Вероятностная оценка шумности легковых автомобилей тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Долотов Александр Александрович

• Долотов Александр Александрович
• кандидат наук
• 2022

Оглавление диссертации кандидат наук Долотов Александр Александрович

ВВЕДЕНИЕ

1 ГЛАВА 1. ПРОБЛЕМЫ ШУМНОСТИ АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА

1.1 Шум автотранспортных средств как фактор загрязнения

окружающей среды

1.2 Нормы шумности АТС в разных странах

1.3 Анализ работ в области исследования шума АТС

1.4 Определение вероятности попадания нормально распределенной

случайной величины в заданный интервал

1.5 Выводы по 1 главе

2 ГЛАВА 2. ФОРМИРОВАНИЕ ШУМА В САЛОНЕ АВТОМОБИЛЯ

2.1 Причины образования шума в механизмах и его вероятного разброса

2.2 Основные источники шума легкового автомобиля

2.2.1 Шум двигателя

2.2.2 Шум систем впуска и выпуска

2.2.3 Шум трансмиссии

2.2.4 Шум шин

2.2.5 Шум подвески

2.2.6 Шум тормозов

2.2.7 Шум вспомогательного оборудования

2.3 Суммарная оценка внутреннего шума

2.4 Выводы по главе

3 ГЛАВА 3. ОЦЕНКА ВЕРОЯТНОГО ШУМА ЛЕГКОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ

3.1 Методика экспериментальной оценки шума агрегатов автомобилей

3.2 Результаты статистических исследований шумности агрегатов

3.3 Расчет и построение двухфакторного уравнения регрессии

3.4 Расчёт и построение уравнений регрессии шума

в ближнем поле основных агрегатов

3.5 Закон распределения результатов измерений

3.6 Исследование влияния нагрузки на шумоизлучение

3.7 Выводы по главе

4 ГЛАВА 4. МЕТОДИКА РАСЧЁТНОЙ ВЕРОЯТНОСТНОЙ ОЦЕНКИ ШУМА АВТОМОБИЛЯ

4.1 Математическая модель вероятностной оценки шума

4.2 Определение разброса суммарного шума

4.3 Вычисление уровня шума с учетом вероятного разброса

4.3.1. Расчет шума от двигателя

4.3.2 Расчет шума от коробки передач

4.3.3 Расчет шума от главной передачи

4.3.4 Расчет шума от карданной передачи

4.3.5 Расчет шума от шин

4.3.6. Расчет шума выхлопа

4.3.7 Расчет структурного шума

4.3.8 Расчет суммарного внутреннего шума

4.4 Анализ результатов вероятностной оценки шума автомобилей ГАЗ-3110

4.5 Общая методика вероятностного расчета шума АТС

4.6 Выводы по главе

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ А

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

ПРИЛОЖЕНИЕ В

ПРИЛОЖЕНИЕ Г

ПРИЛОЖЕНИЕ Д

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Вероятностная оценка шумности легковых автомобилей»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. Заметной тенденцией развития современной цивилизации является улучшение качества жизни человека, повышение её безопасности и комфортности. Шумовое загрязнение среды, окружающей человека - это важная экологическая проблема [41, 38, 53, 15, 87, 26, 76, 101, 102, 112 и др.]. Одним из аспектов этой проблемы является постоянно возрастающий уровень транспортного шума, как внешнего, так и внутреннего [86, 75, 37, 6, 107, 116 и др].

За последние годы в России значительно вырос парк автотранспортных средств (АТС). Увеличение количества АТС на дорогах приводит к существенному росту шумности, что негативно влияет на экологическую обстановку. В настоящее время уровень шума, создаваемый городским транспортом, варьируется в пределах от 70 до 95 дБА [57], что нарушает установленный порог [25]. В крупных городах доля территорий, на которых превышаются санитарные нормы по шуму, достигает 45 %. В Волгограде уровень транспортного шума достигает 82дБА [73].

Шум потока АТС определяется количеством и шумностью участвующих в движении отдельных транспортных средств, что также влияет на шумовые характеристики которых распространяются действующие в настоящее время российские и международные стандарты, а также санитарные нормы и правила [87]. Выполнение этих норм проверяется только при контрольных испытаниях. В тоже время уровень внутреннего шума, то есть шума в кабине или салоне, впрямую зависит от уровня внешнего и в ряде случаев, особенно у возрастных машин, также превышает санитарные нормы, что вызывает повышенную утомляемость водителя и пассажиров и в ряде случаев приводит к профессиональным заболеваниям.

Одним из путей снижения общего шума является уменьшение вклада в него каждого источника [57], то есть каждого шумоизлучающего агрегата автомобиля.

В тоже время в российских и зарубежных источниках очень мало данных

по статистической оценке шума конкретных марок автомобилей [1, 82, 63, 46, 115 и др.]. Нет методик расчёта возможного разброса уровней шумности автомобилей. Это приводит к тому, что часть АТС по шумовым характеристикам во время эксплуатации выходит за допускаемые нормы при вполне благополучных значениях, показанных при испытаниях. Ведь даже автомобили одной и тоже партии будут иметь различные шумовые характеристики (например, различия в уровнях шума двигателя ВАЗ-21102 может достигать 6 - 7,5 дБ А) [82].

Поэтому целью диссертационного исследования является создание методики вероятностной оценки внутреннего шума легковых автомобилей, позволяющей на стадии проектирования формировать их акустические характеристики, обеспечивающие выполнение норм действующих технических регламентов.

Для достижения указанной цели были поставлены следующие основные задачи:

1. Анализ шумности парка российских и зарубежных автомобилей разного возраста на предмет соответствия действующим техническим регламентам.

2. Экспериментальные исследования шумности легковых машин разного возраста (на примере ГАЗ-3110) и их основных агрегатов. Анализ результатов, определения статистического закона распределения общих уровней их шума.

