10—12 дБ.
ГЛАВА 14
СРЕДСТВА ИНДИВИДУАЛЬНОЙ ЗАЩИТЫ ОТ ШУМА
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
На рабочих местах, где не удается добиться снижения шума до допустимых уровней техническими средствами или где это нецелесообразно по технико-экономическим соображениям, следует применять средства индивидуальной защиты от шума (СИЗ)
Основное назначение СИЗ — перекрыть наиболее чувствительный канал проникновения звука в организм — ухо человека. При этом ослабляются звуки, воздействующие на слуховую мембрану наружного уха, а следовательно, и колебания чувствительных элементов внутреннего уха Применение СИЗ позволяет предупредить расстройство не только органов слуха, но и всей нервной системы от действия чрезмерного раздражителя Их эффективность (звуковое заглушение), как правило, максимальна в области высоких частот, наиболее вредных и неприятных для человека
Необходимо отметить, что звуковые колебания воспринимаются человеком не только непосредственно через орган слуха, но и через череп путем костной проводимости Поэтому средства защиты только органа слуха не позволяют полностью устранить передачу звуковой энергии.
Эффект применения СИЗ особенно заметен у рабочих с малым стажем работы в шумных условиях, когда потеря слуха невелика. Однако и для лиц с нарушенным слухом применение СИЗ не только предотвращает дальнейшее ухудшение слуха, но может привести и к некоторому его улучшению СИЗ способствует не только профилактике заболеваний, прямо или косвенно связанных с воздействием интенсивного шума (тугоухость, шумовая болезнь нарушения со стороны нервной, сердечно-сосудистой систем и др.), но и улучшению работоспособности человека
В соответствии с ГОСТ 12 1 029—80 (СТ СЭВ 1928—79) «ССБТ. Средства и методы защиты от шума Классификация» СИЗ в зависимости от конструктивного исполнения делятся на противошумные наушники, противошумные вкладыши, противошумные шлемы и каски, противошумные костюмы Наушники закрывают ушную раковину снаружи Вкладыши перекрывают наружный слуховой проход или прилегают к нему Шлемы и каски закрывают часть головы и ушную раковину Противошумные костюмы закрывают тело человека и голову (или ее часть) Характерные типы получивших наибольшее распространение СИЗ приведены на рис. 14 1.
ТРЕБОВАНИЯ К СРЕДСТВАМ ИНДИВИДУАЛЬНОЙ ЗАЩИТЫ
Основные требования к СИЗ установлены ГОСТ 12 4 051—78 «ССБТ Средства индивидуальной защиты органов слуха Общие технические условия». По эффективности защиты от шума, массе и силе прижатия к околоушной области наушники и вкладыши делятся на три группы А, Б и В Требуемые эффективность, масса и сила прижатия по типам и группам СИЗ приведены в табл. 14.1
Кроме приведенных в таблице основных требований, СИЗ должны быть гигиеничными и удобными, отвечать современным требованиям промышленной эстетики, ие должны выделять токсичных или раздражающих кожу веществ и загрязнять кожный покров, а также обладать адгезивным свойством Конструкция крепления наушников должна обеспечивать возможность подгонки их по размеру головы. Конструкция наушников и вкладышей многократного пользования должна допускать их гигиеническую обработку.
Эффективность СИЗ в соответствии с ГОСТ 12.4.092—80 определяют методом бинуральиой пороговой аудиометрии иа чистых тонах с частотами 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000 н 8000 Гц при фронтальном падении звука в специальной камере по усредненной разности порогов слуха для защищенных и незащищенных ушей
Тнп СИЗ
ГРУ"-
Эффективность, дБ, не менее, на частоте, Гц
не более
прижа-
не более
2
5
1
|
|
I
|
Наушники
В
2
1»
20
20
30
30
30
0;28
8
Вкладыши
В
*5
12
‘о
17
20
30
30
=
=
Шлемы
-
17
20
25
30
35
40
40
0,85
-
Поправка на надежность защиты от шума СИЗ
Частота, Гц
125
250
500
1000
2000
4000
8000
Поправка на надежность защиты от шума AL , дБ
-5
-5
-10
-10
-10
-10
СИЗ следует выбирать исходя из частотного спектра шума на рабочем месте, учитывая удобство их ношения при данных рабочей операции и климатических условиях. Подбор СИЗ на рабочих местах, имеющих определенные шумовые характеристики, проводится из условия
Li — (L3i + kL^ ^ Li дОП,
где Li — уровень звукового давления в t-й октавной полосе частот на рабочем месте, дБ, L3l — эффективность СИЗ в t-й октавной полосе частот по нормативно-технической документации, дБ, ЛД — поправка на надежность защиты от шума, принимаемая по табл 14 2; Lt доп — допустимый уровень звукового давления для данного рабочего места в t-й октавной полосе частот
КОНСТРУКЦИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ СРЕДСТВ ИНДИВИДУАЛЬНОЙ ЗАЩИТЫ
Вкладыши являются простейшим типом СИЗ Обычно они изготовляются из мягких эластичных материалов — резииы, пластмасс, различного волокна. Их вводят непосредственно в наружную (хрящевую) часть слухового прохода и оставляют там без дополнительных средств поддержания При правильном положении вкладыша воздушный объем между ним и барабанной перепонкой должен составлять примерно 0,5 см3 при поперечном сечении слухового прохода в костной его части 0,5 см2 В этом случае замкнутая полость наружного слухового прохода вместе с барабанной перепонкой представляет собой резонатор, частота собственных колебаний которого составляет примерно 1300 Гц [1]
Звуковая энергия, действующая на барабанную перепонку уха, складывается из трех основных составляющих звука, прошедшего через щели между вкладышем и стенками наружною слухового прохода, колебаний самого вкладыша при его деформации, колебании кожи и дру) их тканей наружного слухового прохода Из этих путей передачи звука основным является первый, причем наибольшее снижение эффективности вкладышей из-за него имеет место на высоких частотах
При наличии заболеваний кожи наружного слухового прохода пользоваться вкладышами любого типа противопоказано В этом
случае следует применять наушники
Наушники обычно состоят из двух корпусов и оголовья Корпуса изготовляют из пластмассы или металла, а внутри них для повышения эффективности помещают слой звукопоглощающего материала.
Для обеспечения плотного прилегания наушника к околоушной поверхности на стороне корпуса, обращенной к голове, устанавливают
мягкие уплотнители (протекторы) Чаще всего их выполняют из тонкой пленки в виде полых камер, заполненных глицерином, вазелином, силиконовым маслом или эластичным пористым материалом.
Оголовье служит для удержания наушников и прижима их к околоушной области Обычно его делают металлическим или пластмассовым, пружинящим и регулируемым по размерам головы
Наушники, как правило, обладают большей эффективностью, чем вкладыши, в области средних и высоких частот Однако они в ряде случаев неудобны в эксплуатации (большая масса, наличие прижима к околоушной области, запотевание кожи под наушниками при повышенной температуре и др.). Поэтому наушники чаще применяют в тех случаях, когда требуется их периодическое использование
В настоящее время разрабатываются новые типы наушников, основанных на принципе активного гашения шума путем создания под наушником с помощью размещаемого в нем миниатюрного электронного устройства звуковых колебаний, которые по фазе сдвинуты на половину периода с проникающим через наушник шумом
Шлемы закрывают большую часть головы и, как правило, защищают ее не только от шума, но и от ушибов, холода и др. Они должны плотно облегать околоушную область и всю голову, поэтому их изготовляют различных размеров. Шлемы целесообразно применять для защиты человека от особо интенсивного шума, когда он воспринимается не только непосредственно органом слуха, но и проникает в организм вследствие костной проводимости через кости черепа
Ориентировочные данные о эффективности СИЗ, полученные в лабораторных «идеальных» условиях, приведены в табл 14 3 [2] Максимальная эффективность СИЗ достигаекя при совместном использовании наушников (шлемов) и вкладышей Она несколько меньше арифметической суммы эффективностей наушников и вкладышей из-за увеличения влияния костной проводимости звука при шумах высокой интенсивности
Некоторые типы выпускаемых за рубежом наушников и вкладышей являются «амплитудно-чувствительными» — их эффективность возрастает с увеличением уровней шума [2] Они особенно эффективны при защите от импульсных шумов.
Основные характеристики выпускаемых отечественной промышленностью и подготовляемых к выпуску СИЗ производственного назначения приведены в табл. 14.4, а их усредненная эффективность, измеренная по стандартной методике, — в табл 14 5
Таблица 14.3
Эффективность СИЗ различных типов
Типы СИЗ
Эффективность СИЗ, дБ, в частотном диапазоне, Гц
20—100
100—800
800- 8000
Свыше
Вкладыши
520
2035
304Q
30— 40
Наушники
о 15
15— 35
3 о— 4 5
35—— 4 5
Наушники совместно
125
25 — 45
3 0— 6 0
40—60
с вкладышами Шлемы
2у
720
2Q55
3055
Космические шлемы
5-10
10-25
30—60
30-60
Наи менование
Назначение
Уровень
Масса,
Завод-изготовитель
Противошумные наушники
ВЦНИИОТ-2М
Противошумные наушники
ВЦНИИОТ-4А
Противошумные наушники
ВЦНИИОТ-А1
Противошумные наушники
ВЦНИИОТ-1
Противошумныенаушники
ВЦНИИОТ-7И
Противошумные наушники
ПШ-00
Шумозащитное оголовье
Каска ВЦНИИОТ-2
Противошумные наушники с креплением на защитную каску «С ал во»
Противошумныезаглушки
(вкладыши) «Аьтифоны»
Противошумные вкладыши «Беруши»
Проти вошу мн ыевкл адыш и
«Грибок» и «Лепесток»
Для защиты от средне- и высокочастотного шума
Для защиты от высокочастотного шума
Для защиты от высокочастотного производственного шума Имеют устройство для регулировки эффективности (уменьшения ее)
Для защиты от высокочастотного
Для защиты от средне- и высоко частотного шума
Для защиты головы от травм и поражения электрическим током, защиты от средне- и высокоча стотного шума
Для защиты от высокочастотного
Для защиты от средне- и высоко частотного шума
105-110
0,0004
0,0015
Завод нестандартного оборудования им. А. Матросова (Москва)
Завод «Респиратор» (г. Орехово-Зуево)
Киевский опытио-экспери- ментальиый завод
То же, готовится к производ-
Завод «Респиратор» (г. Орехово-Зуево)
Фабрика пластмассовых изделий «Салво» (г. Таллин), готовится к производству Завод иестаидартного оборудования им. А. Матросова (Москва)
Несколько предприятии
Готовится к производству
Таблица 14 4
Характеристики СИЗ
£
Рис. 14.2. Противошумные наушники с креплением на защитную каску «Салво»: / — каска; 2 — узел крепления наушника
Наиболее распространенные в омышленности наушники типа [НИИОТ-2М по эффективности защиты от шума относятся к группе Б, а ВЦНИИОТ-1 и ВЦНИИОТ-4А — к группе В В области низких частот их эффективность сравнительно невелика, что позволяет контролировать работу механизмов на слух и слышать в наушниках разговорную речь и низкочастотные предупредительные сигналы.
Среди вкладышей наиболее распространены «Беруши», изготовляемые из волокнистого материала типа ФПП-Ш
К числу наиболее совершенных конструкций СИЗ относятся противошумные наушники с креплением на защитную каску «Салво» и противошумные вкладыши «Грибок» и «Лепесток». Наушники «Салво» имеют относительно «плоский» корпус, изготовленный из ударопрочной пластмассы (рис 14 2). Внутри корпуса размещается звукопоглоти- тель — слой пенополиуретана толщиной 10 мм
Уплотняющий протектор выполнен из мелкопористого полиуретана, заключенного в тонкую высокоэластичную пленку Такая конструкция значительно улучшает гигиенические характеристики наушников, делает их более удобными для человека и одновременно повышает
Эффективность СИЗ, дБ
сиз
Частота, Гц
125
250
500 |
1000
2000
4000
8000
Наушники
ВЦНИИОТ2М
ВЦНИИОТ-4А
2
4
16
25
36
28
ВЦНИИОТ-А1
10
14
16
17
36
36
34
ВЦНИИОТ-1
4
7
13
23
36
33
ВЦНИИОТ-7И
10
16
18
22
36
4 0
32
ПШ-00
4
10
15
20
20
27
Шумозащитное оголовье
12
18
30
31
34
38
34
Противошумнаякаска
ВЦНИИОТ-2
7
и
14
22
35
45
38
Противошумные наушни
15
19
25
33
32
ки с креплением на защитную каску «Салво» Заглушки (вкладыши) «Ан
10
10
тифоны»
Вкладыши «Беруши»
15
I 8
18
24
26
26
31
Вкладыши «Грибок» и «Лепесток»
10
17
18
25
26
31
30
технологичность изготовления по сравнению с протекторами с жидким заполнителем.
Узел крепления наушников разработан применительно к серийно выпускаемой защитной каске «Салво» и не ухудшает ее защитных и эксплуатационных свойств. Он позволяет вывести наушники на каску в любом положении («вперед», «вверх» или «назад»), а также, при необходимости, в фиксированное нерабочее положение, когда они отведены на 10—15 мм от ушной раковины.
Вкладыши типа «Грибок» и «Лепесток» отличают удобство применения, эстетичность. Онн изготовляются из силиконовой резины, которая наиболее подходит для изделий такого назначения (не токсична, эластична и в то же время достаточно прочна). Вкладыши «Грибок» представляют собой колпачок грибообразной формы с постепенно утончающимися к периферии стенками на стержне из того же материала (рис 14 3, а) Тонкие, эластичные стенки колпачка при введении его в ушной канал легко деформируются и плотно перекрывают канал. Регулировка степени перекрытия канала осуществляется изменением глубины введения вкладыша
Вкладыш «Лепесток» (рнс. 14 3, б) представляет собой тонкий стержень, на котором расположены пять утончающихся к периферии дисков с постепенно уменьшающимся к вершине диаметром (от 14 до 8 мм) Давление, оказываемое на стенки канала такими дисками, минимально. Достаточно высокая эффективность в диапазоне низких н средних частот позволит использовать эти вкладыши не только в производствен- нь!х условиях, но и в быту
Лицам, длительное время работающим в условиях шума, необходимо привыкать к СИЗ постепенно—в течение одного-двух месяцев, что позволит организму перестроиться без возможных неприятных ощущений
Если применение СИЗ в течение всей рабочей смены невозможно, то рекомендуется использовать их периодически Это позволит частично восстановить чувствительность органа слуха и снизить его утомление.
Имеются успешные попытки снижать вредное действие производственного шума посредством «озвучивания» наушников при помощи встроенных небольших громкоговорителей, на которые подается музыка Требуются индивидуальная регулировка громкости и возможность выбора программы
ГЛАВА 15
АКУСТИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ
Акустические измерения — это измерения механических величин, связанных с колебаниями частиц среды, относительно положения, которое занимали бы частицы среды при отсутствии акустического колебания (колебательных смещений, скорости, ускорения частиц среды, звукового давления и пр ) К ним относятся также измерения колебаний материальной точки (тела) относительно ее положения равновесия или относительно других материальных точек (виброперемещенне, внб- роскорость, виброускоренне н пр )
Особенностью акустических измерений является их широкий частотный п динамический диапазон' ог тысячных долей герца до сотен килогерц в воздухе и до мегагерц в жидкости, от десятка децибел ниже нуля, соответствующего 2-10 5 Па, до 200 дБ и более. Измерения проводят в свободном, диффузном и квазнднффузном звуковых полях, а также при отсутствии волнового движения в камерах малого объема Применяют объективные и субъективные методы измерения
Методы акустических измерений делятся на стандартные и нестандартные Стандартные — установленные в международных, государственных н отраслевых стандартах Онн должны быть обеспечены средствами измерений, на которые в стандарта*; установлены технические требования, методы испытания н поверкн Прн этом измеряют стандартизованные величины Нестандартные методы измерений возникают прн решении специальных задач, например прн измерении звукоизоляции кабин наблюдения, и могут быть со временем стандартизованы (ГОСТ 23426—79).
Методы акустических измерений делят также на лабораторные и натурные. Первые могут быть выполнены в звукомерных камерах — заглушенных нлн реверберационных — прн соблюдении определенных внешних условий температуры, атмосферного давления, относительной влажности, напряжения и частоты питающей сети.