3. Разработка математической модели и компьютерной программы, позволяющей оценивать вклад в общий уровень внутреннего шума автомобиля основных источников с оценкой вероятностного разброса. Расчетные исследования шумности автомобилей семейства ГАЗ-3110, анализ результатов.

4. Разработка методики вероятностной оценки шума легковых автомобилей, позволяющей определять общий уровень и спектральные составляющие шума в салоне автомобиля в зависимости от характеристик шумности каждого источника с оценкой вероятностного разброса их значений у машин разного возраста.

Объект исследования - легковые автомобили семейства ГАЗ-3110.

Предмет исследования - характеристики шумности легковых автомобилей (на примере ГАЗ-3110).

Научная новизна работы состоит в том, что:

1. Показано, что уровень шума даже новых легковых автомобилей одной марки значительно (до 9 дБА) отличается. Обоснована необходимость статистической оценки их шумности для обеспечения на стадии проектирования уровня внутреннего шума, не превышающего норм действующих технических регламентов.

2. Впервые для легковых автомобилей (на примере ГАЗ-3110) выявлено, что

• - основная доля (39 %) шума в салоне формируется двигателем, 23 % - шинами, по 12 % - КПП и карданной передачей, 9 % - главной передачей и 5 % - системой выхлопа;

• - при увеличении момента сопротивления на ведущих колесах от 20 до 80 Н-м уровень шума двигателя возрастает с 73 до 98 дБА, карданной и главной передач - с 93 до 95 дБА, КПП - с 97 до 101 дБА, шума выхлопа - с 82 до 87 дБА, а общий уровень шума в салоне - с 76 до 78 дБА;

- наибольшее изменение уровня шума КПП при изменении номера передачи наблюдается на частотах вращения двигателя ниже 2500 об/мин, на больших частотах номер передачи не оказывает заметного влияния на шумность КПП.

3. В результате статистической обработки опытных данных показано, что разброс уровней шума легковых автомобилей и их агрегатов (на примере ГАЗ-3110) описывается нормальным законом распределения, а среднеквадратическое отклонение уровня шума в ближнем поле агрегатов составляет от 3 до 13 дБА в зависимости от срока эксплуатации и режима работы двигателя.

Теоретическая и практическая значимость работы состоит в следующем.

1. Полученные многофакторные уравнения регрессии, позволяющие определять общие уровни шума основных агрегатов автомобилей с разными сроками эксплуатации при различных значениях частоты вращения и крутящего момента двигателя, являются вкладом в развитие теории акустики в приложении к транспортным средствам.

2. Созданная на основе предложенной математической модели компьютерная программа позволяет определять общий уровень и спектральные составляю-

щие внутреннего шума, проникающего в салон автомобиля через панели от разных источников, с оценкой дисперсии их значений. Программа адаптируется ко всем легковым автомобилям с классической компоновкой.

3. Установленное подчинение нормальному закону распределения уровня шума автомобилей семейства ГАЗ-3110 разного возраста позволяет предполагать подчинение ему шумовых характеристик других легковых автомобилей и обеспечивает возможность использования предложенных автором методов и средств для формирования их акустических характеристик.

4. Предложенная методика вероятностной оценки шумности автотранспортного средства позволяет уже на стадии проектирования с учетом характеристик шумопоглощения и вторичного шумоизлучения материалов и конструкций панелей целенаправленно формировать акустические характеристики машины, обеспечивающие с необходимой вероятностью выполнение норм действующих технических регламентов, значительно сокращая время и ресурсы на доводку автомобилей.

5. Полученные экспериментальные данные, показывающие влияние изменения нагрузочного режима двигателя автомобилей семейства ГАЗ-3110 разных лет выпуска на изменение шумовых характеристик самого двигателя, коробки передач, карданного вала и главной передачи, могут быть полезными производителям других легковых автомобилей.

В диссертации используются экспериментальные и расчетные методы исследования акустических характеристик автомобилей и их агрегатов.

Экспериментальные исследования проводились:

а) в реальных условиях эксплуатации автомобиля - на прямолинейном асфальтированном участке дороги (выполнялись замеры внутреннего шума);

б) в стендовых условиях - на ступичном динамометрическом стенде БупаРаек 4WD производства фирмы «БупаРаск» Новая Зеландия (замеры уровня шума у двигателя, коробки передач, карданной передачи, главной передачи, в салоне и шума выхлопа в зависимости от нагрузки на двигатель);

в) в стендовых условиях при использовании подъёмного устройства с целью

исключения шума шин и аэродинамического шума и поддержания одинаковых условий во время испытаний.

В расчетных исследованиях использовались основанные на положениях статистической теории акустики методики анализа шумности

Внедрение результатов работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований, разработанная методика вероятностной расчётной оценки ожидаемого внутреннего шума легкового автомобиля и созданная компьютерная программа внедрены в ЗАО «Нижневолжское УТТ», а также используются в учебном процессе кафедры «Транспортные машины и двигатели» ВолгГТУ для подготовки магистров направления 23.04.02 «Наземные транспортно-технологические комплексы» и специалистов направления 23.05.01 «Наземные транспортно-технологические средства» при изучении дисциплин «Испытания НТТС», «Техническая акустика», «Основы технических измерений».

Копии актов о внедрении результатов работы приведены в Приложении к диссертации.

Положения, выносимые на защиту:

1. Математическая модель, позволяющая определять общий уровень и спектральные составляющие внутреннего шума, проникающего в салон автомобиля через панели от разных источников, с оценкой дисперсии их значений.

2. Методика вероятностной оценки ожидаемого внутреннего шума легкового автомобиля, позволяющая для автомобилей разных лет выпуска определять не только математическое ожидание уровня внутреннего шума и его спектральных составляющих, но и предполагаемый разброс их значений.

3. Результаты экспериментальной оценки шумности отдельных узлов автомобилей семейства ГАЗ-3110.

Положения работы докладывались на ежегодных научных конференциях разного уровня: на всероссийской научно-технической конференции, посвященной 100-летию начала подготовки инженеров по автомобильной специальности в МГТУ им. Н.Э. Баумана (25-26 дек. 2009 г., г. Москва); на международной научно-технической конференции Ассоциации автомобильных инженеров (ААИ), по-

священной 145-летию МГТУ "МАМИ" (16-17 ноября 2010 г., г. Москва); на международной конференции «Прогресс транспортных средств и систем - 2013» (2426 сент. 2013 г., г. Волгоград); а также на ежегодных научных конференциях Вол-гГТУ (44-я - 59-я конференции) (февраль 2007-2022 г., г. Волгоград).

Публикации. Материалы диссертации опубликованы в восемьнадцати научных работах, среди которых 10 статей - в журналах, рекомендованных ВАК РФ; 1 статья - в источнике, индексируемом в базе SCOPUS; 7 статей - в других источниках.

Диссертационная работа включает в себя введение, четыре главы, выводы по главам, заключение, список использованных источников. Основная часть работы изложена на 143 страницах машинописного текста, содержит 57 рисунков и 26 таблиц.

ГЛАВА 1. ПРОБЛЕМЫ ШУМНОСТИ АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА

1. 1 Шум автотранспортных средств как фактор загрязнения

окружающей среды

Проблема улучшения условий проживания населения в городах в существенной мере зависит от степени разрешения вопросов снижения акустическог загрязнения окружающей среды автомобильным транспортом (АТС). Повышенный уровень шума, излучаемый АТС, является одним из факторов загрязнения окружающей среды. [84].

АТС вносит в атмосферу городов с интенсивным автомобильным движением до 80 % вредных веществ [84]. Доля шума, излучаемого АТС, доходит до 90 % городского шума от всех источников [103, 106, 108, 117, 8, 9, 16 и др.].

По данным отечественных и зарубежных исследователей, в среднем, продолжительность жизни населения, проживающего вблизи автомобильных магистралей, может сокращаться на 10-14 лет [96].

Уровень шумового загрязнения зависит как от количества источников повышенного шума, так и от уровня шума каждого отдельного источника. Преобладающим источником шума в городах преимущественно является транспорт. Уровень шума от городского транспорта составляет 70-90 дБА [18]. Уровень эквивалентного, т.е. общего шума промышленных предприятий, составляет 60-70 дБА. В Москве 45 % площади городской застройки представляют собой территории со сверхнормативными уровнями шума [26]. Более 50 % населения крупных городов России проживает, находясь в условиях акустического дискомфорта, возникающего в том числе вследствие деятельности объектов транспортной инфраструктуры [84]. Так, в Волгограде уровеь шума транспортных потоков достигает 82 дБА (на ул. Шурухина) [73].

Уровень внешнего шума городского транспорта согласно некоторым сведениям колеблется в пределах 74-85 дБА [84]. На загородных трассах и магистралях

он может доходить до 90 дБА. Гигиенически оптимальным согласно санитарным нормам для человека является уровень 40 дБ [84, 101, 43, 76, 11]. Его систематическое превышение часто приводит к последствиям для здоровья и эмоционального состояния человека. Анализ методов борьбы с шумом показывает, что снижение его уровня может быть достигнуто в первую очередь за счет уменьшения уровня шума каждого источника [84].

Количественный состав автопарка Российской Федерации по состоянию на 1 июля 2015 года представлен на рисунке 1.1.

со

CD CD О CD 00 СО

ю

CD СО СО Ji-[CDl СО

г-оо

СП

оо

оо

OJ

г-

со ю

CD CD CD

оо

oo оо

co

co Ю OJ

со

CD f—

СО ю

ю ю

оо

ю OJ

OJ OJ

"1_

r-Ю OJ

со о

CD

CD OJ

о

со

CD

OJ

cd

со оо

CD

oo oo

oo со

ГГ-

со

ю со

CD т—

т— со

г- ю

OJ CD

оо CD

CD CD

CD оо

т— г-

СО о

т— С\|

оз г-

ю ю

CD CD OJ

Ю Ю

со r-

ю CD

оо т—

OJ CD

CD oo

Ю o

Li) со

CD CD

r-

о oo

со

со

OJ

oo

Го со

^ н z g - £ j | I X|:> en в m J3

о ^ ^

>

Рисунок 1.1 - Парк легковых автомобилей России по маркам

Согласно данным аналитического агентства "АВТОСТАТ", "в российском автопарке насчитывается 41 млн. легковых автомобилей. Самый большой парк -автомобилей ВАЗ - 13,9 млн. шт., что составляет 34 % всех легковых автомобилей россиян. На втором месте - Toyota (3,7 млн. шт.; 9 % российского парка).

Свыше 1 млн. легковых автомобилей насчитывают также парки Nissan (1,9 млн. шт.; 4,6 %), Chevrolet (1,5 млн. шт.; 3,7 %), Hyundai (1,5 млн. шт.; 3,6 %), Renault (1,3 млн. шт.; 3,3 %), Volkswagen (1,3 млн. шт.; 3,2 %), KIA (1,3 млн. шт.; 3,1 %), Ford (1,2 млн. шт.; 3,0 %), Mitsubishi (1,1 млн. шт.; 2,7 %) и GAZ (1,1 млн. шт.; 2,7 %)" [1].

Свыше 500 тысяч легковых автомобилей в России насчитывают парки брендов: Moskvich, Opel, Honda, Daewoo, Mazda, Uaz, Skoda, Audi, Mercedes.

Эксперты аналитического агентства "АВТОСТАТ" подсчитали, что на ТОП-25 марок приходится 93 % автопарка России [1].

Увеличение объёма двигателей, а в следствии повышение их мощности, возрастание скоростей движения и росто общего количества автомобилей приводит к тому, что борьба с шумом и вибрацией становится более актуальной, особенно в рамках решения проблем акустического загрязнения окружающей среды [11, 22, 35, 34, 36, 49, 84, 89 и др].