Прн испытании изделий применяют гакже испытательные сгенды, обеспечивающие привод, питание изделий (например, сжатым возду- ком), необходимые нагрузки
Измерительные установки, включающие измерительные приборы, звукомерные камеры и испытательные стенды, подлежат метрологической аттестации ведомственной нли государственной метрологической службой. В свидетельстве об аттестации указывают основные конструктивные и метрологические параметры измерительной установки, предельные значения параметров испытываемых изделий и погрешность измерений Измерительные установки должны иметь техническую документацию определенной формы
ИЗМЕРЕНИЕ ШУМОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ИСТОЧНИКОВ ШУМА
5.1.1. Стандартные методы измерений
Стандартными шумовыми характеристиками источника шума называют [ГОСТ 23941—79 (СТ СЭВ 541—77)]
уровень звукового давления в октавной или 1/3-октавной полосе час.от в контрольных точках Lt, дБ,
уровень звука, измеренный шумомером с частотной характеристи кой А в контрольных точках, Ьд, дБ (А);
уровень звуковой мощности в октавных или Сд-октавных полосах частот Lp, дБ ;
корректированный уровень звуковой мощности Ьрд, дБ (А), максимальный показатель направленности излучения шума в октавных илн 1/3-октавных полосах частот Gmax, дБ,
максимальный показатель направленности излучения шума Од max. ДБ (А)
В случае непостоянных шумов перечисленные шумовые характеристики выражают в эквивалентны, уровнях Leq или Ьдед, соответственно в дБ или дБ (А), а в случае импульсных шумов уровни звука Измеряют в дБ (AI), тде I — временная характеристика шумомера «импульс» [ГОСТ 17187—81 (СТ СЭВ 1351—78)]
Выбор тон или иной шумовой характеристики в целях ее измерения и нормирования зависит от вида источника шума, характера шума, а также задач и условии измерений Основной шумовой характеристикой считают уровень звуковой мощности в октавных илн 1/3-октав- иых полосах частот Эту характеристику не определяют в следующих случаях-
если размер источника шума слишком велик (несколько метров);
если шум имеет вид отдельных импульсов;
если задачи измерений могут быть решены более простым измерением уровня твуково! о давления или уровня звука в контрольных точках,
если условия расположения источника не позволяют провести измерения для определения уровня звуковой мощности по стандартному методу, а также в других аналогичных случаях
ГОСТ 12 1 026 — 80 (СТ СЭВ 1412 — 78), ГОСТ 12 1 027 — 80 (СТ СЭВ 1414 — 78), ГОСТ 12.1 028 — 80 (СТ СЭВ 1413—78 и др., на основании которых разработаны стандарты на определенные виды изделий Перечисленные стандарты отличаются от ранее действовавших (ГОСТ 8 055—73 и др.) способом нормирования погрешности измерений В прежних стандартах требовалось вычислять погрешности измерении В новых стандартах заданные погрешности измерений обеспечиваются наперед при условии выполнения требовании к частотному диапазону измерений, соотношениями размеров источника шума и звукомерной камеры, неравномерности звукового поля для точных измерении или систематической погрешности измеренийОсновные технические требования для стандартных методов измерения приведены в табл. 15.1, rrte обозначено 1—точный методГОСТ 12 1 026 — 80 (СТ СЭВ 1412 — 78), ГОСТ 12 1 027 — 80 (СТ СЭВ 1414 — 78), ГОСТ 12.1 028 — 80 (СТ СЭВ 1413—78 и др., на основании которых разработаны стандарты на определенные виды изделий Перечисленные стандарты отличаются от ранее действовавших (ГОСТ 8 055—73 и др.) способом нормирования погрешности измерений В прежних стандартах требовалось вычислять погрешности измерении В новых стандартах заданные погрешности измерений обеспечиваются наперед при условии выполнения требовании к частотному диапазону измерений, соотношениями размеров источника шума и звукомерной камеры, неравномерности звукового поля для точных измерении или систематической погрешности измеренийОсновные технические требования для стандартных методов измерения приведены в табл. 15.1, rrte обозначено 1—точный методОсновные методы измерений шумовых характеристик описаны в базовых стандартах ГОСТ 23941 — 79, ГОСТ 12.1 024 — 81* (СТ СЭВ 3076—81), ГОСТ 12 1 025 — 81* (СТ СЭВ 3080—81),
ГОСТ 12 1 026 — 80 (СТ СЭВ 1412 — 78), ГОСТ 12 1 027 — 80 (СТ СЭВ 1414 — 78), ГОСТ 12.1 028 — 80 (СТ СЭВ 1413—78 и др., на основании которых разработаны стандарты на определенные виды изделий Перечисленные стандарты отличаются от ранее действовавших (ГОСТ 8 055—73 и др.) способом нормирования погрешности измерений В прежних стандартах требовалось вычислять погрешности измерении В новых стандартах заданные погрешности измерений обеспечиваются наперед при условии выполнения требовании к частотному диапазону измерений, соотношениями размеров источника шума и звукомерной камеры, неравномерности звукового поля для точных измерении или систематической погрешности измерений
Основные технические требования для стандартных методов измерения приведены в табл. 15.1, rrte обозначено 1—точный метод
ГОСТ 12 1 026 — 80 (СТ СЭВ 1412 — 78), ГОСТ 12 1 027 — 80 (СТ СЭВ 1414 — 78), ГОСТ 12.1 028 — 80 (СТ СЭВ 1413—78 и др., на основании которых разработаны стандарты на определенные виды изделий Перечисленные стандарты отличаются от ранее действовавших (ГОСТ 8 055—73 и др.) способом нормирования погрешности измерений В прежних стандартах требовалось вычислять погрешности измерении В новых стандартах заданные погрешности измерений обеспечиваются наперед при условии выполнения требовании к частотному диапазону измерений, соотношениями размеров источника шума и звукомерной камеры, неравномерности звукового поля для точных измерении или систематической погрешности измерений
Основные технические требования для стандартных методов измерения приведены в табл. 15.1, rrte обозначено 1—точный метод
31,5 63 125 250 500 1ООО 2,4 в 1000031,5 63 125 250 500 1ООО 2,4 в 10000Рис. 15.1. Среднеквадратич
31,5 63 125 250 500 1ООО 2,4 в 10000
31,5 63 125 250 500 1ООО 2,4 в 10000
ное отклонение при измерении уровня звуковой мощ-
в реверберационной камере (ГОСТ 12 1 025—81*); 2— точные методы в заглушенной камере (ГОСТ 12 1 024—81) со звукопоглощающим полом (2а), со звукоотражающим полом (26); 3 — технический метод в реверберационном помещении (ГОСТ 12 1 027—80), 4 — технический метод в заглушенной камере (ГОСТ 12 1 026—80); 5— ориентировочный метод (ГОСТ 12 1 028—80)
В табл 15 1, в строке «Объем помещения» в <кобках указаны допустимые значения объема В строке «Измерительное расстояние» R соответствует измерительному радиусу от центра источника до точки измерения, ad — расстояние от наружной поверхности источника до точки измерения в помещении Постоянная К имеет смысл систематической погрешности измерения уровня звуковой мощности
Устанавливаемые стандартами среднеквадратичные отклонения уровня звуковой мощности, связанные с характером звукового поля и методикой измерений, приведены на рнс 15 1, где номера кривых соответствуют номерам методов намерений в табл 15 1 Пунктиром обозначены прогнозируемые значения в случае расширения частотного диапазона прн неизменной методике нзмерення Из рнс 15 1 следует, что метод 2а несколько точнее, чем 26, методы 1 н 4 имеют примерно одинаковую точность Методы 1, 3 и 4 имеют примерно одинаковую точность на частотах выше 500 Гц Методы измерений в заглушенных камерах (2а, 26) точнее, чем в реверберационных (1)
Зависимость минимального коэффициента звукопоглощения облицовок заглушенной камеры а прн нормальном падении звуковой волны для точных методов от максимального размера источника шума (Zmax) при измерительном радиусе, равном 2/тах, н расстоянии от микрофона до облицовок, равном 1 м, дана на рис 15 2 Из рнс. 15.2 можно сделать вывод, что для метода 2а требуются облицовки с большим коэффициентом звукопоглощения, чем для 26, для которого достаточны значения а = 0,65 Для метода 2а приняты соотношения at = by = сг, для 26 a, = by, су = 2/тах -|- 1, где ау, 6, — свободные длина, ширина и высота камеры
Зависимость минимальных свободных размеров помещения о2, Ьг, су для технического (4) и ориентировочного (5) методов измерений от максимального размера источника шума /тах, при различных значениях реверберационных коэффициентов звукопоглощения (a's>
а^) помещения и расстоянии от равном 1 м, дана на рис 15 3.а^) помещения и расстоянии от равном 1 м, дана на рис 15 3.микрофона до облицовок камеры,
а^) помещения и расстоянии от равном 1 м, дана на рис 15 3.
а^) помещения и расстоянии от равном 1 м, дана на рис 15 3.
Из рис 15 3 следует а) если измерительные микрофоны расположены от источника шума и ограждающих поверхностей помещения на минимальных расстояниях, допускаемых стандартами (пунктирная кривая), то коэффициенты звукопоглощения облицовок камеры должны быть не менее 0,99 и 0,13 соответственно для технического и ориентировочною методов, б) при увеличении размеров помещений коэффициенты звукопоглощения могут быть уменьшены и для достаточно больших помещений равны коэффициентам звукопоглощения обычных заводских цехов
Кривые рис. 15 3 соответствуют допустимым по стандартам значениям систематических погрешностей измерении, связанных со звуковым полем и методикой измерений (постоянная К = 2 дБ для технического и К = 7 дБ для ориентировочного методов) [5]. Источник выбран в форме куба со Стороной, равной /тах Если, исходя из удобства измерений форма помещении выбрана в виде параллелепипеда, то в качестве сторон аь а2 и Ь2 следует принять наименьшую
С помощью данных рис 15 2 и 15 3 по каталогам звукопоглощающих облицовок, в которых приводятся значения реверберационного коэффициента звукопоглощения и стоимость облицовок, можно рассчитать заглушенные камеры для заданных размеров источника шума и метода измерения, отвечающие требованиям точности измерений установленной в стандартах, и экономичности
Если необходимо определить общую погрешность измерений шумовых характеристик, то следус! учесть, кроме погрешностей, приведенных на рис 15 1 (Sf), связанных с характером звукового поля и
методикой проведения измерений, также погрешности, связанные с измерительными приборами и нестабильностью характеристик испытываемого излучателя шума [5]
Результаты измерения уровня звуковой мощности по всем стандартным методам должны совпадать в пределах общей погрешности измерений с учетом доверительной вероятности, которую при акустических измерениях принимают равной 0,68
5.1.2. Особенности проведения измерений шумовых характеристик по стандартным методикам
При измерении в заглушенных и реверберационных камерах испытываемый источник шума устанавливают в середине заглушенной или в углу реверберационной камеры на виброизолированном фундаменте или подвесе. На определенном расстоянии от источника располагают в определенных измерительных точках микрофон (см ГОСТы). Точки располагают на измерительной повеохности в виде сферы или полусферы в заглушенной камере либо в рабочей области поля в реверберационной камере. Возможно непрерывное перемещение микрофона относительно источника или источника ошосптетьно микрофона Результаты измерений уровня звукового давления в полосе частот в дБ пли уровни звука в дБ (А) заносят в протокол измерений и по ним вычисляют средний уровень на измерительной поверхности и уровень звуковой мощности Операции измерений и вычислений могут быть автоматизированы с помощью автоматических координатных устройств, ЭВМ и акустических процессоров
Абсолютные методы измерения применяют, когда уровень звуковой мощности определяют по измеренным уровням звукового давления с учетом условий измерений Относительные — когда уровень шума испытываемого источника сравнивают с уровнем шума образцового нсточ- иика, для которого уровни звуковой мощности заранее определены при его градуировке Метод образцового источника удобен при измерении в заводских условиях, так как не требует учета трудно определимых характеристик помещения Взаимное расположение образцового источника шума и испытываемой машины, а также погрешности измерений описаны в работе [5]
ГОСТ 12 1.027—80 предусматривает измерения в специальной реверберационной камере, в которой установлены звукопоглощающие панели, служащие для получения равномерной частотной характеристики времени реверберации В такой камере, в отличие от обычных реверберационных камер, можно измерять не только уровни звукового давления, но и уровни звука Особые грудности представляют измерения тональных шумов в реверберационной камере. В ГОСТ 12 1 025—81* описаи для таких измерений способ испытания звукового поля с помощью вспомогательного излучателя, градуированного в заглушенной камере
Испытание звуково! о поля в заглушенных камерах для точных методов проводят путем измерения спада уровня звукового давления с увеличением расстояния от вспомогательного источника, в качестве которого применяют головку громкоговорителя, вмонтированную в ящик. Размеры излучателя (ящика) различны для разных диапазонов частот (три диапазона). Измеренный спад уровня звукового давления
сравнивают с Теоретическим и делают заключение о качестве звукового поля и возможности измерений по точному методу
Испытания звукового поля для технического и ориентировочного методов проводят путем определения систематической погрешности измерения уровня звуковой мощности в помещении (постоянная К по ГОСТ 12 1.026—80 и ГОСТ 12 1.028—80) При этом измеряют уровень звуковой мощности образцового источника шума и сравнивают его с паспортными данными образцового источника Если расхождение результатов лежит в пределах 2 дБ (К < 2 дБ), то в помещении возможны измерения по техническому методу, а если в пределах 7 дБ, то по ориентировочному методу Максимально допустимые размеры испытываемой машины определяют с учетом возможности обеспечения расположения измерительной поверхности, указанной в стандартах, а также по результатам контроля звукового поля на измерительных расстояниях, соответствующих этой измерительной поверхности
Стандарты допускают измерения не только в помещениях, но и на открытых площадках вне помещений При этом принимают предосторожности в отношении осадков, отражений от близлежащих предметов, поглощения звука поверхностью земли и пр
Для стандартных измерений по точным методам применяют шумоизмерительные приборы 1-го класса по ГОСТ 17187—81 (СТ СЭВ 1351—78) с фильтрами н 1-го и 2-го классов по ГОСТ 17168—82 (СТ СЭВ 1807—79). Для технических методов применяют шумоизмерительные приборы и фильтры 1-го и 2-го классов, а по ориентировочному методу—любых классов, кроме нулевого, применяемого лишь в качестве образцового средства измерения при поверке приборов
Если уровень измеряемого шума медленно изменяется в гечение длительного времени, то в качестве шумовой характеристики принимают эквивалентное значение уровня в дБ или дБ (А), определяемое по измерениям интегрирующим шумомером или расчетом [5]. Шумы в виде одиночного или повторяющихся импульсов измеряют с помощью импульсного шумомера, временная характеристика 1 которого пригодна лишь при измерении на характеристике А шумомера и не пригодна при использовании полосовых фильтров, требующих больших, чем /, постоянных времени. Результат измерений выражают в дБ (А) Характеристику D шумомера применяют лишь при измерении шумов самолетов; характеристику С — при градуировке шумомера; характеристику Лин — при использовании шумомера с полосовыми и узкополосными фильтрами
Базовые стандарты по шумометрнн устанавливают стандартный диапазон измерений 100 Гц— 10кГцв1/3-октавных полосах и 125 Гц — 8 кГц в октавных полосах частот Вне этого диапазона требуется проводить специальные исследования по определению погрешностей измерений. В государственных и отраслевых стандартах на методы измерения шумовых характеристик определенных видов машин применяют методы измерений, установленные в базовых стандартах, н учитывают специфику испытываемых изделий условия установки, нагрузки и пр.
Шумовые характеристики источников шума иногда измеряют при очень высоких (свыше 160 дБ) и очень низких (близких к нулевым) уровнях звукового давления. При этом применяют специальные средства и методы измерений при высоких уровнях — керамические микрофоны, микрофоны-зонды, защиту измерительных приборов и пер-
сонала от высоких уровней, специальную градуировку аппаратуры на ударных волнах н пр., при низких уровнях — остронаправленные приемники звука (не допускаемые стандартами для измерений обычных уровней) с учетом их характеристики направленности. Применяют также малошумные измерительные тракты н повышенную звукоизоляцию измерительных помещений или переходят к специальным (корреляционным н др.1 методам измерений, допускающим измерения на уровне помех
5.1.3. Нестандартные методы измерения шумовых характеристик
К нестандартным методам измерения шумовых характеристик относят методы, которые неполностью удовлетворяют требованиям стандартов, методы, основанные на измерении колебательной скорости или градиента звукового давления совместно со звуковым давлением и определении ннтенснвностн звука, а по ней, если необходимо, уровня звуковой мощности, методы измерений на инфразвуковых и ультразвуковых частотах, для которых не разработаны стандарты
Требования стандартов могут удовлетворяться неполностью из-за измерения в более широком диапазоне частот, а также в более узких полосах при невыполнении условий свободного или отраженного поля и др В этом случае исключают из результатов измерений систематические погрешности, определяют и суммируют по правилам косвенных измерений ненсключенные систематические погрешности и оценивают случайные погрешности, связанные с повторяемостью результатов измерений Два последних вида погрешностей складывают квадратично и получают погрешность метода измерения, которую и указывают в протоколе испытания Ниже подробнее рассмотрены векторно-фазовые измерения, связанные с определением интенсивности звука
Преимуществами векторно-фазовых методов измерения шумовых характеристик являются возможности проведения измерений в не- заглушенных помещениях, измерения шума источника при наличии прочих источников, измерения шумовых характеристик определенного узла шумящего агрегата независимо от излучения других узлов, локализации источников звука и определения их относительного вклада в общий уровень; определения направления потока акустической энергии, которое может быть различным на разных частотах н представляет интерес при разработке мероприятий по борьбе с шумом
1 3 1 Метод определения интенсивности звука, основанный на измерении колебательной скорости, связан с применением приемника колебательной скорости, в качестве которого может быть использован обычный вибропреобразователь, заключенный в жестую сферу возможно малых размеров, уравновешенный относительно центра сферы Внбропреобразователь может быть одно- или трехкоординатным Такое сферическое тело, упруго подвешенное в воздушной среде, под действием звуковой волны колеблется со скоростью v0 Скорость частиц среды может быть определена по известному уравнению
где pd — средняя плотность тела, р — плотность среды.