На рисунке 1.2 показаны результаты замеров уровня шума различных марок автомобилей по ГОСТовской методике (ГОСТ 33555-2015) при интенсивном разгоне автомобиля до скорости 100 км/ч, из которых видно, что шумность некоторых марок автомобилей не отвечает требованиям ГОСТа и технического регламента таможенного союза ТР ТС 018/2011 о безопасности колесных транспортных средств (переходит красную линию) [24, 97].

В России средний возраст подержанного автомобиля равняется 12,9 годам, и согласно данным аналитического агентства "АВТОСТАТ", в последнее время этот показатель увеличивается.

Таблица 1.1 - Средний уровень шума в салоне автомобиля в зависимости от его возраста

Возрастная категория Доля, % Средний уровень шума в салоне автомобилей ГАЗ-3110, дБА (при скорости движения 100 км/ч)

0-5 лет 28,0 77

5-10 лет 20,6 79

10-15 лет 14,3 81

15-20 лет 14,1 85

Старше 20 лет 23,3 87

Около 28,4 % подержанных автомобилей имеют срок эксплуатации от 10 до 20 лет. Ожидается, что за счет прогнозируемого роста продаж новых автомобилей

средний срок эксплуатации снизится. Категория автомобилей в возрасте до 5 лет зависит от рынка новых автомобилей и составляет 28,0 % (таблица 1.1) [70].

ГАЗ 3110 BS

ВАЗ 2110 B2

Peugeot 20S |B1,3

АЗЛК 214145 B1

Mercedes-Benz G 500 B0

Carlsson CM 57 79

Brabus 5.B 79

ГОСТ 7B

Skoga Fabia 77,5

Seat Cordoba 77,3

Hundai SantaFE 1 67,5

Opel Astra 1 7S,B

Toyota Varis 1 76,5

Saab 9-5 2.3 1 7 5,6

Ford mondeo 1 7 5,5

BMW 7S0Li 1 73,

VW Phaeton W12 1 72,B

Audi A4 1 72,6

Toyota Avensis 2.0 1 72

VW Golf III 1 71,2

Mercedes S S00L 1 70

0 10 20 30 40 50 S0 70 B0 90 L, дБА

Рисунок 1.2 - Уровень шума в салоне автомобилей при интенсивном разгоне до 100 км/ч.

1.2 Нормы шумности АТС в разных странах

Шум автомобильного транспорта наносит экологический вред и экономический ущерб. Для снижения которого руководством стран и национальными организациями принимаются мероприятия по снижению допустимых уровней шума. В течении четверти века уровень внешнего шума производимых автомобилей уменьшился в среднем на 10-12 дБА [84]. В странах Западной Европы и Северной Америки допустимые уровни шума легковых автомобилей регулярно ужесточаются примерно на 3 дБА с периодичностью в каждые 10 лет [53]. На рисунке 1.3 представлена историческая зависимость допустимых уровней внешнего шума автомобилей и тенденция их изменения в различных странах [84].

90 88 86 84 82 80 78 76 74 72 70

1950 1960 1970 1980 1990 2000 2010 2020 • - Швейцария □ - Россия А - ФРГ Д - США О -УЭКООН

Рисунок 1.3 - Допустимые нормы уровней внешнего шума легковых автомобилей

в разных странах

< ш

сГ

со ы

ее

п

О) X

со о 2.

1—1 '

• ▲ \ 1 1

А 1_1 1 |

Л. 1_1 V г-1

«к

А П

/ \ и

□

В европейских странах помимо правил ЕЭКООН № 51, действуют правила, определяющие требования к нормам шума выхлопных систем, и к параметрам звуковых сигналов, введенные для ограничения уровня внешнего шума АТС [84].

Действующие в нашей стране нормативные документы "полностью соответствуют Правилам № 51 ЕЭК ООН" [84]. В соответствии с ними допустимые

уровни внешнего шума автомобилей представлены в таблице 1.2 [84].

Уровень внутреннего шума автотранспорта регламентируется внутригосударственными или международными стандартами. Согласно ГОСТа 33555-2005, нормы внутреннего шума РФ приведены в таблице 1.3.

Таблица 1.2 - Допустимые уровни внешнего шума автомобилей, дБА [84]

Категория транспортного средства Правила № 51 ЕЭК ООН

Серия 01 Серия 02

М1 77* 74*

М2, N (т < 2т, т-масса АТС) 78* 76*

М2, N (2т < т < 3,5т) 79* 77*

М2, М3 (т > 3,5т, N < 150кВт) 80 78

М2, М3 (т > 3,5т, N > 150кВт) 83 80

N2, N3 ^ < 75кВт) 81 77

N (75кВт < N < 150кВт) 83 78

N2, N3 ^ > 150 кВт) 84 80

Год вступления в силу 1997 1999

Таблица 1.3 - Допустимые нормы уровней внутреннего шума (РФ) ГОСТ 33555-2015

Автотранспортное средство Допустимый уровень, дБА

Автомобили и автобусы для перевозки пассажиров

Категория М1 (кроме вагонной компоновки кузова) 77

Категория М1 (вагонная, полукапотная компоновка кузова) 79

Категории М2, М3

- на рабочем месте водителя 77

- в пассажирском помещении автобусов классов II и III 79

- в пассажирском помещении автобусов класса I 81

Категории М2, М3 (с расположением двигателя впереди)

- на рабочем месте водителя и в пассажирском помещении 79

Автомобили для перевозки грузов

Категории N полной массой до 2 т 79

Категория N полной массой от 2 до 3,5 т 81

Категории N 81

Категории N для международных перевозок 79

Примечания:

1. Для АТС повышенной проходимости категории Ml допустимые уровни увеличиваются на 2 дБА.

2. При проведении инспекционных испытаний сертифицированного типа АТС допускается превышение допустимых уровней не более чем на 1 дБА.

3. Для АТС, поставленных на производство до 01.01.91, допускается увеличение предельных значений на 2 дБА [23, 84].

В зарубежных странах с 1977 г. по 1984 г. подготовили и выполнили 39 проектов, направленных на уменьшения уровня внешнего шума автомобилей до нормативных значений перспективных правил [84]. Уменьшение шума приводит к незначительному увеличению массы автомобиля, что может отразиться на расходе топлива и себестоимости автомобиля [84].

При рассмотрении экономической составляющей для снижения уровня шума автомобиля надо обратить внимание и на экологическую. Разность стоимости предотвращённого экологического ущерба и увеличение стоимости автомобиля будет положительной [84].

1.3 Анализ работ в области исследования шума АТС

Инженерная акустика обязана своим появлением и развитием своих основных положений трудам отечественных и зарубежных ученых: Л. Беранека, Б. Д. Тартаковского, В. И. Заборова, С. Д. Ковригина, А. Е. Колесникова, Л. Кремера, И. И. Клюкина, М. Крокера, Г. Куртце, Дж. Лайтхилла, В. Т. Ляпунова, З. Маека-вы, Э. Л. Мышинского, Л. М. Лямшева, Л. Л. Мясникова, А. С. Никифорова, М. С.

Седова, Е. Скучика, Г. Л. Осипова, М. Хекла, Е. Я. Юдина и многих других [39].

Вопросами снижения внешнего и внутреннего шума автомобилей и других автотранспортных средств, разработкой и проектированием шумозаглушающих систем занимались и занимаются отечественные и зарубежные ученые и исследователи [84]. В этой области известны работы таких авторов, как Алексеев С. П., Алексеев И. В., Асминин В. Ф., Белякин С. К., Блехман И. И., Бобровницкий Ю. И., Бобылев В. Н., Боголепов И. И., Борисов Л. А., Бочаров Н. Ф., Буторина М. В., Вайнштейн Л. Л., Васильев А. В., Галевко Ю. В., Гудцов В. Н., Григорьев Ю. С., Григорьев Е. С., Дж. У. Салливэн, Диментберг Ф. М., Дроздова Л. Ф., Егоров Н. Ф., Иванов Н. И., Изак Г. Д., Инзель Л. И., Ионов А. В., Казаков А. М., Кирпичников В. Ю., Колотилов Н. Н., Комкин А. И., Кочнев А. П., Куклин Д. А., Курцев Г. М., Лопашов Д. 3., Луканин В. Н., Месхи Б. Ч., Минина Н. Н., Мунин

A. Г., Нюнин Б. И., Осипов Г. Л., Петров Ю. И., Поболь О. Н., Попков В. И., Поспелов П. И., Р. Тэйлор, Разумовский М. А., Старобинский Р. Н., Строкин А. А., Сунцов В. Э., Терехов А. Л., Ткаченко Ю. Л., Тольский В. Е., Тулов В. В., Тупов

B. Б., Тюрина Н. В., Устинов Ю. Ф., Фесина М. И., Федосеева Е. И., Фролов К. В., Хорошев Г. А., Чукавин А. Е., Чукарин А. Н., Цукерников И. Е., Шубин И. Л., Щевьев Ю. П., Элькин Ю. И. и др.

Шумоизлучение даже новых легковых автомобилей, изготовленных даже на одном и том же предприятии, не является одинаковым [70]. Производителями и эксплуатирующими организациями не выполняется статистическая оценка шум-ности как автомобильных двигателей, так и других шумоизлучающих систем автомобиля (трансмиссии, шин, аэродинамического шума и др.) [32]. Данной проблеме посвящены работы таких учёных, как Е.А. Григорьев, А.О. Крузе, О. Д. Ко-сов и др.

В работе Победина А.В., Косова О.Д., Орешкина В.Н. «Статистическая оценка шума автомобилей семейства ВАЗ - 21102» [82] приводятся результаты измерений уровней шума новых автомобилей Волжского автозавода. Для автомобилей ВАЗ-21102 приведены статистические характеристики шумности в ближнем шумовом поле двигателя, силового агрегата и на рабочем месте водителя.

Показано, что наибольший разброс уровней общего шума наблюдается у двигателя (1,25 дБА - шкала «А» и 1,08 дБ - шкала «Lin») и на месте водителя (0,49 дБА и 1,32 дБ). Максимальное среднее квадратичное значение разброса измерений (3,66 - 6,09 дБ) наблюдалось в среднегеометрической полосе 80 Гц. При этом наибольший разброс наблюдался в шумности редуктора и дифференциала. Шумность силовой передачи проявлялась, прежде всего, на частотах 1250 и 4000 Гц, причем в третьоктавных полосах частот увеличение составляло от 5,11 до 6,91 дБ (1250 Гц) и от 0,93 до 0,34 дБ (4000 Гц).

В октавных полосах частот этот эффект меньше и проявляется прежде всего в среднегеометрической октавной полосе 1000 Гц. Увеличение составляет от 3,02 до 3,97 дБ.

Таким образом, даже для новых автомобилей на примере семейства ВАЗ-21102 характерен существенный разброс уровней звукового давления у разных экземпляров автомобилей одной и той же модификации в одних и тех же постоянных условиях (на стенде).

В работе А.О. Крузе, О.О. Крузе «Статистическая оценка шума автомобилей» [46] приведено описание обследования 6 марок автомобилей с объемом выборки по 80 - 100 автомобилей каждой марки. Приведены также результаты определения распределения уровней внешнего шума от скорости движения с нагрузкой и без нагрузки автомобилей ЗИЛ-130. Для них определены распределения уровней внешнего шума от скорости движения с нагрузкой и без нагрузки. Данные представлены в таблице 1.4.

С целью проверки соответствия шума обследуемых автомобилей нормам предельно допустимых уровней внешнего шума новых и находящихся в серийном производстве автомобилей построены интегральные функции распределения уровня шума автомобилей, по которым определен процент автомобилей, укладывающихся в нормы (таблица 1.5).