Интенсивность звука определяется соотношением I = ру cos ф,
где р и у — звуковое давление и скорость частиц в точке среды, ф — фазовый угол между звуковым давлением н скоростью частиц
Если уравнение (15 1) используется в качестве исходного для измерений, то комбинированный приемник звука должен содержать приемник скорости частиц и мнкрофон-прнемннк звукового давления. Комбинированный приемник подключают к двухканальному измерительному тракту, измеряющему также фазовый угол и проводящему операции согласно уравнению (15.1)
Пример такой измерительной установки приведен на рис. 15 4 [2]. Комбинированный приемник / является жесткой рамкой, в которую упруго закреплены приемник колебательной скорости 2 и конденсаторный микрофон 3. Электрические сигналы, усиленные усилителями 4, подаются на магнитофон 5 для последующей обработки, либо на фильтры 6, далее фазометр 8 н перемножитель 7, на который поступают оба сигнала с приемника колебательной скорости и микрофона либо непосредственно, либо со сдвигом фаз фазовращателем 9 на 90°, что позволяет измерять не только активную, но и реактивную составляющую вектора интенсивности. С выходов фильтров, фазометра и перемножителя сигналы поступают на самописец уровня 10, на котором могут быть записаны уровень звукового давления Lp, уровень колебательной скорости L„, фазовый угол ф, активная L/a и реактивная кц составляющие интенсивности звука
В случае грехкоординатного приемника колебательной скорости соответственно записывают каждую из трех компонент уровней колебательной скорости, активной и реактивной составляющих интенсивности звука, переключая соответствующие три идентичные канала приемника колебательной скорости При натурных измерениях сигналы с комбинированного приемника предварительно записывают иа магнитофон, а затем записи обрабатывают в лабораторных условиях.
1.3.2. При определении интенсивности звука методом, основанным на измерении градиента звукового давления, колебательную скорость
частиц среды можно вычислить на основании измерения звуковых давлений рд и рв в близко расположенных точках поля А и В, расстояние между которыми равно г, по формуле [1]
« =И Рв г РА dL <15-2>
Для измерения интенсивности звука применяют приемник, состоящий из двух идентичных по размерам и характеристикам микрофонов, расположенных на расстоянии г между их акустическими центрами.
Структурная схема измерительного прибора дана на рис. 15.5 Она выполняет операции согласно формуле [10]
/а = рт = __к_(рА +Рв) ^pB-pA)dt. (15.3)
Сигналы с микрофонов после усиления, преобразования и фильтрации складываются между собой и перемножаются с проинтегрированной разностью этих сигналов. После усреднения получают активную составляющую интенсивности звука [1].
Метод, описанный в п. 15.1.3 1 (а), имеет преимущество перед данным методом (б) на низких частотах, особенно на инфразвуковых, на которых метод (б) требует большого расстояния между микрофонами и поэтому трудно реализуем. Метод (а) удобнее для трехкоординатных измерений вектора интенсивности, так как имеются малогабаритные трехкоординатные вибропреобразователи для изготовления приемников колебательной скорости
Преимуществом метода (б) является то, что он реализован в серийном производстве приборов [фирмы «Брюль и Къер» («Briiel Kjaen), Дания, «Метравиб» (Metravib), Франция и др ]. Он проще при калибровке приборов в процессе эксплуатации, так как требует одного пистонфона, а метод (а), кроме того, калибратора вибропреобразователей.
.1.3.3 Источниками инфразвуковых шумов являются машины больших размеров, средства транспорта, компрессоры, вентиляторы, поршневые и реактивные двигатели, большие объемы, заполненные газом. При нормировании шумовых характеристик в инфразвуковом диапазоне частот целесообразно учитывать диапазоны частот выпускаемой измерительной аппаратуры от 20 Гц, 2 Гц, 0,2 Гц и т. д
Измерение шумовых характеристик в инфразвуковом диапазоне частот связано со значительными трудностями, так как обычные по-
мещения, заглушенные и реверберационные камеры с массивными стенами для инфразвука являются камерами малого объема, а методы измерения уровня звуковой мощности в камерах малого объема не разработаны. В сравнительно длинных помещениях, коридорах иа инфразвуковых частотах могут возникнуть стоячие волны, искажающие результаты измерений Для поглощения инфразвука применяют резонансные поглотители
Для определения шумовых характеристик в местах нахождения людей измерения проводят на высоте 1,5 м от поверхности земли, пола помещения, на рабочем месте оператора Уровень инфразвукового фона в помещениях составляет 60—70 дБ (Лин) Максимальные уровни инфразвуковых шумов обычно не превышают 150 дБ (Лин)
1.3.4. Ультразвуковые шумы возникают при технологическом применении ультразвука, обработке и очистке металлов, применении ультразвуковых источников, в процессах, связанных с кавитацией. Особенностью измерения шумовых характеристик в ультразвуковом диапазоне частот является необходимость учета поглощения ультразвука в воздухе, учета характеристик направленности приемника и учета отражений не только от ограждающих поверхностей помещения, но и от деталей оборудования и измерительной установки. Измеряют распределение уровней звукового давления в контрольных плоскостях в окружающем пространстве, что позволяет проектировать звукоотражающие экраны и защищать, например, руки и голову оператора
Шумовые характеристики оборудования определяют не менее чем в четырех контрольных точках по контуру оборудования на высоте 1,5 м от пола, на расстоянии 0,5 м от контура оборудования и не менее 2 м от отражающих поверхностей. Расстояние между контрольными точками должно быть не более 1 м по ГОСТ 12.1.001—83 «Ультразвук. Общие требования безопасности» (см также работу [5])
ИЗМЕРЕНИЕ ЗВУКОИЗОЛЯЦИИ
5.2.1. Стандартные методы измерений
Термины и единицы, относящиеся к измерению звукоизоляции, установлены в СТ СЭВ 2832—80 и СТ СЭВ 2833—80 (см также [5]).
При измерении изоляции от воздушного шума внутренних ограждающих конструкций зданий (ГОСТ 15116—79) определяют разность уровней звукового давления в полосах частот в излучающем и приемном помещениях и к ней прибавляют 10 1g S/Д, где S — площадь испытываемой конструкции, Д — эквивалентная площадь звукопоглощения в помещении низкого уровня Косвенная передача звука может быть учтена [6] и вычислена связанная с ней систематическая погрешность измерений Неисключенная систематическая погрешность связана с измерением времени реверберации для определения величины А. Повторяемость результатов измерений определяют, проводя ряд независимых измерений Случайную погрешность измерений получают квадратичным суммированием неисключенной систематической погрешности и погрешности, характеризующей повторяемость резуль-
5.2.2. Нестандартные методы измерений
2.2.1 Локальная изоляция от воздушного шума в определенном месте звукоизолирующей конструкции может быть определена с помощью двух небольших камер, в одной из которых установлен излучатель, а в другой — приемник звука [6]
Прижимая камеры входными отверстиями одну к другой, определяют уровень в камере высокого уровня Помещая между камерами испытываемую конструкцию, определяют уровень прошедшего через конструкцию шума К разности уровней добавляют поправку, полученную по результатам измерения разности уровней на образце резины, для которой звукоизоляция может быть вычислена с достаточной точностью Измерения проводят на октавных полосах шума, чистых тоиах или шуме с типовым спектром жилищных шумов В качестве примера аппаратуры для контроля звукоизоляции на рис. 15 6 приведен прибор ИЗ-З, в котором для излучающей и приемной камер использованы мегафоны со встроенным генератором шума и измерительным прибором. На заднем плайе рис 15.6 показаны образец резины для калибровки прибора в процессе измерений и укладочный ящик. Прибор ИЗ-З позволяет контролировать звукоизоляцию окон, дверей, обнаруживать дефекты звукоизоляции перегородок и пр Погрешность измерений составляет ±3 дБ
2.2.2 Образцовый источник шума для измерения изоляции от / воздушного шума [14] устанавливают в помещении высокого уровня и измеряют в нем средний уровень звукового давления в октавных полосах Ц, а также средний уровень в помещении низкого уровня La. Затем образцовый источник шума устанавливают в помещении низкого
Рис. 15.6, Прибор для контроля звукоизоляции ИЗ-З
уровня и измеряют в нем средний уровень L3 Звукоизоляцию от воздушного шума конструкции вычисляют по формуле
R^U-L^L^ Ю lg(l + -^) +101g-^--L0-6,
где X — длина волны, соответствующая частоте измерений, St — площадь поверхности помещения низкого уровня, V — объем помещения низкого уровня; S — площадь испытываемой конструкции, So = 1 м2; Lo — уровень звуковой мощности образцового источника шума.
ИЗМЕРЕНИЕ ЗВУКОПОГЛОЩЕНИЯ (СТАНДАРТНЫЕ МЕТОДЫ)
Методы измерений звукопоглощения установлены в ГОСТ 16297—80 «Материалы звукоизоляционные и звукопоглощающие. Методы испытаний».
Коэффициент звукопоглощения и удельное акустическое сопротив- вление (импеданс) материалов при нормальном падении звуковой волны определяют с помощью акустического интерферометра (рис 15 7) в диапазоне частот 100—2000 Гц. Стандартный акустический интерферометр представляет собой металлическую трубу 1, соединенную с коробкой 12, в которой размещен громкоговоритель 11, питаемый от генератора 4. Микрофон-зонд в виде трубки 10, амортизированной с помощью диафрагмы 9, перемещается на каретке 8 по направляющей рейке 7, имеющей шкалу для отсчета расстояний от образца Микрофон 5 соединен с анализатором 6 Образец испытываемого материала 3 вставляют в обойму вплотную к жесткому поршню 2
С помощью зонда измеряют звуковые давления в максимуме и в минимуме стоячей волны и по ним вычисляют коэффициент звукопоглощения Погрешности измерений связаны со способом изготовления образца для испытаний и его уплотнением при изготовлении, а также неточностью измерений расстояния до образца при определении акустического сопротивления (см работу [6]).
Реверберационный коэффициент звукопоглощения материалов (СТ СЭВ 1929—79) определяют в реверберационной камере объемом 200 ± 20 м3 Площадь испытываемого образца 10—12 м2 Образец располагают на полу камеры Коэффициент звукопоглощения вычисляют по результатам измерения времени реверберации в камере до
и после внесения в нее образца. Допускается применение рассеивателей звука для улучшения диффузности поля. Вычисляют среднеквадратичное отклонение результата определения времени реверберации и коэффициента звукопоглощения
АКУСТИЧЕСКИЕ ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ
И УСТАНОВКИ
Конструкции, типы и характеристики акустических измерительных приборов описаны в работах [6, 7], а также в справочных материалах фирм-изготовителей, например [8] Основным, поставщиком акустических измерительных приборов в странах СЭВ, согласно специализации, является ГДР. Широкое распространение получили также приборы фирмы «Брюль и Къер», Дания Технические характеристики приборов этих фирм соответствуют международным стандартам
Приборы разных фирм не всегда взаимозаменяемы. Капсюли микрофонов производства СССР, ГДР и Дании взаимозаменяемы (кроме дюймовых производства ГДР). Соединители приборов не взаимозаменяемы и требуют переходных устройств Импортные приборы, так же как и отечественные, проходят государственные приемочные и контрольные испытания и допускаются Госстандартом к применению в в стране. Ниже рассмотрены некоторые современные измерительные приборы и установки для стандартных и нестандартных измерений
5.4.1. Шумоизмерительные приборы
Для измерения шума применяют шумомеры разных видов, полосовые фильтры, анализаторы, измерительные микрофоны самописцы, магнитофоны и другие приборы
В общем случае шумоизмерительный прибор состоит из измерительного микрофона, усилителя, частотных фильтров и измерительного прибора Измерительный микрофон состоит из капсюля, предусилителя, а также микрофонного усилителя блока питания и кабелей, если они оговорены в технической документации на микрофон Иногда микрофоном называют отдельный капсюль Измерительный прибор состоит из усилителя, выпрямителя и показывающего прибора с определенными временными характеристиками Шумоизмерительный прибор может быть выполнен в виде отдельного блока, и тогда его называют шумомером (с характеристиками Л, В, С, D, Лин)
Шумоизмерительный прибор, состоящий из обособленных блоков, называют приемным измерительным трактом Технические требования формулируются в стандартах как на шумоизмерительный прибор в целом (на шумомер), так и на части шумоизмерительного прибора (микрофоны, фильтры и пр )
4 11 Шумомером называют шумоизмерительный прибор, предназначенный для измерения уровня звука и имеющий частотные харак- териктики А, В, С, D, Лин и временные характеристики F, S, I, Пик или некоторые из них
В зависимости от точности шумомеры по ГОСТ 17187—81 (СТ СЭВ 1351—78) подразделяют на четыре класса 0, 1, 2 и 3. Из них класс 0 применяется в качестве образцового средства измерений и градуируется на рабочих эталонах, 1—для точных лабораторных и натурных измерений, 2 — для измерений нормальной точности, 3 —
для ориентировочных измерений Шумомеры классов 0 и 1 должны иметь стандартный диапазон частот 20 Гц — 12,5 кГц, класса 2 — 20 кГц— 8 кГц и класса 3 — 31,5 Гц—8 кГц. Нормируются также номинальные значения частотных и временнйх характеристик, допустимые отклонения от них, отклонения характеристик направленности от круговых, отклонения амплитудной характеристики от линейной, основная погрешность шумомера на опорной частоте. В стандартных методах измерений применяют частотную характеристику шумомера А, при которой разность показаний шумомера для двух различных шумов в дБ примерно равна разности уровней громкости этих шумов в фонах при их восприятии на слух. Это используют при оценке мероприятий по борьбе с шумом и сравнении шумов различных источников.
При измерении шумов самолетов рекомендуется частотная характеристика D. Временные характеристики F, S, I, Пик, применяют в зависимости от степени стационарности измеряемого шума.
На синусоидальном сигнале показания прибора при всех временных характеристиках одинаковы. Это же относится ко всем частотным характеристикам на частоте 1000 Гц [6].
Развитие конструкций шумомеров идет по пути снижения их массы (0,37 кг, тип 2225 В/К) и применения специальных микрофонов, имеющих повышенную вдвое чувствительность при диаметре V2" (4129, 4155, 4176 В/К) От стандартных конденсаторных микрофонов с высоким поляризующим напряжением 200 В переходят к микрофонам с поляризующим напряжением 28 В (4130 В/К) и к электретным микрофонам без поляризующего напряжения (4129, 4155, 4176 В/К). Перспективно развитие импульсных и интегрирующих шумомеров, а также комбинации импульсных с интегрирующими. От аналогового показания прибора переходят к цифровому и к столбику из светоизлучающих диодов (2225, 2226 В/К) Применяют запоминание максимальных показаний прибора и удержание показаний для импульсных сигналов на время, достаточное для отсчета
В шумомерах применяют электрические выходы постоянного и переменного тока либо один из них, что позволяет подключать приборы к анализирующей и вычислительной аппаратуре. Разработка шумомеров низкого класса точности (3) позволяет снизить их стоимость, сделать более простую и защищенную конструкцию
15 4 1.2 Интегрирующие шумомеры предназначены для измерения величины, называемой эквивалентным уровнем звука, при усреднении энергии за сравнительно большой промежуток времени — от нескольких секунд до нескольких часов. Классы точности интегрирующих шумомеров и допустимые отклонения характеристик соответствуют обычным шумомерам Дополнительные технические требования приведены в табл 15 2, где AL — динамический диапазон — разность
Таблица 152
Технические требования
к характеристикам интегрирующих шумомеров
Характеристики
Класс точности
0
1
2
3
^ дб
70
60
50
Характеристики интегрирующих шумомеров типов 00026 и 2218
Характеристика
Тин шумомеров
00026
2218
Частотный диапазон, Гц
Диапазон без переключения ^L, дБ Наименьшая цена деления, дБ Динамический диапазон, дБ (А).
с микрофоном 1" с микрофоном V/'
Время измерения
Основная погрешность измерения, дБ Габариты, мм Масса, кг
10— 10 000
20-129
340х7119х°194 (без батарей)
10—10 000
80х 120x330
(с батареями)
в дБ между наибольшим и наименьшим уровнями звука, в пределах которой сохраняется линейность шкалы, Др — допуск на линейность амплитудной характеристики интегрирующего шумомера в диапазоне шкалы, т — постоянная времени экспоненциального усреднения сиг-
В табл. 15 3 приведены основные технические характеристики интегрирующих шумомеров типов 00026 (ГДР) и 2218 («Брюль и Къер»)
15.4 1.3 Дозиметр шума — интегрирующий шумомер, предназначенный для измерения дозы шума или относительной дозы шума Доза шума — величина, пропорциональная корректированной по характеристике А энергии шума за определенный промежуток времени, выражается в Па2-ч (в ГДР — также в Па-ч) Относительная доза шума — отношение дозы шума к допустимой дозе шума — выражается в процентах
Доза шума связана с эквивалентным уровнем звука. Дозиметры шума делятся на два класса 2 и 3, соответствующие 2-му и 3-му классам шумомеров. Дополнительные технические требования для обоих классов следующие- неравномерность амплитудной характеристики — не более ±0,5 дБ, постоянная времени экспоненциального усреднения 1 с, основная погрешность измерения ±1 дБ В табл 15 4 приведены основные сравнительные данные дозиметров шума типов 00080 ГДР) и 4428 («Брюль и Къер»)
Характеристики дозиметров типов 00080 и 4428
Характеристика
Тип дозиметра
00080
4428
Динамический диапазон, дБ (А) Опорный уровень звука, дБ (А) Масса, кг
Единица измерения
20—8000
10— 10 000
15 4.1 4 Комплект фильтров состоит из набора полосовых фильтров. Допускается включение фильтров с характеристиками А, В, С, D в комплект Граничные частоты двух смежных фильтров в комплекте совпадают, а средние геометрические частоты отдельных фильтров равны fn = 1000- 10п/1°, где п — положительное или отрицательное целое число либо нуль, 1000 — основная частота ряда, Гц Фильтры в зависимости от точности подразделяют на три класса 1 — для точных лабораторных и натурных измерений, 2 — для измерений нормальной точности; 3 — для ориентировочных измерений.