Данные свидетельствуют о том, что уровень шума большей части автомобилей, находящихся в эксплуатации, не укладывается в предельно допустимые значения уровней шума. Существует значительный резерв возможность снижения

зашумленности городских территорий путем уменьшения шума автомобилей, превышающих нормы ГОСТа, и поддержания его на регламентируемом уровне. Таблица 1.4 - Зависимость уровней внешнего шума, создаваемого автомо-

билями ЗИЛ-130, от скорости движения с нагрузкой и без нагрузки

Скорость Включенная передача Нагрузка Математическое ожидание Среднеквадратиче-ское отклонение

км/ч 2 3 4 5

20 5 85 82 10 18 - БН Н 113,5 120,1 3,99 5,2

40 - 27 27 73 73 - БН Н 114,9 122,1 4,8 5,2

60 - - - 100 100 БН Н 118,2 126,1 4,37 3,8

Разгон - 100 100 - - БН Н 122,1 126,7 4,4 4,16

Таблица 1.5 - Доля автомобилей, укладывающихся в нормы

ЗИЛ-130 МАЗ-500 ГАЗ-24 ВАЗ-2101 ЛиАЗ-677 Икарус-260

61,5 % 49,0 % 64,3 % 84,2 % 87,5 % 45,5 %

В работах С.В. Белоцерковского и В.Е. Тольского [5] приведены результаты исследования вклада шумоглушения в системе выпуска в общий уровень внешнего шума легкового автомобиля с бензиновым двигателем объемом 2,5 л. Авторами "получены спектры шума выхлопа с глушителем и без него (рис. 1.4). Во втором случае вместо глушителя устанавливалась различные отрезки труб" [50].

В ходе анализа опытных данных установлено, что уровни внешнего шума автомобиля с системой выпуска без глушителей полностью определялись уровнем шума выхлопа. Определив разницу измеренных уровней шума выпуска в ближнем поле и внешнего шума автомобиля, авторы получили поправку 1 дБА, позволяющую вычислить по уровням шума выпуска в ближнем поле его вклад во

внешний шум автомобиля и совпадающую с теоретическими вычислениями. Было выяснено, что уровень шума выхлопа, оказывающийся ниже на 8...10 дБА уровня внешнего шума автомобиля, практически не влияет на уровень внешнего шума автомобиля [5].

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Долотов Александр Александрович, 2022 год

Источники шума

Рисунок 2.2 - Классификация источников шума автомобиля [59]

Под величиной а понимается коэффициент акустической возбудимости автомобиля, т. е. а = /, где - акустическая мощность, излучаемая автомобилем в случае работы только двигателя [84].

Поэтому представляет большой интерес каждый источник шума автомобиля, его интенсивность и физиологические показатели [84].

На основе данных завода ВАЗ (рисунок 2.3) [10] можно увидеть баланс источников шума серийного автомобиля. По графику видно, что три составляющие связаны с работой двигателя и одна от самого движения автомобиля [2].

Рисунок 2.3 - Баланс источников шума легкового автомобиля:

1 - от системы впуска; 2 - от работы двигателя; 3 - от системы выпуска;

4 - от движения накатом

2.2.1 Шум двигателя

"Традиционным требованиям к ДВС является высокая топливная экономичность и мощность, долговечность и надежность конструкции, малые габариты и удельная масса. На сегодняшний момент добавились требования по выполнению еще двух качеств - невысокой токсичности и малой излучаемой акустической мощности" [94]. Интенсивность шума определяют по уровню интенсивности звука или акустической мощности (дБ). Шкала децибел содержит очень большой диапазон интенсивности шумов.

В случае существования нескольких источников шума (типичная ситуация в двигателях внутреннего сгорания) может возникнуть необходимость суммирования (вычитания) их уровней, например, с помощью номограмм. Такая характеристика шума, как акустическая мощность, одновременно служит основным показателем акустических качеств двигателя внутреннего сгорания, отражающим его способность излучать шум в окружающее пространство. При исследовании применяют также такие характеристики шума ДВС, как уровень излучаемого поверхностями ДВС шума и его зависимость его от параметров работы двигателя таких

как частота вращения и нагрузка; шумовая диаграмма двигателя. Шумовая диаграмма дает представление о направленности излучения. Мгновенные значения уровней шума позволяют выявить наиболее шумные стадии рабочего цикла двигателя, оценить явления различного рода, длящиеся короткий промежуток времени, например, сгорание топлива или удары в механизмах. Спектр шума позволяет судить о распределении энергии излучения по частотному диапазону.

Работающий двигатель можно представить как совокупность нескольких источников акустического излучения. По формуле:

можно подсчитать суммарный уровень шума нескольких источников. Дополнительные сведения о шуме и вибрации можно получить с помощью временных характеристик, которые расширяют возможности анализа и расшифровки происхождения акустического излучения [2,52].

Шум двигателя возникает на всех стадиях рабочего цикла. Особенно интенсивное это проявляется в моменты открытия и закрытия клапанов газораспределительного механизма и во время процесса сгорания топлива [2]. В соответствующие фазы рабочего цикла мгновенный уровень шума повышается скачкообразно на величину АЬ = 10...15 дБ. Скачок АЬ целесообразно принять в качестве количественной характеристики импульса шума в двигателе. Непосредственно из осциллограмм шума: [52]

где Атах - максимальная амплитуда колебаний в импульсе; А0 - амплитуда колебаний до момента возникновения импульса. При работе двигателя излучение шума возникает по следующим причинам: опрокидывающего момента, влияние знакопеременных сил, развивающихся в механизмах двигателя, возмущения во впускных и выпускных системах, под действием сил давления газов [2, 52]. Длительность возмущения определяет время существования излучателя и может составлять часть длительности рабочего цикла. Излучение в этих случаях носит импульсный характер, повторяясь от цикла к циклу. Другие излучатели будут дейст-

(2.2)

АЬ = 2012

Л

(2.3)

вовать на протяжении всего цикла. В соответствии с изложенным, уравнение акустического баланса по рабочему циклу имеет вид:

ш = W +W +W + W + W + W + W (2.4)

УУД УУВП^УУ ВЫ^УУДЕФ^ УУС ~ УУ Н ~ УУАГ ~ УУУД ' У '

Шум двигателя Wд возникает при процессах наполнения ЩвП, выпуска WВЫП, сжатия, подвода теплоты расширения WН при осуществлении рабочего процесса в агрегатах WAг и при работе механизмов двигателя Wyд. Во всех случаях акустическая энергия W излучается поверхностями двигателя Wд, выпускными и впускными горловинами. Таким образом, можно составить уравнение акустического баланса по поверхности излучения:

Wд = + Wвп + Wвып ,

I=1

П

где Х Wi - акустическая мощность излучения ¿-го участка поверхности Б

¿=1

двигателя;

п - число участков, на которые разбита поверхность Б.