Технические характеристики полосовых фильтров установлены в ГОСТ 17168—82. По конструкции фильтры могут быть пассивные — не требующие источников питания, активные — требующие источников питания, цифровые — основанные на цифровой технике [7].
15 4.1.5. Анализатор звука состоит из измерительного микрофона и электронного анализатора (анализатора); анализатор вибрации — из вибропреобразователя и анализатора Анализатор с полосовыми фильтрами называют спектрометром; С узкими полосами пропускания, выражаемыми в % или в Гц, — узкополосным анализатором. В последнее время получили распространение анализаторы в реальном масштабе времени для визуального наблюдения спектров
Для нормирования шумов в основном применяют спектрометры с октавными и 1/3-октавными полосами пропускания. Узкополосные анализаторы применяют для диагностирования и исследовательских целей, определения резонансных частот. Технические требования на полосовые фильтры, входящие в спектрометры, стандартизованы (ГОСТ 17168—82). Ширина узких полос пропускания не стандартизована и различна в разных типах приборов. Постоянные времени анализаторов также не стандартизованы
Испытание анализаторов проводят на соответствие их характеристик техническим условиям на конкретный прибор Примером современного узкополосного анализатора может служить двухканальный анализатор типа 2034 фирмы «Брюль и Къер», позволяющий определять следующие характеристики сигналов функцию времени, спектральную плотность мощности, распределение плотности вероятности, отношение двух величин сигналов, мгновенный спектр, взаимный спектр, передаточную функцию, функцию когерентности, отношение сигнал/шум, интенсивность звука, кепстр мощности, функцию автокорреляции, функцию взаимной корреляции, импульсную характеристику и др Прибор может быть рекомендован для особо ответственных исследований
Анализаторы уровней шума позволяют измерять статистические параметры шума распределение плотности вероятности, кумулятивную вероятность распределения уровней Например, анализатор уровней шума 4426 В/К позволяет проводить измерения в 256 интервалах уровней, при ширине интервала 0,25 дБ и динамическом диапазоне 64 дБ, в интервале времени от 100 с до 180 ч Могут быть также измерены эквивалентные уровни звука в диапазоне 26—140 дБ (А).
15 4 1 6. Самописцы уровня и двухкоординатные самописцы применяют для записи на бумажную ленту частотных характеристик приборов, спектров шума, диаграмм направленности источников и приемников звука и пр Самописцы уровня, например 2306, 2307 В/К, служат для записи сигналов переменного и постоянного тока и могут записывать как уровни напряжения в дБ, так и значения напряжения
в мВ. Двухкоординатные самописцы, например 2308 В/К, применяют для записи лишь постоянною тока, н их подключают к выходу постоянного тока, который обычно имеется в современных спектрометрах и прочих приборах Бумага для записи может перемещаться с различной скоростью непрерывно либо на величину бланка, на котором регистрируют характеристику В самописцах уровня возможно прямое и обратное движение бумаги В двухкоординатных самописцах бумажный бланк неподвижен и удерживается электростатической силон Скорость пера самописцев достигает 1—2 тыс дБ/c, а скорость бумаги — 10 см/с
Самописцы допускают ручное и дистанционное управление Погрешность измерения напряжения самописца 2308 В/К составляет 0,2 % от максимального показания При градуировке показания самописца сравнивают с показаниями образцового вольтметра, птрешность которого по крайней мере в 3 раза меньше, чем у самописца В процессе эксплуатации проводят калибровку самописца с помощью встроенного источника напряжения или внешнего источника
15 4 17 Измерительные магнитофоны отличаются от бытовых более стабильным лентопротяжным механизмом и в ряде случаев (7006 В/К) 'устройством фазовой синхронизации с кварцевой стабилизацией. Аналоговые магнитофоны, например 7005 В/К, предназначены для магнитной записи и воспроизведения непрерывных и импульсных сигналов в режиме прямой записи на звуковых п ультразвуковых частотах и в режиме ЧМ на инфразвуковых и звуковых nacioiax
Возможны дополнительный блок для записи и воспроизведения механических колебаний с усилителем заряда, к которому непосредственно подключают вибропреобразователь, а также блок для сжатия динамического диапазона записи, позволяющий расширить динамический диапазон до 70 дБ Неравномерность частотной характеристики магнитофона при прямой записи составляет ±3 дБ и при записи в режиме ЧМ ± 1 дБ. Детонация может быть снижена до 0,06 % при скорости ленты 38 см/с
Магнитофоны испьпывают с помощью специальных усцюйств (например, 4416 В/К) и контрольной ленты с записью Цифровые магнитофоны (например, 7400 В/К) предназначены для записи, хранения и воспроизведения алфавитно-цифровой информации, обмен которой происходит при помощи стандартной соединительной магистрали Цифровой магнитофон содержит устройство быстрого поиска информации и электронные часы для отметки даты и времени записи, а также для автоматического управления
Технические требования на измерительные конденсаторные микрофоны установлены в ГОСТ 13761—84, на измерительные микрофоны других систем — в стандартах на приборы, в которых эти микрофоны применяются Измерительные конденсагорные микрофоны делятся в зависимости от точности на два класса I — повьц < и точности, II — нормальной точности; в зависимости от диаметра на три группы. 1-дюймовые, 1/2-дюймовые и */4-дюймовые Применяются нестандартные микрофоны диаметром Чд дюйма, а также микрофоны, у которых частотные характеристики и чувствительность отличаются от стандартных
Присоединительные резьбы обеспечивают взаимозаменяемость капсюлей конденсаторных микрофонов производства СССР, ГДР и Дании, за исключением дюймового капсюля ГДР. Все метрологические характеристики стандартных измерительных микрофонов определяются их диаметрами [7].
13 п/р Е Я. Юдина
15.4.2. Источники звука для акустических измерений
Для акустических измерений применяются головки громкоговорителей, вмонтированные в ящик (например, 4224, 4205 В/К) или в экран, многоэлементные системы громкоговорителей (например, 4241 В/К), искусственный голос (например, 4219 В/К), рупорные гром- говорители, сирены, звуковые колонки, стандартные ударные машины и др Они излучают чистые тона, полосы шума, белый или розовый шум, а также другие виды сигналов и используются либо в качестве образцового, либо в качестве вспомогательного источника звука. Для образцового источника звука должны быть известны уровни звуковой мощности, корректированный уровень звуковой мощности, максимальный показатель направленности Для вспомогательного источника звука — относительная частотная характеристика по свободному полю диаграмма направленности, положение акустического цен- Р Некоторые источники (4219 В/К) снабжены встроенным микрофоном, позволяющим с помощью компрессии поддерживать постоянный уровень звукового давления на всех частотах измерения. Другие градуированы так, что отдаваемый уровень звуковой мощности, пропорциональный току через катушку громкоговорителя, может быть отсчитан по прибору, входящему в комплект источника звука (4205 В/К). Для получения сферической характеристики направленности вспомогательного источника, применяемою при определении спада давления в свободном поле с увеличением расстояния, размеры источника не должны превышать определенной величины в каждом диапазоне частот, установленной в ГОСТ 12 1 024—81*, и обеспечить необходимое соотношение с длиной звуковой волны.
Среди конструкций источников звука в разных странах стандартизована ударная машина. Ее ударные молотки должны быть расположены в линию с интервалом 10 см, свободно падать с высоты 4 см, иметь массу 500 ± 5 ги создавать 10 ударов в секунду (например, 3204 В/К). Одиако ударные машины разных фирм, удовлетворяющие этим требованиям, могут давать, как следует из опыта, разные ударные спектры иа одном и том же перекрытии, и пока не решен вопрос о градуировке ударных машин
Тип
Диапазон
Уровень звуковой мощности,
Уровень звукового давления.
Габариты, мм
4224 В/К
4205 В/К
4219 В/К
'°о кГц"
(розовый 40-^100 дБ (октавные полосы)
(у отверстия)
480X380X 242
345x 240
100x90
Таблица 15 6
Типовые спектры уровней звуковой мощности образцовых источников шума ИОШ-1А и 4204
f, Гц
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
А
ИОШ 1А 4204 В/К
79,6
ВЦ 2
79.3
80.5
№5
9g0.6
82', 9
83.3
9®:°
Основные характеристики некоторых источников звука приведены в табл 15 5
Получили распространение образцовые источники шума типа ИОШ-1А производства СССР и типа 4204 производства Дании («Брюль и Къер») [14], имеющие подобные метрологические характеристики. В табл 15 6 приведены типовые октавные спектры уровней звуковой мощности этих источников шума
15.4.3. Многоканальная установка для измерений шумовых характеристик по стандартным методикам
Схема установки фирмы НП «Роботрон—Мессэлектроник» (Ro- botron—Messelektronik), ГДР для измерений уровня звуковой мощности приведена на рис 15 8 [11]. Микрофоны 1 установки располагают стационарно в измерительных точках. Сигналы с них через микрофонные усилители 2 подают на переключатель 3 04027 который включает их последовательно на блок октавных и ^-октавных фильтров 4 01018 и на измерительный стрелочный прибор 5 02022 С электрического выхода 5 сигнал поступает на аналого-цифровой преобразователь 6 52003 и далее на цифропечать 7 S — 3292 520, перфоратор 8 S — 3297.500, мнни-ЭВМ 9 KRS 4200 Уровни звукового давления в аналоговой форме можно отсчитать по прибору 02022, в цифровой — по прибору 52003, записать на самописце уровня 10 02013 или цифропечаги 7 Результат вычисления уровня звуковой мощности получают на ЭВМ KRS 4200. Аналогичные операции выполняют анализаторы для строительной акустики фирмы «Брюдь и Къер» типа 4417 и
15.4.4. Установки для измерений уровня интенсивности звука и локализации источников
Установка «LAMIS» фирмы «Метравиб», Франция содержит акустическую антенну, состоящую из 31 приемника градиента звукового давления по три электретных микрофона в каждом, расположенных на одной линии и закрепленных на штанге длиной 12 м. Установка позволяет определять угловое распределение источников шума и вклад каждого источника в общий уровень Диапазон октавных частот 125 Гц— 4 кГц или 31,5 Гц—8 кГц Угловая разрешающая способность Г при направлении на один источник
Аналогичная установка «ЗААР» той же фирмы имеет приемную антенну в виде прямоугольной рамки с наибольшим размером ~1 м, на которой закреплены две параллельно расположенные решетки с капсюлями электретных микрофонов, установленными в узлах решеток по 56 капсюлей на каждой решетке Частотный диапазон установки 125 — (2-^4) кГц Применяется для измерения шума машин
Прибор «INAC-200» этой же фирмы имеет один приемник градиента звукового давления, состоящий из трех электретных микрофонов. Приемник держат в руке
ИЗМЕРЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВИБРАЦИИ
Современные средства позволяют измерить виброускорение, виброскорость, силу, импеданс, проводимость В случае «ационарных процессов особый интерес представляет среднеквадратичное значение параметров вибрации. В случае импульсов и ударов — пиковые значения виброускорения и интеграл по времени функции ускорения [91.
Задачи, решаемые измерением параметров вибрации
К ним относятся определение силы, действующей на основание
при жестко установленной на нем машине, частот собственных колебаний машины, перекрытий здания; импеданса перекрытия, на котором установлена машина, и самих машин, эффективности вибрационной защиты (виброизоляции), динамических характеристик виброизоля-
которых из названных задач
Измереиие импедаиса перекрытия здания
Установка (рис. 15.9) позволяет измерять значение импеданса, а также его фазу, если к усилителям анализатора подключить фазометр Ф2-13. На рис 15.10 приведена измеренная частотная характери-
5
проводимости перекрытия, измеренная на установке, схема которой дана на
Стика проводимости перекрытия здания Максимум на частоте <-—24 Гц соответствует основной собственной частоте перекрытия
Измерение виброизоляции
Для измерения виброизоляции при установке машины на фундаменте или перекрытии здания виб
ропреобразователь устанавливают на перекрытии и определяют иа всех частотах измерения разность показаний анализатора вибрации, к которому он подключен (см рис. 15 9) при работающей машине, до и после установки виброизоляторов
Если машина установлена на перекрытии и необходимо снизить колебания самой машины, влияющие на качество ее работы, то вибропреобразователь устанавливают на машине и на всех частотах измерения определяют разность показаний анализатора вибрации, к которому ои подключен до и после установки виброизоляторов На практике проведение таких измерений затруднительно
Измерение частот собственных колебаний конструкций
Для измерения основной частоты собственных колебаний перекрытия вибропреобразователь устанавливают на перекрытии и соединяют с измерительным прибором, на выходе которого подключен самописец уровня Конструкцию возбуждают импульсом На самописце регистрируют виброскорость в функции времени По кривой определяют время одного периода и по нему вычисляют собственную частоту колебаний
При измерении частот собственных колебаний конструкций записывают частотную зависимость виброскорости конструкции и по ией определяют частоты собственных колебаний
Виброизмерительиые приборы
В качестве виброизмерительных приборов могут быть использованы акустические измерительные приборы при замене микрофонов вибропреобразователями, применении интеграторов и градуировки шкал в единицах виброускорения, виброскорости или виброперемещеиия
Применяют также специализированные виброизмерительиые приборы, например виброметр 2511 В/К в комплекте с узкополосным фильтром 1621 В/К, интегрирующий виброметр 2513 BZK, позволяющий измерять эквивалентный уровень вибрации, виброметр 2512 В/К, позволяющий оценить воздействие вибрации иа человека согласно стандарту ИСО 2631, виброизмерительный прибор 00032 (ГДР) с усилителем напряжения, двухкаиальный узкополосный анализатор колебаний 01022 (ГДР1 и др
Входной усилитель заряда, применяемый в этих приборах, позволяет использовать длинные соединительные кабели между вибропре-
образователен и усили.елем Максимальные значения показаний могут храниться в памяти виброметра При необходимости используют фильтры верхних частот с частотой среза 1 и 15 кГц (2511 В/К) В качестве вибропреобразователей применяют приемники виброускореция (акселерометры), приемники виброскорости (ММ 0002 В/К), приемники виброперемещеиия (ММ 0004 В/К), приемники силы (8200 S/Р, В/К), а также комбинированные вибропреобразователи — импедансные головки (8001 В/К/, содержащие приемники виброускорения и силы. Вибропреобразователи могут быть одно- и трехкомпонентные, допускающие измерения по трем координатным осям одновременно Конструкции и характеристики вибропреобразователей (ВП) описаны в работе [7] Среди них наибольшее распространение получили пьезоэлектрические '
Акселерометр выбирают, исходя из его коэффициента преобразования по напряжению Ва, резонансной частоты /р, нижней граничной частоты /л, максимально допустимого ускорения а, рабочего диапазона темпера ур М° и массы т Учитывают также условия крепления Резонансная ■ астота /р определяет верхнюю граничную частоту рабочего диапазона fB = Vjp Это соотношение справедливо при условии применения индивидуальной градуировочной частотной характеристики.
Максимально допустимые ускорения ограничивает динамический диапазон ВП При точных измерениях ВП нагружают до 0,1а Максимальное значеиие рабочей температуры ограничивается кабелем. Боковое присоединение кабеля к ВП рекомендуется в случае его прикрепления к испытываемому объекту с помощью клеющих средств, при измерениях в полостях и щелях ВП с верхним подключением кабеля рекомендуется при измерении в отверстиях и на объектах с высокой температурой Возможно водяное охлаждение ВП через соединительные штуцеры при температуре объекта до 1000° С Для уменьшения влияния охлаждающих потоков воздуха и других помех, особенно на низких частотах, рекомендуется защищать ВП с помощью колпаков, гильз и других защитных устройств Для уменьшения влияния помех от перемещений кабеля его закрепляют с помощью скобы или клея на расстоянии примерно 10 см от ВП.
Рекомендуются следующие способы крепления ВП с помощью шпильки и силиконового клея, особенно при высоких ускорениях, приклеивание воском, пригодное для большинства измерительных задач в лабораторных условиях, закрепление винтами через изолирующую деталь, с силиконовым клеем между соединяемыми поверхностями, пригодное при измерении на объектах с электрическим потенциалом до 40 Ви большими механическими напряжениями, закрепление с помощью магнита к соответствующим объектам пригодное до ускорений 500 м/с 2; измерение с помощью ручного щупа-стержня, соединенного с ВП — возможно для ориентировочных измерений при низких и средних частотах в труднодоступных местах
ИСПЫТАНИЕ, ГРАДУИРОВКА, ПОВЕРКА
И КАЛИБРОВКА АКУСТИЧЕСКИХ ИЗМЕРИТЕЛЬНЫХ ПРИБОРОВ
Из опытной партии акустических измерительных приборов отбирают по определенному правилу несколько образцов и подвергают их юсударственным приемочным испытаниям. При этом определяют
их педологические характеристики и сравнивают с требованиями стандартов и технической документации Затем проводят механические и климатические испытания Приборы, прошедшие государственные приемочные испытания, как отечественные, так и зарубежные допускаются к применению в стране В дальнейшем они подлежат первичной, а затем и периодической государственной поверке
Приборы, не подвергавшиеся государственным испытаниям, подлежат метрологической аттестации При этом проводя, определение их метрологических характеристик Метрологические характеристики, используемые при эксплуатации приборов для внесения поправок в их показания, называют градуировочными, а операцию — градуировкой Для акустических приборов — это частичная характеристика и абсолютная чувствительность на определенной, опорной частоте
При поверке приборов, прошедших государственные испытания, проводят их градуировку, сравнивают результаты градуировки с требованиями стандартов на частотную характеристику и чувствительность, проверяют некоторые другие характеристики и дают разрешение на применение прибора В процессе эксплуатации приборов, до и после проведения измерений, проводят калибровку приборов При этом на вход прибора подают определенное электрическое напряжение, чаще от встроенного генератора, или акустический сигнал от пнстонфона-ка- либратора с определенным уровнем звукового давления, и регулируют коэффициент усиления прибора
Имеются три основных вида стандартов на технические требования, на методы испытания и на методы поверки приборов Каждый последующий вид стандарта может быть разработан только при наличии предыдущих видов На основании стандарта по поверке разрабатывают методические указания по поверке отдельных видов и типов приборов.
Общая литература
0,1. Борьба с шумом/Под ред. Е. Я. Юдина. М.: Стройиздат, 1964 704 с
0 2. Вибрация в технике. Справочник в 6 томах. Том 6. Защита от вибрации и ударов М. Машиностроение, 1981. 456 с.
0 3 Исакович М. А. Общая акустика. М : Наука, 1973.
0.4. Клюкин И. И. Борьба с шумами и звуковой вибрацией иа судах Л : Судостроение, 1971 416 с
0 5. Лагунов Л. Ф., Осипов Г. Л. Борьба с шумом в машиностроении. М.: Машиностроение, 1980 150 с.
0 6. Морз Ф. Колебания и звук. М.. ГИТТЛ, 1949. 496 с.
0 7 Руководство по расчету и проектированию шумоглушения в промышленных зданиях/НИИСФ Госстроя СССР. М : Стройиздат, 1982 128 с.
0.8. Скучик Е. Основы акустики. Т 1. М.: Мир, 1976. 520 с.
0 9. Скучик Е. Основы акустики Т. 2. М.: Мир, 1976. 544 с.
0 10. Скучик Е. Простые и сложные колебательные системы. М : Мир, 1971 560 с.
0 11. Снижение шума методами звукоизоляции В. И Заборов, И В. Горенштейн, Л. Н. Клячко и др М • Стройиздат, 1973. 143 с.
0.12. СНиП 11-12—77. Защита от шума/Госстрой СССР М.: Стройиздат. 1978 49 с
0.13. Справочник по контролю промышленных шумов. Пер. с англ./ Под ред. Л Л. Фолкнера М.: Машиностроение, 1979. 448 с.
0 14. Справочник по судовой акустике/Под ред. И. И Клюкина и И. И. Боголепова. Л.: Судостроение, 1978. 504 с.
0.15. Справочник по технической акустике. Пер. с нем/Под ред. М. Хекла и X. А Мюллера. Л.: Судостроение, 1980. 440 с.
0.16 Справочник проектировщика. Защита от шума/Под ред. Е. Я Юдина М.: Стройиздат, 1974. 134 с.
0 17. Фурдуев В. В. Электроакустика. М.: ОГИЗ, 1948. 516 с.
0 18 Handbook of Noise Control, 2 nd ed./C. M. Harris. N.—J.9 Me. Graw-Hill, 1979. 1052 p
0 19. Morse P. M., Ingard U. Theoretical Acoustics. N.— J.: Me. Graw-Hill, 1968 927 p
Глава 1
Артоболевский И. И., Бобровиицкий Ю. И., Генкин М. Д« Введение в акустическую динамику машин. М.: Наука, 1979. 296 с.
Боголепов И. И., Авфероиок Э. И. Звукоизоляция иа судах. Л.; Судостроение, 1970, 192 с.
Гутин Л. Я, Избранные труды. Л.: Судостроение, 1977. 600 с.
Ефимцов Б. М. Моделирование колебаний и акустического излучеиия пластин в турбулентном пограничном слое. — Труды ЦАГИ. М.: 1974, вып 1539, с 64—73
. Заборов В. И. Теория звукоизоляции ограждающих конструкций М,- Стройиздат, 1969 186 с
. Клюкии И. И., Колесников* А. Е. Акустические измерения в судостроении Л Судостроение, 1982. 256 с.
Лейзер И. Г. Исследование звукоизоляции ограждений иа моделях Вопросы звукоизоляции в архитектурной акустике Сбор- иик/Под ред. В Н Никольского М : ^осстройиздат, 1959, с. 29—
. Могилевский М. И. Излучение звука пластиной под действием моментов. — В ки. Проблемы борьбы с промышленными и городскими шумами в зданиях и на территории застройки М.: НИИСФ, 1982, с 94—96
. Седов Л. И. Методы размерности и подобия в механике. М.: Гостехтеориздат, 1957. 375 с.
Тарабарии В. В Исследование корреляционных методов оценки диффузности звукового поля в закрытых помещениях — Ав- тореф дисс на соискание уч. ст. канд. техн наук М : НИИСФ, 1977 23 с.
Тартаковский Б. Д. К теории распространения воли через однородные слои Доклады АН СССР М : 1950, т 71, вып. 3, с 465—468
Тартаковский Б. Д. Звуковые переходные слои.—Доклады АН СССР М 1950, 1 75, вып 1, с 29—32
Тартаковский Б. Д. О распространении волн в слоистонеоднородных средах — Труды Акустического института М : 1971, т XIV, вып 12, с 183—191.
Тартаковский Б. Д. О методе расчета одномерных изолирующих и поглощающих структур — В кн.: IX Всесоюзная акустическая конференция. Сборник пленарных докладов М • АН СССР, 1977,
Junger М., Feit D. Sound, structures and their interaction. Cambridge, Mass MIT Press , 1972. 214 p.
Глава 2
. Гигиенические нормы инфразвука на рабочих местах № 2274— 80. М.: Минздрав СССР, 1981 11 с.
. Гигиенические рекомендации по устранению уровней шума иа рабочих местах с учетом напряженности и тяжести труда № 2411—81 М.: Минздрав СССР, 1981 10 с
Заборов В. И., Клячко Л. Н., Росии Г. С. Защита от шума и вибраций в черной металлургии. М.: Металлургия, 1976 246 с.
. Заборов В. И., Шапиро А. Ш. Методика оценки экономических потерь вследствие неблагоприятного действия производственного шума — В кн Вопросы улучшения окружающей среды, № 187 Челябинск ЧПИ, 1976, с. 125—134
. Ииструкция по проектированию мероприятий по снижению шума и осуществлению их в мотороиспытательных цехах (станциях) ремонтных предприятий системы «Союзсельхозтехника». М.: ЦНИИ- ТЭИ, 1977 80 с.
Инструкция по проектированию мероприятий по снижению шума и осуществлению их в цехах предприятий мясной промышленности М ВНИИМП, 1976 137 с
Инструкция по проектированию и расчету шумоглушения строительно акустическими методами на предприятиях черной металлургии Челябинск ВНИИТБчермет, 1979 90 с
Инструкция по проектированию средств шумоглушения в цехах цементных заводов Новороссийск НИПИОТСТРОМ, 1977 90 с
ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1978.ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1978.Инструкция по расчету и проектированию шумоглушения строительно-акустическими методами на предприятиях тяжелого и
ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1978.
ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1978.
транспортного машиностроения
Лагунов Л. Ф. Нормирование производственного шума в СССР и за рубежом Обзор М.: ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1979 54 с
Методические рекомендации по проектированию звукоизоляции машин Л . ВНИИОТ ВЦСПС, 1982 58 с
Методические указания по акустическому благоустройству ИВЦ и МС Киев НИИСК Госстроя СССР, 1977 75 с
строительно-акустическими методамиВСН—01—721973 87 сстроительно-акустическими методамиВСН—01—721973 87 сЦНИИБ,ЦНИИБ,Методические указания по проектированию и расчету шумо- глушения на предприятиях целлюлозно бумажной промышленности
строительно-акустическими методамиВСН—01—72
1973 87 с
строительно-акустическими методамиВСН—01—72
1973 87 с
ЦНИИБ,
ЦНИИБ,
Рекомендации по защите рабочих от шума на металлургических предприятиях Челябинск ВНИИТБчермет, 1973 120 с.
Рекомендации по расчету и проектированию звукопоглощающих облицовок М Стройиздаг, 1984 52 с
Рекомендации по расчету экономической эффективности мероприятий по снижению производственного шума. Челябинск- ВНИИТБчермет, 1977 19 с
Руководство по расчету и проектированию звукоизоляции ограждающих конструкций зданий. М. Стройиздат, 1983 64 с.
Руководство по расчету и проектированию шумоглушения вентиляционных установок М Стройиздат 1982. 86 с
Руководящий технический материал РТМ 0.10 00—77 Средства шумоглушения оборудоваиия цементных заводов. Новороссийск- НИПИОТСТРОМ, 1977 26 с
Рябец В. А., Зимонт Л. Н. Профессиональная заболеваемость в некоторых зарубежных странах Обзор, М ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1979. 54 с
Санитарные нормы и правила при работе с оборудованием, создающим ультразвук, передаваемый контактным путем на руки работающих № 2282—80 М Минздрав СССР, 1980 7 с
Снижение шума строительно акустическими методами на предприятиях отрасли Сборник указаний по расчету и проектированию. М: Гипронииавиапром, 1975 419 с
Суворов Г. А., Шкаринов Л. Н., Денисов Э. И., Овакимов В. Г. Принципы дифференциального нормирования производственного шума — В кн III Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией Действие шума и вибрации на организм Челябинск- ВНИИТБчермет, 1980, с 126—129
Суворов Г. А., Шкаринов Л.Н., Денисов Э. И., Овакимов В. Г. Теоретические основы гигиенического нормирования шума — Вестник АМН СССР, 1981, с 62—66.
. Указания по снижению шума в деревообрабшывающеи промышленности Л,- ЛЛА, 1976. 152 с.
. Физиологические нормы напряженности организма при физическом труде Методические рекомендации № 2189—80, М.: Минздрав СССР, 1980 10 с.
. Report to the President and Congress of noise Senate document N 92—63, Washington, 1972. 52 ф
Глава 3
. Андреев В. Км Климов Б. Им Герштейн Л. М. О возиикнове нии шума и звуковых колебаний в кулачковых механизмах — Труды ВНИИполиграфмаша Борьба с шумом и вибрацией в полиграфических машинах М 1979, с 53—65
Андреев В. Км Постников О. К. Акустические методы контроля в движении некоторых иараме1ров кулачков — В кн. Борьба с шумом п звуковой вибрацией М МДНТП 1972, с 157—160.
Афанасьев В. Д. Шум зубчатого зацепления мельниц и средства его снижения —Доклады VIII Всесоюзной акустической конференции М . АН СССР, 1973, секция V с 34
Берестиев О. В. Зубчатые колеса пониженной виброактив носги Минск Наука и техника, 1978 120 с
Болотов Б. Ем Панов С. Н. Метод снижения шума металле режущих станков — Станки и инструмент, 1978, № 11, с 19—20
Брызгалов С. В., Кононенко А. Е., Курганский В. И. Звукоизолирующие кожухи для барабанных мельниц — В кн.: Машины и оборудование для горных работ М. ЦНИИТЭИтяжмаш, 1981,
Быков В. Им Григорьев Л. А. Снижение шума конусных дробилок М Черметинформация, 1973, вып 1, серия 21. 12 с.
. Вервекии Э. Д., Гусев В. В., Кузнецов В. И. Исследования шумообразования при работе механических прессов и разработка мер по его уменьшению — В кн Научные работы институтов охраны труда ВЦСПС, 1973, вып 81, с 70—74
Виброакустическая активность механизмов с зубчатыми пере- дачами/Под ред М Д Генкина М Наука, 1971. 253 с
Вибрация в технике Справочник Том 3 М Машинострое ние, 1980 544 с.
Горенштейи И. Вм Митник Г. С. Учет деформативности формы при оценке эффективности вибрационного уплотнения бетонной сме си — В кн. Теория и практика заводского изютовления железобетонных изделии М . Стройизда! 1982, с 43—49
Горенштейи И. В. Снижение шума при изготовлении железо бетонных изделий на низкочастотных ударных установках — В кн • III Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией Борьба с шумом Челябинск ВНИИТБчермег, 1980, с 27—30
Заборов В. И., Гореншгейн И. В., Рудаков Д. И. О снижении шума при уплотнении бетонных смесей на виброплощадках — Бетой и железобетон, 1970, № 12, с 24—27
Заборов В. И., Клячко Л. Н., Росин Г. С. Защита от шума и вибрации в черной металлургии. М • Металлургия, 1976 248 с.
Заборов В. Им Клячко Л. Нм Шигории П. И. Снижение шума гвоздильных автоматов. — В кн.: III Всесоюзная конференция по
борьбе с шумом и вибрацией Борьба с шумом Челябинск- ВНИИТБ- чермет, 1980, с 36—38.
. Ильяшук Ю. М., Слободник Д. X., Трандина 3. В. Исследование особенностей шумообразовання в направляющих трубах автоматов продольного точения. — В кн.- Научные работы институтов охраны труда ВЦСПС. 1973, вып 82, с 60—64
. Инструкция по снижению шума шаровых и стержневых мельниц н галтовочных барабанов Челябинск ВНИИТБчермет, 1973 34 с.
Ильяшук Ю. М., Слободннк Д. X., Трандина 3. В. Исследования акустической эффективности малошумных направляющих труб токарных автоматов - В кн.: Научные работы институтов охраны труда ВЦСПС, 1972, вып 79, с 40—43
Климов Б. И. Современные тенденции развития вибро- и звукозащитных систем полиграфических машин. М : Книга, 1983. 48 с.
Климов И. В., Кошелев В. П., Носов В. С. Вибронзоляция штамповочных молотов М . Машиностроение, 1979 134 с
Козочкин М. П. Снижение шума станков и их узлов — Экспресс-информация Металлорежущие станки и автоматические линии, М..- НИИмаш, 1979, № 10, с 20—27
Козочкин М. П., Кузнецова В. Д. Метод снижения шума станков н нх узлов — Экспресс информация Металлорежущие станки и автоматические линии М . НИИмаш, 1979, № 5, с 13—17
Корнтысский Я. И., Корнев И. В., Лагунов Л. Ф. Вибрация н шум в текстильной и легкой промышленности М : Легкая индустрия, 1974, 328 с
Кудинов В. А. Динамика станков М,- Машиностроение, 1967. 360 с
Лагунов Л. Ф., Глущенко В. Н. Снижение шума гвоздильных автоматов в источнике возникновения — В кн.. Проблемы охраны труда Тезисы докладов IV Всесоюзной межвузовской конференции. Каунас КПИ, 1982, с. 142—143
Медведь Р. А., Соловьев Р. В. Производственный шум и борьба с ним. Из опыта Горьковского автомобильного завода Горький- ВолгоВятское книжное издательство, 1977. 127 с.
Никифоров А. С., Будрнн С. В. Распространение и поглощение звуковой вибрации на судах Л. Судостроение, 1968. 96 с
Рекомендации по расчету и конструированию стальных форм с учетом динамической работы М : Стройнздат, 1981. 39 с
. Ступак Н. М., Носач В. А. Снижение шума в токарно-револьверных станках н автоматах — Технология н организация производства, 1976, № 11, с 64—65
Тартаковскнй Б. Д. Эффективность внбропоглощающнх покрытий, наносимых на цилиндрические оболочки — В кн : III Всесоюзная конференция по борьбе с шумом н вибрацией. Борьба с вибрацией Челябинск ВНИИТБчермет, 1980, с 170—173 ,
Указания по снижению шума в деревообрабатывающей про- мышленности/О Н Русак, Н Н Борисова, Ю А Матыцнн и др М.: Лесная промышленность, 1976 152 с.
. Шубов И. Г. Шум и вибрация электрических машин. — Лл Энергия, 1974. 200 с.
. Шумовые характеристики кузнечно-прессовых машин Нормативы и методы определения. РТМ2—Н89—6—79. Воронеж. ЭНИК- МАШ, 1980. 48 с.
. Хвингия М. В., Сванидзе В. С., Капалиаии Н. Д. Шумообра- зование и виброизоляцпя элекгровпбрашюнпых машин Тбилиси: Мецниереба, 1977. 124 с.
Юдин Е. Я. Исследование шума вентиляторных установок и методов борьбы с ним —Труды ЦАРИ М. Оборонгиз, 1958, вып. 713.
Ярцев В. А., Головин В. С., Коиоиенко А. Е. Исследование шумовых характеристик дробильно-размольного оборудования — Известия вузов Горный журнал, 1979, № 12, с 15—18
Per-Ake Berg, Hans Elvhammar. Noise Problems by Turning In Lathes 1977 International confeience on noise control engineering Zurich, 1977, p. 288—300
. W von Zeppelin. Larmminderung bei Stangenfuhrungen von Drahautomaten (Esztergaautomatak rudvezetomek zajesakken tese). VDl-Bericht, 1979, Nr 331 p 51—58.
Reduktion av buller vid skarande bearbetning 1VF Resultat nr 77501, 1977, p 1—38
Tonshaff H. K., Westphal R. Noise reduction in circular sowing of metals — C1RP Ann 1978, 27, N 1, p 339—343
Г лава 4
Абрамович Г. H. Прикладная газовая динамика М Наука, 1969 824 с
Авиационная акусгика/Под ред А Г Мунина, В Е Квитки. М Машиностроение, 1973 44 8 с
Блохинцев Д. И. Акустика неоднородной движущейся среды. М.’ Наука, 1981 208 с.
. Баженов Д. В., Баженова А. А., Римский-Корсаков А. В. Исследование дискретных составляющих в спектре шума осевого компрессора — В кн Физика аэродинамических шумов М : Наука, 1967. с 5—16
Борьба с шумом/Под ред Е. Я Юдина М : Стройиздат, 1964.
Вавилов В. А., Пыкин Ю. А. Некоторые пути снижения шума при плазменной резке металлов —Межвузовский сборник Теория и практика сварочного производства Свердловск УПИ, 1981 144 с.