Среднестатистическая зависимость уровня шума у ДВС автомобилей ГАЗ-3110, полученная на основе экспериментальных данных, представлена на рисунке

2.4.

в1

в1

Рисунок 2.4 - Среднестатистическая зависимость уровня шума ДВС автомобилей ГАЗ-3110 (аь -среднеквадратическое отклонение) [115]

В работе Бангояна Э. Г. [3] указано, что "представление акустического баланса в виде суммы мощностей излучателей открывает возможности аналитиче-

ского расчета величины акустического излучения от каждого источника. Особенно целесообразно использование уравнений акустического баланса для оценки эффективности мероприятий по снижению шума путем воздействия на различные источники. С помощью такого уравнения баланса можно также оценить максимальный эффект, который может быть достигнут при полной ликвидации данного источника. Следует отметить, что всегда существует необходимость оценки излучения, осуществляемого отдельными источниками, а также параметров рабочих процессов и конструкции двигателя, которые решающим образом влияют на появление акустического излучения" [3].

"Вентиляторы системы охлаждения, особенно на современных грузовых автомобилях, могут быть источником весьма интенсивного шума, уровень которого очень близок к уровню шума двигателя. Общий уровень шума вентиляторов обусловлен дискретными частотами колебаний, кратными частоте вращения вала вентилятора и числу его лопастей. Эти частоты возникают при взаимодействии лопастей с проходящим потоком и передаются через облицовку и радиатор. Интенсивность шума вентилятора пропорциональна средней осевой скорости потока" [52].

"Существующие искажения структуры потока, которые также зависят от его осевой скорости, интенсифицируют шум вентилятора. С одной стороны, для данной скорости верхняя предельная частота вращения вентилятора должна быть по возможности минимальной, с другой стороны, она определяется предельным давлением, необходимым для преодоления сопротивления системы.

Снизить предельную частоту вращения вентилятора при неизменной его производительности можно путем повышения аэродинамического КПД: уменьшением радиальных зазоров в тракте или применением специальных кожухов; улучшением конструкции радиатора (формы, толщины и площади), т. е. возможностью регулировать его теплоотдачу, связанную с уменьшением средней осевой скорости потока. При снижении размеров радиатора при прочих равных условиях шум вентилятора будет возрастать. Правильным подбором аэродинамических качеств вентилятора в сочетании с оптимальными размерами и конструкцией радиа-

тора добиваются минимального искажения потока и, следовательно, снижения шума. Современный осевой вентилятор даже с асимметричным расположением лопастей по сравнению с центробежным (при прочих равных условиях) работает более шумно" [3].

2.2.2 Шум систем впуска и выпуска

"Под шумом впуска (выпуска) понимается акустическое излучение, производимое впускным (выпускным) отверстием трубопровода, а также наружными поверхностями деталей впускных (выпускных) систем" [47]. В экспериментальной практике шум впуска (выпуска) Ьвп обычно выделяют путем регистрации уровней и спектров шума в точке, находящейся близко (~ 0,5 м) от впускной (выпускной) горловины, при работе двигателя на выбранном режиме без воздухоочистителя (глушителя) Ьдв и при их наличии составляющей Ьг, т. е. уровень шума впуска [13 ,25]. Некоторые значения уровней шума впуска, найденные указанным способом, приведены в таблице 2.1. Очевидно, что уровни шума впуска могут быть основополагающими, определяя в значительной степени общий уровень шума двигателя [84].

Согласно данным экспериментов [27, 28, 79], "нагрузочный режим не влияет на спектральный состав шума впуска, и распределение частот в спектре остается таким же при работе двигателя на режиме прокрутки" [60]. Звуковые поля двигателей, снятые при их работе по внешней скоростной характеристике, имеют максимальные уровни звука (на всех скоростных режимах) в зоне всасывающего отверстия впускного коллектора. "Общий уровень шума впуска с повышением частоты вращения возрастает значительно быстрее, чем средний общий уровень шума в точках, расположенных вокруг двигателя. Увеличение уровня шума составляет 10...17 дБ на каждые 1000 об/мин" [60].

При работе двигателя по нагрузочным характеристикам уровень его шума по контуру зависит от нагрузки, но в точке, характеризующей шум впуска, этот уровень остается постоянным. Интенсивность шума впуска при работе двигателя

по нагрузочной характеристике изменяется незначительно. Так, двигатели ЯМЗ-236 и ЯМЗ-238 характеризуются незначительным падением уровня шума (на 1...2 дБ) при увеличении нагрузки до 100 % по сравнению с холостым ходом. Следует отметить, что двигатели большого литража имеют более высокие уровни шума впуска. Эта закономерность была отмечена в работах по исследованию шума судовых и стационарных дизелей [52].

Установка турбонагнетателя приводит к некоторым изменениям характеристики шума впуска дизелей, кроме того, сам нагнетатель является дополнительным источником шума. Аэродинамический шум роторных нагнетателей (135 дБ) значительно превышает шум других агрегатов двигателя. "Увеличение уровня шума впуска при росте частоты вращения от птп до птах у карбюраторных двигателей составляет 12...17 дБ" [52]. "Если двигатель работает по частичной скоростной характеристике, то с увеличением п уровень шума возрастает на 5...10 дБ на каждые 1000 об/мин. При частичных нагрузках шум впуска всегда меньше, чем на режиме 100 %-ного открытия дроссельной заслонки. При работе по нагрузочной характеристике шум впуска карбюраторного двигателя, в отличие от шума впуска дизеля, изменяется в широких пределах. Если нагрузка увеличивается от 0 до N1тах, , то уровень шума впуска возрастает на 10...15 дБ" [52]. Шум нарастает с ростом п, хотя нагрузка при этом остается постоянной.