. Вибрация энергетических машин/Под ред. Н В Григорьева. М.. Машиностроение, 1974. 464 с
. Голдстейи М. Е. Аэроакустика. М.: Машиностроение 1981.
. Гутии Л. Я. О звуковом поле вращающегося винта. —Журнал технической физики 1936, т 6, вып 5, с 899—909
Донской А. В., Клубиикии В. С. Электроплазменные процессы н установки в машиностроении Л . Машиностроение, 1979 221 с.
Зинченко В. И., Григорьян Ф. Е. Шум судовых газотурбинных установок Л Судостроение, 1969 342 с.
Зотов Б. Н., Ямпольский И. Д. О выборе чисел лопаток колеса и направляющего аппарата центробежного насоса — Вестник машиностроения, 1974, № 5, с 22—24.
Иоффе Р. Л., Панченко В. И. К исследованию влияния чисел лопастей рабочих колес гидродинамических машин на их виброакусти- ческие характеристики. — Труды ИМаш. Машиностроение. М.: 1972, вып. 1, с. 20—24.
Исследование шума радиальных вентиляторов и способов его снижения/В Г. Караджи, Н Н. Северина, Т С Соломахова, Е. Я Юдин Обзор 3—82—07 М.: НИИЭИнформэнергомаш, 1982.
. Карновский М. И. Теория и расчет сирен —Журнал технической физики, 1945, т. 15, вып 6, с 348—364
. Лагунов Л. Ф. Борьба с шумом компрессорных установок. Обзор. М ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1977 52 с
. Луканин В. Н., Гудцов В. Н., Бочаров Н. Ф. Снижение шума автомобиля М Машиностроение, 1981 160 с
. Михайлов А. К-, Малюшенко В. В. Лопастные насосы Теория, расчет и конструирование М Машиностроение, 1977 288 с.
Муннн А. Г., Кузнецов В. М., Леонтьев Е. А. Аэродинамические источники шума М Машиностроение, 1981 248 с
Муннн А. Г., Науменко 3. Н. Звуковая мощность, создаваемая участками дозвуковой струи — Ученые записки ЦАРИ, т. 1, 1970, № 5, с 29—38
Охрана труда при сварке в машиностроении М.: Машиностроение, 1978 144 с
Пыкнн Ю. А., Вавилов В. А., Ситников В. П. Улучшение шумовых характеристик плазматрона — Известия вузов Горный журнал, 1982, № 1, с 11 — 13
Пичугин И. М. Влияние круглого канала с импедансными стенками на излучение шума турбулентным потоком. — Материалы семинара Борьба с шумом и вибрацией М • МДНТП, 1974, с 57—61
Пичугин И. М. Методика расчета акустической эффективности глушителей-эжекторов — Труды Гипронииавиапром. М,- 1979, вып 15, ч 1, с 23—34
Покровский Б. В. Кавитационный шум и вибрация центробежных насосов. — Труды ВНИИгидромаш. М.. 1969, вып 39, с 50—
Покровский Б. В., Рубинов В. Я- Влияние отвода иа вибро- акустические характеристики насоса. — Труды ВНИИГидромаша. М . 1970, вып 40, с 84—102
Покровский Б. В., Рубинов В. Я. К расчету уровней вибрации центробежных насосов. — Труды ВНИИГидромаша М.’ 1971, вып 42, с 146—151
. Покровский Б. В., Рубинов В. Я- Кавитация в отводе и ее влияние на вибрацию центробежного насоса — Труды ВНИИГидромаша М. 1972, вып 44, с 62—74.
Рубинов В. Я-, Покровский Б. В. Влияние чисел лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата на виброакустнческие характеристики центробежного насоса — Труды ВНИИГидромаша М.: 1975, вып 46, с 71—86
Руководство по расчету и проектированию шумоглушения вентиляционных установок М.: Стройиздат, 1982 87 с.
Снижение шума на промышленных предприятиях. М.: Стройиздат, 1972 168 с
Хорошев Г. А., Петров Б. И., Егоров Н. Ф. Шум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха Л.' Судостроение, 1974 198 с "
Хорошев Г. А., Петров К). И., Егоров Н. Ф. Борьба с шумом вентиляторов М.: Энергоиздат, 1981. 143 с.
. Центробежные вентиляторы/А Д Ьрун, Т М Матнкашвили, М. И. Невельсон и др М.. Машиностроение, 1975 416 с
Шумоглушители компрессорных станций Типовой проект 904—1—49 (альбом 1—6) Киев Киевский филиал ЦИТП Госстроя СССР, 1982 217 с
Юдин Е. Я. О вихревом шуме вращающихся стержней. — Журнал технической физики, 1944, т. 14, вып. 9, с 561—567.
Юдин Е. Я- Аэродинамический расчет колес вентиляторов с тонкими лопатками —Труды ЦАРИ М Оборонгиз, 1946, вып. 591,
Юдии Е. Я- Исследование шума вентиляторных установок и методов борьбы с ним —Труды ЦАРИ М • Оборонгиз, 1958, вып 713,
Юдии Е. Я- О формулах подобия для шума вентиляторов — В кн 111 Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией. Борьба с шумом Челябинск ВНИИТБчермет, 1980, с 257—
. Юдин Е. Я-, Северина М. И., Могилевский М. И. Об измерениях звуковой мощности вентиляторов в широких и узких полосах частот — Труды НИИСФ Обеспечение акустического комфорта в помещениях М 1980, с. 86—96
. Bommes L. Larmminderung bei einem Radialventilator keeiner Schnellaufigkeit unter besonderer Berucksichtigung von Zungenform, Zungenabstand und Scbafekahl. Teil 1, HLH , 1980, v. 31, Nr. 5, s 173—179.
Clark B. J., Me. Ardle J. G., Homyak L. Measured and predicted Noise of the Avco-Lycoming VF-102 turbofan engine, AJAA Paper 79—0641 15 p
Howe M. S. Contributions to the theory of aerodinamic sound with application to excess jet noise and theory of the flute J Fluid Meeh., 1975, vol 71, part 4, p 625—673
. Kerrebrock J. L. The Interaction of Flow Discontinuities with Small Disturbances in a Compressible Fluid Ph D thesis Calif Inst. Tech , 1956 134 p.
Lighthill M. I. On the Energy Scattered from the Interaction of Turbulence with Sound or Shock Waves Proc Cambridge Phil Soc. 49, 1953. p 531—551
. Lighthill M. I. On sound generated aerodynamical!у Part 1. General theory Part 11. Turbulence as source of sound Proc. Roy. Soc , Ser A, 1952, Vol. 211, pp 564—587, 1954, vol. 222, p 1-32
. Lilley G. M. The generation and radiation of supersonic jet noise Theory of turbulence generated jet noise AFAPL-Tp 72-53, 1972, Vol IV, p. 1—97
Neize N., Koopmann G. H. Reduction of Centrifugal fan noise by use of resonators J Sound Vibr., 1980, V 73, N 2, p 297—308
Nemec 1. The Blading of Fans and its Influence on Noise — Fourth Int. Congr on Acoust., Copenhagen, 1962, p. 25
. Philips О. M. On the generation of sound by supersonic turbulent shear layers J Fluid Meeh., 1960, Vol 9, part 1, p. 1166—1172.
. Powell A. The Noise of Choked Jets J. Acoust Soc Ain , Vol. 25, 3, p. 385—389
. Ribner H. S. Acoustic Energy Flux from Shock-Turbulence Interaction. J. Fluid Meeh, Vol. 35, 2. 1969, p. 299—310.
. Strahle W. С., Shivashankara В, N. Combustion Generated Noise in Gas Turbine Combustors. American Society of Mechanical Engineers, Paper N. 75, GT-27, March, 1975, p 43
Глава 5
Асинхронные двигатели общего назначения/Под ред. В. М. Петрова и А. Э. Кравчика. М.: Энергия, 1980. 487 с.
. Воронецкий Б. Б., Кучер Э. Р. Магнитный шум асинхронных электродвигателей. М.: Энергоиздат, 1957. 55 с.
Городецкий Э. А. Связь габаритных и номинальных данных асинхронных двигателей с уровнем вентиляционного шума — Труды ВНИИЭМ М., 1976, т 46, с. 43—50
Городецкий Э. А. Методика расчета вентиляционного шума асинхронных двигателей с вентилятором произвольной формы — Труды ВНИИЭМ. М.: 1976, т 46, с. 51—61.
Каплин А. И., Клименко Э. П., Муркес Н. И. Расчет магнитных вибраций и шумов трехфазных асинхронных двигателей — Труды ВНИИЭМ М : 1976, т. 46, с 3—21
. Лазориу Д. Ф., Бикир Н. Шум электрических машин и трансформаторов М.: Энергия, 1973. 271 с.
. Муркес Н. И. Разработка методов нормирования и контроля шумовых характеристик электрических машин — Труды ВНИИЭМ. М : 1971, т. 37, с. 29—46
Позняк Э. Л., Зубренков Б. И. Расчет спектров подшипниковых вибраций электрических машин — Труды ВНИИЭМ. М . 1981, т. 68, с 93—101
. Трансформаторы. Переводы и рефераты докладов международной конференции по большим электрическим системам. М.: Энергия, 1968 263 с.
Шапиро М. X. О некоторых способах уменьшения магнитных вибраций электрических машин. —Труды ВНИИЭМ М.: 1971, т. 37,
. Шубов И. Г. Шум и вибрация электрических машин Л.: Энергия, 1974. 196 с.
Шумы и вибрация электрических машин и трансформаторов всех типов Указатель отечественной и иностранной литературы за 1975 г. (III кв.) — 1978 г (III кв ), 1972—1975 и 1967—1971 гг. — Научно-техническая библиотека ОНТИ, МЭИ.
. Юдин Е. Я- Исследования шума вентиляционных установок и методов борьбы с ним. — Труды ЦАГИ. М.: Оборонгиз, 1958, вып. 713.
. Jordan Н. Der gerauscharme Elektromotor 14. Giiadet, Essen, 1950 127 s
Глава 6
. Бреховских Л. M. Пределы применимости некоторых приближенных методов, употребляемых в архитектурной акустике. — Успехи физических наук, 1947, т. 32, вып 4, с 464—479.
Ващук Д. Б., Заборов В. И. Расчет звуковых полей по уровням звука в дБА — В кн : III Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией. Борьба с шумом Челябинск ВНИИТБчермет, 1980, с. 3QS—312.
. Изак Г. Д., Гомзнков Э. А. Распространение шума в помещениях, смежных с источником шума — В кн Борьба с шумом и звуковой вибрацией. М.: МДНТП, 1982, с 50—53.
Ковригин С. Д. Архитектурно-строительная акустика М.: Высшая школа, 1980. 184 с
Руководство по разработке карт шума улично-дорожной сети городов/НИИСФ Госстроя СССР. М . Стройиздат, 1980 17 с.
. Руководство по расчету и проектированию средств защиты застройки от транспортного шума/НИИСФ Госстроя СССР. М.: Стройиздат, 1982 31 с
Самойлюк Е. П., Денисенко В. И., Пилипенко А. П. Борьба с шумом в населенных местах. Киев Будшельник, 1981 144 с
Сапожков М. А., Шоров В. И. Действие отраженного звукового поля на излучатель звука — Акустический журнал, 1981, т 27, вып 6, с 934—935
Шильд Е., Кассельман Х.-Ф., Дамен Г., Поленц Р. Строительная акустика Пер с нем М . Стройиздат, 1982 294 с.
ANSI Standard SI 26—1978 (ASA 23), Method for the calculation of the absorption of sound in the atmosphere/American National Standarts Institute, N.—Y„ 1978, p. 53
Enibleton T. F. W., Piercy J. E., Olson N. Outdoor sound propagation over ground of finite impedance. — J. Acoust. Soc. Amer., 59, N. 2, 1976, p 267—277.
Hodgson M. Measuiements of the influence of fittings and roof pitch on the sound field in panel-roof factories — Appl Acoust , 16, 1983, N 3, p 369—391
. Kosten C. W. The mean free path in room acoustics. — Acustica, 10, N 4, 1960, p 245—250.
. Kutruff H. Room Acoustics. London, Applied Science, 1973,
. Kurze V. J., Anderson G. S. Sound attenuation by barriers.— Appl. Acoust., 4, 1971, N 1, p 56—74.
. Maekawa Z. Noise reduction by screens — Appl Acoust., 1, 1968, N 2, p 157—173.
Parkin P. H., Scholes W. E. The horizontal propagation of sound from a jet engine close to the ground, at Radlett — J Sound Vib , 1, 1964, N. 1, p. 1—13
Steenackers P., Myncke H., Cops A. Reverberation in town streets — Acustica, 40, 1978, N. 2, p 115—119
. Tachibana H., Ishii K. An experimental study on noise propagation outdoors — 9th Int Congr on Acoust., 1977, N 7, p 715.
Глава 7
. Боголепов И. И., Авферонок Э. И. Звукоизоляция на судах. Л.: Судостроение, 1970 192 с.
. Вавилов В. А., Перетц В. Б., Бараев С. В. О звукоизоляции цилиндрических оболочек — В кн : Научные труды институтов охраны труда ВЦСПС, 1968, вып 7 с. 72—77.
Ващук Д. Б., Заборов В. И. Измерения звукоизоляции щелей — В сб.: Охрана труда в черной металлургии М • Металлургия, 1980, № 7, с. 77-82
. Ващук Д. Б., Заборов В. И. Расчет звуковых полей по уровням звука в дБА. — В кн : III Всесоюзная конференция по борьбе с шу-
мом и вибрацией. Борьба с шумом Челябинск: ВНИИТБчермет, 1980, с. 308—312.
. Заборов В. И. Теория звукоизоляции ограждающих конструкций. М.: Стройиздат, 1969 180 с.
. Заборов В. И., Клячко Л. И., Росин Г. С. Защита от шума и вибрации в черной металлургии. М.: Металлургия, 1976 248 с.
Заборов В. И., Лалаев Э. М., Никольский В. Н. Звукоизоляция в жилых и общественных зданиях М Стройиздат, 1979 254 с.
Заборов В. И., Зудихии В. В. К оценке акустической эффективности кожухов — В кн’ 111 Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией Борьба с шумом Челябинск ВНИИТБчермет, 1980, с. 155—158.
. Заборов В. И., Зуднхин В. В., Мокшанцев В. В. Расчет звукоизоляции ограждениями со звукопоглощающей облицовкой. — В ки Ш Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией Борьба с шумом. Челябинск ВНИИТБчермет, 1980, с 158—161
Заборов В. И.Расчет звукоизоляции при непостоянном шуме — Доклады IX Всесоюзной акустической конференции М.: АН СССР, 1977, с. 61—64.
. Заборов В. И. О звукоизоляции плитой, облицованной упругими слоями — Акустический журнал, 1982, т 28, вып. 21, с 58—64,
Инструкция по проектированию и расчету шумоглушения строительно-акустическими методами на предприятиях черной металлургии Челябинск ВНИИТБчермет, 1979 91 с
. Ковригни С. Д. Архитектурно-строительная акустика. М.: Высшая школа, 1980 144 с
Крейтан В. Г. Обеспечение звукоизоляции при конструировании жилых зданий М,- Стройиздат, 1980 171 с.
Методические рекомендации по проектированию звукоизоляции машин Л. ВНИИОТ ВЦСПС, 1982 58 с.
Седов М. С. Звукоизоляция однослойных ограждений с упругой заделкой краев в области частот выше граничной. — Труды Горьковского инженерно-строительного института Горький: 1974, вып 71,
Руководство по акустическим расчетам в дБА. Челябинск: ВНИИТБчермет и ИСиА, 1982. 53 с.
. Comperts М. С. The sound insulation of circular and slip-shaped apertures — Acustica, 1964, v 14, N 1, p. 108—118.
Cremer L. Theorie der Schalldammung dflnner Wande bet schra- gem Einfall — Akust Zeitschrift, 1942, 7, p. 71—82
Cremer L., Heckl M. Korperschall. Berlin, Springer, 1967. 515 s.
Cremer L. Theorie der Luftschalldammung zylindrischer Scha- len — Acustica, 1955, v 5, N 5, s 301—309.
. Fasold W., Sonntag E. Bauphysikahsche Entwurfslehre. — VEB Verlag fiir Bauwesen Berlin, 1973. 349 s
Jeske W. Schallausbreitung in Werkhallen mit Teiltrennwan- den. — Hochfrequenztechnik u Elektroakustik, Leipzig, 1970, v. 79, N. 415. 149—156 s
. Heckl M. Die Schalldammung von homogenen Einfachwanden endlicher Flache. Acustica, 1960, v 10, N. 4, s 98—107.
. Heckl M. Untersuchungen uber die Luftschalldammung von Doppelwanden mit Schallbrucken. — Proceedings of the Third ICA, Stuttgart, 1959, Elsevier, 1961, p. 211—215.
. Larmbekampfung. Autorenkollektrx, Tribune, Berlin, 1974,
Maekawa L. Noise Reduction by Screens — Appl Acoust., 1968, N 1, p 74-88
Глава 8
Борисов Л. А., Велижанина К. А. Объемные поглотители звука.— Доклады VI Всесоюзной акустической конференции М.: АН СССР, 1968, с 4—13 •
Борисов Л. А , Cepieee М. В., Чудинов Ю. М. Метод расчета звукопоглощающих систем кулисного типа — Труды НИИСФ Исследования по строительной акустике М ЦИНИС, 1981, с 15—21.
Воронина Н. Н. Эмпирические выражения для расчета волно
вых параметров волокнистых звукопоглощающих материалов по их структурной харак|еристике — Труды НИИСФ Строительная акустика. М ЦИНИС, 1977, вып 15 (XXIX), с 20—27
Звукопоглощающие материалы и конструкции Справочник М ■ Связь, 1970 124 с
Звукопоглощающие облицовки Альбом-каталог — Труды ЦНИИпромзданий. М ЦИНИС, 1970 30 с
Пособие по проектированию и расчету шумоглушения строительно-акустическими методами М.: Стройиздат, 1973 119 с
Рекомендации по расчету и проектированию звукопоглощающих облицовок М Стройиздат, 1984 28 с
Руководство по проектированию и применению объемных
звукопоглотителей для снижения шума в помещениях промышленных и общественных зданий М Стройиздат, 1977 38 с.
Руководство по измерению и расчету акустических характеристик звукопоглощающих материалов М Стройиздат, 1979 22 с.
Юдин Е. Я-, Осипов Г. Л., Федосеева Е. Н. Звукопоглоща
ющие и звукоизоляционные материалы М. Стройиздат, 1966 247 с.
Measurement of Sound Absorption in a Re\erberation Room ISO/DP 354
Глава 9
Беликовский H. Г. Конструктивная амортизация механизмов, приборов и аппаратуры на судах Л Судостроение, 1965 523 с
Ващук Д. Б., Заборов В. И. Оценка эффективности амортизаторов, установленных между машиной и перекрытием — В кн Охрана труда и техника безопасности в черной металлургии М • Металлургия, 1975, № 4, с 103-110
Заборов В. И., Могилевский М. И. О некоторых особенностях виброизоляции стальными винтовыми пружинами. — Акустический журнал, 1983, т 29, вып 2, с 279—280
. Каталог средств защиты от вибраций строительных конструкций, прецизионного оборудования и приборов — ЦНИИСК им. Кучеренко М.: 1977 39 с Б 616547
Клюкин И. И. Виброизоляция упругих прокладок и амортизаторов, находящихся под виброактивными механизмами Обзор. — Акустический журнал, 1979, т 25, вып 3, с. 321—339
Могилевский М. И. Расчет резиновых виброизоляторов в звуковом диапазоне частот — Экспресс-информация. М.; ВНИИИС, 1983, серия 03, вып. 1, с. 26—29.
Росин Г. С. Измерение динамических свойств акустических материалов. М . Стройиздат, 1972 176 с
Руководство по проектированию виброизоляции машин и оборудования М Стройиздат, 1972 160 с.
Справочник по динамике сооружений/Под ред Б I Коренева и И. М Рабиновича М Стройиздат, 1972 512 с
Справочник проектировщика. Динамический расчет сооружений на специальные воздействия/Под ред Б Г Коренева и И М Рабиновича М • Стройиздат, 1981 216 с
Типовые конструкции и детали зданий и сооружений Серия 3 001-1 Виброизолирующие устройства фундаментов и оснований под машины с динамическими нагрузками Вып 2. Каталог резиновых виброизоляторов и резины для виброизоляторов 26 с Серия 3 001-2. Каталог пружин и рессор для виброизоляторов и пружинных внбро- изоляторов Вып 1 Каталог пружин и рессор для виброизоляторов. 29 с Вып. 2 Каталог пружинных виброизоляторов 59 с
Хвннгия М. В. Вибрации пружин. М Машиностроение, 1969 287 с
. Plunkett R. Interaction between a vibratory machine and its foundation Noise Control, 1958, v 4, N. 1, p 18—22
Sykes A. 0. Isolation of vibration when machine and foundation a resillient and when wave effects occur in the mount Noise Control, 1960, v 6, N 3, p 23—38
Глава 10
Авиационная акустика Под ред. А. Г Мунина и В Е Квитка. М. Машиностроение, 1973 448 с.
. Алексеев А. М., Сборовскнй А. К- Судовые внброгасителн. Л.. Судпромгнз, 1962 196 с
. Белов В. Д., Рыбак С. А., Тартаковский Б. Д. Распространение вибрационной энергии в структурах с поглощением — Акустический журнал, 23, 1977, 2, с 200—208.
Борисов Л. П., Канаев Б. А., Рыбак С. А., Тартаковский Б. Д. О критериях оценки эффективности внбропоглощающих покрытий. — Акустический журнал, 1974, г 20, вып 3, с. 325—359.
. Вялышев А. И., Тартаковский Б. Д. О колебаниях систем с большими потерями. — В кн : Колебания излучение и демпфирование упругих структур М,- Наука, 1973, с. 27—43.
. Наумкина Н. И., Тартаковский Б. Д., Эфрусси М. М. Двухслойная вибропоглощающая конструкция. — Акустический журнал, 1959, т. 5, вып. 4, с. 498—499
Никифоров А. С. Внбропоглощенне на судах. Л.: Судостроение, 1979. 184 с.
Новые внбропоглощающие материалы н покрытия и их применение в промышленности/Под ред. А. С Никифорова. Л.: Знание, 1980. 100 с.
Степанов В. Б., Тартаковский Б. Д. Эффективность жесткого вибропоглощающего покрытия ограниченной протяженности — Акустический журнал, 1977, т. 23, вып. 3, с 430—436.
Тартаковский Б. Д. Методы и средства внбропоглощення. — В ки.. Борьба с шумом и звуковой вибрацией М,- Знание, 1974, с 3—19.
. Тартаковский Б. Д., Дубнер А. Б. О влиянии месторасположения вибропоглощающего покрытия на эффект демпфирования слож-
ных конструкций — В кн Колебания, излучение и демпфирование упругих структур М.: Наука, 1973, с 129—136.
Фавстов Ю. К., Шульга Ю. Н. Сплавы с высокими демпфирующими свойствами. М.: Металлургия, 1973 255 с.
Ферри Д. Вязкоупругие свойства полимеров. М.: Изд-во иностр лит , 1963 536 с
. Cremer L., Heckl М. Korperschall Springer—Verlag, 1967
. Kerwin E. Damping of flexural by a constrained viscoelastic layers — JASA, 1959, v 31, N 7, p 952—964
. Mead D. J., Marcus S. The forced vibration of a threelayer damped sandwich beam with arbitrary boundary conditions — J sound and vibr , 1969, N 10 (2), p 163—175
Oberst H. Uber die Dampfung dei Biegeschurngungen dunner Bleche durch Festhaftende Belage Acoustiche Beihefte, 1952, 2, 4, p. 181 — 195
Plankett R., Lee C. Length optimization for constrained viscoelastic layer damping.—JASA, 1969, v 48, N 1, p 150—161
Ross D., Ungar E., Kerwin E. Damping of plate flexural vibration by means of viscoelastic laminal. Structural damping. Pergamon Press, I960 (Amer Soc of Meeh Engineering, 1959) 150 p.
Ungar E., Kerwin E. Plate damping due to thikness viscoelastic layers — JASA, 1964, v 36 N 2, p 386—392.
Глава 11
Альбом типовых конструкций Глушители шума вентиляционных установок Серия 5 904—17 М • ЦИТП, 1982 72 с
Глушители шума в отечественном и зарубежном машиностроении М НИИНинформтяжмаш, 1968 96 с
Григорьян Ф. Е., Перцовский Е. А. Расчет и проектирование глушителей шума энергоустановок Л. Энергия, 1980 118 с.
Доводка глушителя выпуска с улучшенными мощностными и технологическими характеристиками с целью унификации его для автомобилей ВАЗ 2101, 21011, 2103, 2106, 2121 НИР Тольятти' ВНТИцентр, 1977 140 с. Б—6663781
Комплекс противошумных мероприятий на судах речного флота. РТМ 212 012—81 Требования к проектированию и методика расчета для систем вентиляции и кондиционирования воздуха М.: ЦБНТИ Минречфлота, 1983 69 с
Пичугин И. М. Определение допустимой скорости протекания потока в глушителе шума газодинамических установок — Труды Гипроцииавиапрома М. 1970, вып 7, с 20—33
Руководство по расчету н проектированию шумоглушения вентиляционных установок М : Стройиздат, 1982 87 с
Селиван Дж. У. Моделирование шума выхлопной системы двигателя — В кн Аэрогидромеханический шум в технике М. Мир, 1980, с 233—256
Соловов М. Н. Расчет аэродинамического сопротивления экранных глушителей —В кн : III Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией Борьба с шумом Челябинск ВНИИТБчермет, 1980, с. 291—293
Старобииский Р. Н. Синтез камерных глушителей. — Акустический журнал, 1983, т. 29, вып. 2, с. 282—283.
. Старобинский Р. Н. К теории многокамерного глушителя (синтез элементов связи). Деп рук ГОСИНТИ, per. № 29—80, Тольятти, 1979. 39 с. Реф в БУ ВИНИТИ, деп рук № 7, 1980, с 64.
. Старобинский Р. Н. Математическое обеспечение инженерных расчетов шумов от систем впуска и выпуска Деп рук НИИНавтопром, per. № Д586, Тольятти, 1980 7 с Реф в БУ ВИНИТИ, деп рук. № 6 (116), 1981, с. 88
Старобинский Р. Н. Методы теории цепей в задачах внутренней акустики машин — Труды ЦИАМ М.: 1980, вып 901, с 181—210.
Старобинский Р. Н. Синтез составных глушителей — Экспресс-информация Организация автомобильного производства Тольятти, 1979, № 7, с 76—85
Старобинский Р. Н., Юдин Е. Я. Об одной модели распространения низкочастотного звука в облицованном канале — Акустический журнал, 1972, т 18, вып 1, с 115—118
Хорошев Г. А., Петров Ю. И., Егоров Н. Ф. Борьба с шумом вентиляторов М • Энергоиздат, 1981 143 с
Юдин Е. Я. Глушение шума вентиляционных установок М.: Госстройиздат, 1958 160 с
Юдин Е. Я. Экспериментальное исследование глушителей экранного типа — В кн Промышленная аэродинамика М. Оборон- гиз, 1959, с 216—239
Doelling N. Dissipative muffer, In. »Noise reductio» McGraw- Hill book company, 1960, p. 434—465
Sung-Hwan Ko. Sound attenuation in lined rectangular duct with flow and its application to the reduction of aircraft engine — J ASA, 1971, v 50, N 6, p 1418—1432
Scott H. L. The optimization of Sound absorbersin circular ducts — J Sound Vib , 16, 1971, p 189—222
Глава 12
Гомзиков Э. А., Изак Г. Д. Проектироваиие противошумового комплекса судов Л.: Судостроение, 1981 184 с.
Комплекс противошумовых мероприятий на судах речного флота. Требования к проектированию и методика расчета для систем вентиляции и кондиционирования воздуха РТМ 212.0112—81 М.: ЦБНТИ Минречфлота, 1983 69 с
. Лесков Э. А., Могилевский М. И. Расчет уровня шума под перекрытием, на котором установлен вентилятор. — Труды НИИСФ. Проблемы борьбы с промышленными и городскими шумами в зданиях и на территории застройки М : 1982, с 103—НО.
. Рекомендации по расчету структурного шума от вентиляторов, установленных на перекрытиях и методы его снижения АЗ-861. М ■ Сантехпроект, 1982 25 с
. Руководство по расчету н проектированию шумоглушения вентиляционных установок М • Стройиздат, 1982 87 с
. Руководство по проектированию вибронзоляцнн машин и оборудования. М.' Стройиздат, 1972 80 с.
. Старобинский Р. Н. Резонансные взаимодействии в системах с длинными трубами. Деп. рук. НИИНавтопром, per № Д658, Тольятти, 1981. 20 с Реф в БУ ВИНИТИ, деп. рук. № 2 (124), 1982, с. 76.
Старобинский Р. Н. Резонансное излучение звука длинными трубами. Деп рук ГОСИНТИ, per № 49—79, Тольятти 1979 12 с,
Реф — В сб . Местный производственный опыт в промышленности,
Строительные нормы в правила СНиП 1V-5—82 Правила разработки единых районных единичных расценок на строительные конструкции и работы Сборник 20. Вентиляция и кондиционирование воздуха М Стройиздат, 1983 33 с
Уменьшение шума на судах Норвежский совет по акустике. М Транспорт, 1980 224 с
Хорошев Г. А., Петров Ю. И., Егоров Н. Ф. Борьба с шумом вентиляторов М Энергоиздат, 1981 144 с
Юдин Е. Я. Исследование шума вентиляционных установок и методы борьбы с ним М : Оборонгиз, 1958 150 с
Юдин Е. Я. Экспериментальное исследование глушителей экранного типа — В кн Промышленная аэродинамика, № 12 М : Оборонгиз, 1954, с 15—21
Brockmeyer Н. Der Gerauschentwicklung in Kanalen von Luf- tungs-und KHmaanlagen Gesundheits Ingeiueur, 1970 Bd 91, N 10, S 13
Глава 13
Акользии A. H., Паникленко А. П., Тартаковский Б. Д. Об активных методах увеличения звукоизоляции помещений — Доклады VII Всесоюзной акустической конференции М АН СССР, 1971, с. 132—135
Анфиногентов В. И., Любашевский Г. С., Тартаковский Б. Д., Чони Ю. И. Алгоритм управления системой компенсации виброаку- стических полей — Акустический журнал, 1980, т 26, вып. 4, с 611—612.
Барков А. В., Ветчинкии А. С., Малахов В. В. Некоторые вопросы автоматизации систем активного подавления вибраций — Акустический журнал, 1977, т 23, вып 3, с 474—475
Вялышев А. И., Гаврилов А. М., Любашевский Г. С., Чони Ю. И. Синтез системы компенсации вибрационного и звуковых полей — Акустический журнал. 1977, т 23, вып 2 с 242—248
Вялышев А. И., Тартаковский Б. Д. Компенсация излучения изгибноколеблющейся пластины с ребрами жесткости — Акустический журнал, 1976, т 22, вып 6, с 830—837
Вялышев А. И., Тартаковский Б. Д. Компенсация излучения изгибноколеблющейся пластины при ее возбуждении источниками с произвольными импедансами — Акустический журнал, 1981, т 27, вып 4, с 500—504
Генкин М. Д., Елезов В. Г., Яблонский В. В. Методы активного гашения вибраций механизмов — В кн Динамика и акустика машин М • Наука, 1971, с 70—88
Завадская М. П., Попов А. В., Эгельский Б. Л. Об одном приближенном решении задачи активного гашения звуковых полей по методу Малюжинца — Акустический журнал, 1975, т 21, вып 6, с. 882—887
Клещев А. А., Клюкин И. И. Компенсация дифрагированного поля, создаваемого жесткими рассеивателями в поле гармонического точечного источника звука — Акустический журнал, 1977, т 23, вып 3, с 483—487
Князев А. С., Тартаковский Б. Д. О применении электроме-
ханической обратной связи для демпфирования изгибиых колебаний
стержней. — Акустический журнал, 1965, т И, вып 2, с 181—186.
. Князев А. С., Тартаковскнй Б. Д. Об уменьшении излучения пластин с помощью активных виброкомпенсаторов локального типа. — Акустический журнал, 1967, т 13, вып. 1, с 141 —143
. Мазаников А. А., Тютекин В. В. Экспериментальные исследования активной системы гашения акустических полей — Акустический журнал, 1974, т. 20, вып. 5, с 807—808
. Мазаников А. А., Тютекин В. В, Об эффективности и устойчивости автономных активных систем гашения звука — Акустический журнал, 1978, т 24, вып. 5, с. 788—791.
. Малюжинец Г. Д. Простейшая модель поглощающей и прозрачной решетки с обратной связью.—Труды акустического института. М. 1971, вып 15, с. 7—22.
. Римский-Корсаков А. В. Методы активной амортизации. — Акустический журнал, 1977, т 23, вып 3, с 488—489
. Тартаковский Б. Д. Компенсация колебаний одномерной
структуры и плоского звукового поля. — В ки.. Кибернетическая диагностика механических систем Каунас: КПП, 1972, с 173—185.
Тартаковский Б. Д. Многоканальная система электромеханической обратной связи общего вида. — В ки . Колебания, излучение и демпфирование упругих структур. М : Наука, 1973, с 162—173.
. Тартаковский Б. Д. Компенсация колебаний одномерных структур — В ки ■ Колебания, излучение и демпфирование упругих структур М.: Наука, 1973, с 188—200.
Тартаковский Б. Д. Импедансные и энергетические характеристики многоканальной системы электромеханической компенсации вибраций и звукового поля — В кн Колебания, излучение и демпфирование упругих структур. М.. Наука, 1973, с. 201—208
Conover W. В. Fighting noise with noise. — Noise Control, 1956, N 3, p 78—82, 92.
. Hawley M. E. Acoustic interference for noise control. —Noise Control, 1958, N. 2, p. 61—63.
. Jessel M. Sur les absorbeurs actifs. — Report of the 6th 1CA Tokyo, 1968, 4, F-51.
. Olson H. F., May M. Electronic sound absorbers. — JASA, 1953, v. 25, N. 6, p 32—328.
. Onoda S., Kido K. Automatic control of stationary noise by means of directivity synthesis. — 6th ICA. Tokyo, 1968, C-4-13, p. 21—28.
Rockwell T. H., Lawther J. M. Theoretical and experimental results on active vibration dampers.—JASA, 1964, v 36, N. 8, p. 173—177
. Simshauser F. D., Hawley M. E. The noise cancelling headest an active ear defender.—JASA, 1955, v. 27, N. 1, p 207
. Tartakovsky B. D. On vibration and sound fields compensation methods using multichanel systems — 6th ICA, Tokyo, 1968, F-5—14,
Глава 14
. Вожжова А. И., Захаров В. К. Защита от шума и вибрации на современных средствах транспорта. Л.: Медицина, 1968. 326 с.
Handbook of Noise Control. McGraw Hill book company. New York, 1979, 12, p. 3.
Глава 15
«Брюль н Къер». Описание системы 3360, Данин, Пчрум, 1982. 18 с.
Иванников А. Н. Метод исследования структуры звукового поля в малых замкнутых объемах воздуха Автореф. дисс на соискание уч. ст. канд. техн, наук М : МГУ, 1982. 11 с.
Измерение полной проводимости у опорных коиарукций. НП «Роботрон—Мессэлектроник», 1976. 11 с.
Кудрявцев Ф. С., Лагунов Л. Ф. Методические указания по расчету и проектированию акустических камер для измерения шумовых характеристик машин. М.: ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1978 77 с.
Лопашев Д. 3., Осипов Г. Л., Федосеева Е. Н. Шумовые характеристики и методы их определения М.' Изд во стандартов, 1983 220 с
Осипов Г. Л., Лопашев Д. 3., Федосеева Е. Н. Акустические измерения в строительстве. М.: Стройиздач, 1978 212 с
Приборы и системы для измерения вибрации, шума н удара Справочник/Под ред В В. Клюева. Т. 1 и 2. М : Машиностроение, 1978. 448, 439 с
Применение системы СМ при риброизоляции машин. НП «Роботрон—Мессэлектрик», 1981. 10 с.
Broch G. Т. Die Anwendung der В/К — Messysteme ftir Mes- sungen von Meehanischen Schwingungen und Stossen. «Bruel/Kjaer», 1970, p. 224
Gade, M. Sc. Sound intensity. Part 1, Theory. «Techn Rev», 1982, N. 3, p 37
Handbuch. Messplatze fur Schall und Schwingungsmesstechnik. VEB Robotron-Messelektronik, «Otto Schon», Dresden, 1981, p. 84.
Meinen R. Untersuchungen zur Messung und Analyse von Infraschall und Entwicklung eines Messystems, Acustica, V 42, N. 2, 1972, p. 12.
«LAM1S»— Mobile acoustical imaging Laboratory, «Metra- vib», France, 1982, p. 21.
Reference sound source, Type 4204. Instruction manual, Briiel/Kjaer, 1981, p. 6.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Амплитуда колебаний 17
— — комплексная 17
Аналогия электроакустическая 285
Аэрки’идродинамические шумы 108,
классификация 108
моделирование источников шума аэродинамических 32
— — — гидродинамических 31
причины 108, 109
Балансировка
класс точности балансировки ро-
на месте 78
ротора 78
элементов иасоса 78
управление системой компенсации 344
Вентилятор 120, 165, 310 акустические (шумовые) характеристики 123, 125 аэродинамические параметры 122 измерение шумовых характеристик 129 моделирование шума 127 снижение шума в источнике 128 шум аэродинамическим 120, 122
энергетические характеристики
эффективность 338
Акустика движущейся среды 109
Акустическая емкость 296, 297, 298, 302
Акустические измерения 352 диапазоны частот и уровией 352, измерительная установка 352 импеданса перекрытия здания 372 испытание звукового поля 357, лабораторные измерения 352 метод измерения абсолютный 357
— — нестандартный 352,
относительный 357
метрологическая аттестация измерительных установок 352 натурные измерения 352
нестандартные измерения
параметров вибрации 372 стандартные 352, 353, 359
стандарты 353
частот собственных колебаний 373
Акустический КПД 33
— — распространения шума в помещениях длинных 193
— — — — — плоских 192
— — — — — соразмерных 191
на открытом воздухе
Акустическое отношение 186
— механический 120
— структурный 120, 328.
Вентиляционная система 310
акустический расчет 328
воздухораспределительная арматура 314, 320
воздушный шум 328
глушители
затраты на изготовление и экс* плуатацию 321
источники крестовина
шума 310
оптимальная скорость движения воздуха 320
отвод 311
поворот 317
путевая арматура 311, 316, 319,
регулирующая арматура 322
снижение шума 323
тройник 31$
фасонные элементы 311
Вентиляционная установка 310
Виброизолятор 246
волновое сопротивление 253, 333
пружиннын 246, 251, 257
резиновый и резинометалличе
ский 246, 252, 257
Внброизоляция 245
вентилятор 245, 328, 333
волиовой резонанс 257
двухзвенная 245, 255
измерение 373
конструктивные схемы 245, 250
критерии 247 однозвеиная 24 5,
253, 256
расчетные схемы 247, 261
трехзвенная 245, 256
Вибропоглощение 263 вибродемпфирование 263 вибропоглощающая конструкция 263, 270
вибропоглощающее покрытие 263,
270, 272, 275
— армированное 276
жесткое 270
— мягкое 277
локальный вибропоглотитель (ан- тнвибратор) 263 материал 263, 268, 272
— вибродемпфированныи слоеный 277
— конструкционный 279
— сыпучий внбропоглощающий
эффективность 280
Визирная линия 172
Воздушный винт 117
Волна И
— изгибная в пластине 28
в стержне 27
— кручения в стержне 27
— плоская 13
— поперечная И
— продольная И
в пластине 27
— — в стержне 27
— сферически-симметричная 13,
расходящаяся 13, 24
— — сходящаяся 13
— ударная 108
Волновая теория распространения звука в помещениях 179
Волновое совпадение 200
— сопротивление 13
—• число 17
Воображаемая поверхность 180,
Время реверберации 187, 266, 267
поправки нп диффу инк th шумо- м>1 о ноли Ли
рассеиватели вараллин ные 308
— последовательные 108
pact тройка комплексная 302
— относительная 297
резонансная добавка к заглушению 303
— передача звука 296, 298 резонансное взаимодействие в воздуховоде 305
— — камер 305
резонансные колебания в воздуховоде 307
синтез по фазовым характеристикам 306
с насыпным поглотителем 295
составной 305
сотовый 290
степень перфорации трубы 304
трубчатый 291
узловые поверхности 299
фазовые соотношения бтагоприят- ные 305
— — неблагоприятные 305 фактор (коэффициент) формы 297,
формы собственных колебаний 296, 299
функция собственная 297
частота резонансная 296, 299.
302,304
шахтный 295
эквивалентная цепь 285
экранный 294, 315, 324
эффективность 286, 296
эффект лучевой 289, 292
— установки 286
— экранный 302
Граница в турбулентном потоке 114
Газетный агрегат 101
Гармоника 18
Геометрический спад уровня 170
Глушитель 139, 283, 323
активный (диссипативный) 284, 287, 324
баланс энергии 283
быстро затухающая волна 288
в вентиляционных системах 323
волновая природа резонаисов 305 двухкамерный 306
дополнительное заглушение за счет взаимодействия отражений в воздуховодах 307
затухание звука 287
— на калибр 288, 290, 292
комбинированный 284, 296
многокамерный 305,323,327
облицованные патрубки 291
отражающий (реактивный) 284, 296, 301
перегородка активная 300
— дырчатая 300
пластинчатый 290, 292
полоса затухания 29 8, 3 02, 3 06
— пропускания 298, 306
Двигатель внутреннего сгорания
шум впуска и выпуска 118
Действие шума иа организм человека 36
воздействие на вегетативную нер* иную систему 38
— на центральную нервную си* стсму 38 заболеваемость 37 потеря слуха 36
снижение чувствительности ор* laiiOR слуха 36 степени потери слуха 37 тугоухость 36
эквивалентность влияния шума и нервной л biрузин 38
Декремент колебаний 261, 266
логарифмический 264, 266
Демпфер вязкого трения 268
Децибелы, децибелы А 15
Демпфирование инструмента 89 Дйнамический iсситель колебаний
Длина звуковой волны 17 Добростность 267
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
эффективность 298, 300
Канал облицованный 287
облицованный поворот 293, 294
связи 296
условный калибр 288, 291
Кепстр 21
Кинематическая вязкость 33
Когерентность (иекогереитиость) 23,
169 171, 175, 177
Кожух звукоизолирующий 216, 323
акустическая эффективность 218
требуемая звукоизоляция 217
Колебания гармонические 16
Компрессорные установки 108, 138
Корреляционные методы 23
Коэффициент вязкого трения 249,
— гидравлической мощности 33
— звукопоглощения 182,233,
— — в помещении 184
диффузиый 23 6, 2 4 1, 294
— — ограждающих поверхностей 229"
реверберационный 229
средний 182, 229
— звукопроницаемости 196
— излучения 29
— местиого сопротивления 322
— местных потерь 294
— передачи колебаний 213
— поглощения звука в воздухе
потерь энергии 263, 265
— простраиствеиного затухания
— сдвиговой вязкости 109
— формы резинового виброизо
лятора 251
— электромеханического преобразования 337
Кузиечио-прессовое оборудование
автоматы кузнечио-прессовые 81
молоты 81
прессы гидравлические 8$
прессы механические 81
Кулачковые механизмы 7$
Моделирование источников и распространения шума 30,32,34
Модуль сдвига 27
— упругости (Юига) 27
объемный 12
Момент диполя 25
Направляющие трубы 86
Насосы: винтовой 108 г идродииамическая неуравновешенность ротора 130 источники шума и вибрации $30 методы снижения шума 132 центробежный 130 шум вихревой 132 — кавитации 132, 137 — неоднородного потока 131, эксплуатация 133, 137
Начальная фаза колебании 17 Неупругое сопротивление 265 Неуравновешениость ротора дииамическая и статическая 76 методы снижения 77
Облицовка акустически прозрачная 290 локально реагирующая 288
Обтекание профиля 116
Осиовиой той 18
Ось диполя 25
Относительное демпфирование 255 Отражатель звука интерференционный 302 камериый 296 — — резонаисный 302
Отражеиие звука от открытого конца воздуховода 294, 320 Отрывные гечения 108
М
Период колебаний 18
Пилы 90
Машины вибрационные.
малошумиые 94
шумовые характеристики 92
Машины листовые ротационные 103
— плоскопечатные 103
— ролевые печатные 102
Машины текстильной н легкой промышленности источники шума 104 методы и средства снижения шума
Мельницы 96
Методы борьбы с шумом (общие) 55 организационно технические 61 снижение шума в источнике 57 строительно-акустические 57
Механический шум 64, 155, 164 моделирование 35
природа и закономерности 64
Плазматроны 149
Плотность звуковой энер)ии 14
— среды 12
Пневматический двигатель 108
Поглощение звука в воздухе 173
Пограничный слой 108
Подшипники качения 78, 164 — скольжения 79
Полимер: высокоэластичное состояние 269 стеклообразное состояние 269
Пол на упругом основании 246, 259, 328, 334
Полоса частот 20
октавная 20, 169
1/3-октавная 20, 169
С ПОСТОЯННОЙ «абсОЛЮТНОЙ шириной 20
—- — с постоянной относительной шириной 20
— частиц 12Социально экономическая тивиость 39— частиц 12Социально экономическая тивиость 39эффек-эффек-— энергетический 19, 20Средняя длина свободного пробега 184, 187, 192Средства борьбы с шумом (общие)— энергетический 19, 20Средняя длина свободного пробега 184, 187, 192Средства борьбы с шумом (общие)
— частиц 12
Социально экономическая тивиость 39
— частиц 12
Социально экономическая тивиость 39
эффек-
эффек-
— энергетический 19, 20
Средняя длина свободного пробега 184, 187, 192
Средства борьбы с шумом (общие)
— энергетический 19, 20
Средняя длина свободного пробега 184, 187, 192
Средства борьбы с шумом (общие)
средняя частота 21
Полосы лесонасаждений 177
ГЫмещеине несоразмерное 183, 186,
— соразмерное 183, 186, 190, 191 Постоянная затухания звука в воздухе 184, 187
— помещения 185
Постоянные Ламе 27, 263
Посты управления звукоизолированные 218
Потенциал скоростей 12
Потери энергии
в материалах и конструк
циях 268
*— — в твердых телах 263
вязкие 264
Предельный радиус 186
Приборы виброизмерительные 373
виброметры 373
вибропреобразователи 374
Приборы шумоизмерительные 365
анализаторы 368
градуировка 374
дозиметры шума 367
испытания 374
калибровка 374
магнитофоны 369
микрофоны 369
поверка 374
самописцы 368
фильтры полосовые 368
шумомеры 365
— интегрирующие 366
Производительность источников 12
Процесс 18
— детерминированный 18
— нестационарный 18
— периодический 18
— почти периодический 19
— случайный 18
»— стационарный 18
— эргодичный 18
спектр мощности $9, 20, 22
спектральная плотность энергии
средняя мощность 19, 20
Путь передачи шума
косвенный 212
прямой 212
Распространение звука в помещениях 179 моделирование 31
Распространение звука на откры
том воздухе 169
Распространение колебаний в одномерных неоднородных структурах
Реактивный двигатель 108, 142
Двухкон туриый 143
компрессор 148
миоготр^бчатый насадок 146
одноконтурный 143
рассекатели 146
реактивная струя 144
сетчатый экран 146, снижение шума струи 14о
характеристика шума 142 эжектор необлицоваиный 145 — облицованный 147
Реверберация звука 187
Редукторы 70
технологические отверстия 70
Резонатор 302
горло 302
добротность 302
концентричный 302, 304 объемный 304
Гельмгольца 302
торцовой 300
четвертьволновый 303
эквивалентная проводимость 302,
эффективность в полосе частот
Релаксация время релаксации 268 деформации 265, 268 напряжения 265, 268
Роликовый механизм подачи пр>т-
Сирена 108
шум 108
Скорость звука (в воздухе) 12, 18
— изгибпых воли в пластине 28
в стержне 27
— крутильных воли в стрежне 27
— объемная 24
— продольных воли в пластине
в стержне 27
Спад уровия за единицу времени
— — иа длине волны 267
— — иа единицу расстояния 267
Спектр лииеичатый 20
— мощности 20
— смешанный 20
— сплошной 20
Средства индивидуальной защиты ст шума 61, 345 вкладыши 347 наушники 347 шлемы 348
Стандарты по борьбе с шумом 43, 62
Станки металлорежущие 85
— деревообрабатывающие 91
Сторонняя сила 12
Струя свободная 108 излучение звука 110
Теизор Лайтхилла 109
— напряжений 109
Теневой угол 172
Теория Лайтхилла 109
Ультразвук 11, 49
допустимые уровни 49
измерение на рабочих местах 50 Уравнение волновое в декартовой системе координат 12
— — в сферической системе ко
ординат 13
— Гельмгольца 17
— движения (Эйлера) 12
— неразрывности 12
— состояния 12
Уравнения акустики 11
— теории упругости 26
Уровень звука 16, 45
— — оценочный 51
— — процентный 52
средний за длительный ин
тервал времени 51
— — средний оценочный 5$
— — эквивалентный 50
экспозиции шума 5$
— звукового давления 15
— звуковой мощности 15
— интенсивности звука 15
— мощности спектра 21
— скорости частиц 15
— суммы величин $5
Уровень шума
допустимый на рабочем месте
иа рабочем месте 181
Ширина резонансного пика 266
Шум внхревои 108, 115
— воздушный 196
— вращения 117
— кавитационный 109, 132, 137
•— конкретный 52
— начальный 52
— неоднородности потока 121
— непостоянный 44
импульсный 44
колеблющийся во време-
— — прерывистый 44
— неустойчивых течений 109
— окружающей среды 52
— переменный 169
— постоянный 43,$69
— резання 88
— тональный 43
— турбулентного пограничного слоя $18
— турблеитного потока при наличии твердых границ $14, 116 — турбулентного смешения 110 — ударный 196
— широкополосный 43
Шумовые характеристики источ
ников шума 44, 353
выбор 353
допустимые 52
методы определения 44
особенности измерения 357
Ф
стандартные 353
погрешность измерения 355
Фактор (коэффициент) направленности 14
— диполя 26
Функция автокорреляции 22
— комплексная пространствен
ной корреляции 23
— корреляции (взаимной корреляции) 22
— пространственной корреляции 23
Шумовые характеристики машин предельно допустимые 53
— — — технически достижимые
Шумовые хараитеристики рабочих мест 45 допустимые 38, 45
Экраны акустические $72, 220
U
акустическая эффективность 220
Электрические машины $52 вентиляционный шум $56, 165
Цепные передачи 75
допустимые (предельные значе- иня) уровни шума $53
Ч
измерение шумовых характеристик $54
Частота 17
— граничная 28, 20$
— угловая 17
Четырехполюсникакх стический
286, 298
— механическим 248
Число (критерий) Гельмгольца 31,
— Кармана 33
— Маха 33
— Рейнольдса 33
— Струхаля 33
Число Френеля 172
источники вибрации $55, 156
— шума $55, $56
магнитная вибрация $55, 158
магнитный шум $55, $58
механическая вибрация $55, 164
механический шум 155, 164
расчет вибрации 160
— шума 160, $65
снижение шума и вибрации 157,
$61, 164, 167
трансформаторы 164
число пазов электродвигателя 162
Эмиссия 43
Энергетическое суммирование 169
Евгений Яковлевич Юдин, Лев Александрович Борисов, Иосиф Владимирович Гореиштейн и др.
БОРЬБА С ШУМОМ НА ПРОИЗВОДСТВЕ
Справочник
ИБ № 3756
Ю"1аД£л*РЮ°а (Дп"*"дои)
(7.70)
где г* — кратчайшее расстояние от акустического центра А-го источ
ника до расчетной точки м, г = 1 м, V — объем помещения, м8 Ио =
- 1 м\ тп — тот же коэффициент, что и в фор»муле (7 5); Дп — по
правка, принимаемая по рис. 6 17, Дои — та же поправка, что и в формуле (7.5 .