"Спектр шума впуска карбюраторных двигателей состоит из зоны низких и средних частот.52Частота и уровень наиболее интенсивных составляющих меняются в зависимости от скоростного режима работы двигателя. Ряд составляющих в спектре шума впуска не кратен частоте вращения. Спектральный состав шума впуска карбюраторного двигателя, в отличие от дизеля, не остается постоянным при работе по нагрузочной характеристике. Так, на режиме холостого хода в спектре шума впуска преобладают высокочастотные составляющие. При течении смеси в системе впуска возникает так называемый вихревой шум" [60].

Интенсивное вихреобразование во впускном коллекторе происходит при преодолении различных гидравлических сопротивлений, при трении потока о стенки и главным образом при течении через клапан [84]. Пиковые значения

уровней шума, возникающие при этом, составляют 130...140 дБ.

Таблица 2.1 - Уровни шума впуска различных двигателей

Уровень шума впуска, дБ

Двигатель S/D n, Без воздушного С воздушным

об/мин фильтра фильтром

ЗИЛ-130 95/100 3200 108 104

ЗИЛ-875 95/108 3200 109 105

ЯМЗ-236 140/130 2100 125 118

ЯМЗ-238 140/130 2100 126 119

Д-37Е 120/105 1800 110 107

ЯМЗ-204 127/108 2100 130 108

ЯМЗ-641 120/110 3000 129 120

ЗМЗ-6,6 80/92 3200 107 102

С ростом скорости движения потока уровень шума растет при сохранении постоянной величины подъема клапана, при V = const открытие клапана также приводит к увеличению уровня вихревого шума. При постоянном расходе с открытием клапана снижается скорость течения воздуха, соответственно уменьшается вихревой шум.

Частотные спектры, полученные при течении воздуха через клапан в довольно широких пределах изменения скорости, показывают, что наиболее интенсивные составляющие имеют частоту 1200...2000 Гц. Спектральный состав вихревого шума впуска, возникающего при движении заряда через клапан, при экспериментальной оценке они снижают всего на 1...3 дБ [53].

"Значительно лучшие результаты можно получить, применяя в качестве звукопоглощающего устройства резонансную камеру. Резонатор представляет собой полость, объемом соединенную со звукопроводом горловиной сечением S и длиной L. Такой резонатор способен поглощать звуковые волны, совпадающие по частоте с частотой собственных колебании резонатора, и переводить их колеба-

тельную энергию в теплоту "[47] . Резонаторы в системе впуска обычно объединяют с воздухоочистителями. Особенно хорошие результаты, показывает опыт [53], получаются в том случае, если резонансная частота совпадает с основной частотой собственных колебаний впускной трубы. Конфигурация резонаторной камеры довольно сложная, объем ее составляет до 82000 см . Степень заглушения зависит от геометрических параметров камеры и горловины резонатора. Эти параметры для камеры подбирают экспериментально. В большинстве современных автомобильных карбюраторных двигателей вход в воздухоочиститель осуществляется через горловину из зоны, расположенной вблизи вентилятора системы охлаждения. При таком расположении входной трубы снижается регулярность акустического излучения, а, следовательно, шум впуска (по сравнению с конструкциями, в которых вход воздуха в воздухоочиститель происходит по периметру воздухоочистителя) и лучше используется объем воздухоочистителя. Вход воздуха через горловину препятствует возникновению колебаний объемов, граничащих с входным отверстием широким изменением диапазона параметров потока, позволяет уточнить числа Струхаля [53], использовать их для аналитических оценок частоты вихревого шума разрабатываемых конструкций:

БН = . (2.5)

V

Число Струхаля зависит от характерного геометрического размера отверстия, через которое происходит истечение. В качестве такого размера целесообразно использовать величину подъема клапана.

Шум впуска считается одним из основных в общем уровне шума двигателя. Выведенные эмпирические зависимости [42] позволяют определять уровень шума впуска судовых и стационарных поршневых двигателей

Ьвп = 45^ Сп + 80, (2.6)

где Ьвп - уровень шума впуска, дБ; Сп - средняя скорость поршня, м/с.

Процессу выпуска как источнику шума всегда уделялось достаточное внимание. Известно большое количество экспериментально-конструкторских и рас-четно-теоретических работ, посвященных проблеме создания высокоэффективной

заглушающей системы [79]. Создаются так называемые настроенные выпускные системы, которые должны обеспечивать оптимальные условия очистки цилиндров двигателя в широком диапазоне частот вращения вала при одновременном достижении высокой степени заглушения шума. Основными элементами выпускного тракта являются входная труба, глушитель и хвостовая труба [79]. Входная труба, расположенная между двигателем и глушителем, имеет участок выпускного патрубка в головке; один конец трубы закрыт, другой открыт. Скорость звука по длине трубы уменьшается от 550 до 350 м/с. Так же существенно колеблется скорость прямой и отраженной волн, распространяющихся по выпускной системе. Такое изменение скорости объясняется различием температуры среды по длине трубы. Волны, распространяющиеся в выпускных системах, не являются звуковыми. Они зависят от конечного перепада давлений [60].

"Причиной появления шума выпуска служит истечение отработавших газов, обладающих высокой внутренней энергией, через выпускной клапан. Так как уровень шума при этом достигает 125...130 дБ, на выпуск устанавливают глушитель, который вместе с входной и хвостовой трубой является источником ряда дополнительных эффектов, например, возникновения вторичного шума непосредственно в выпускной системе" [60].

К глушителям шума выпуска предъявляют следующие требования: обеспечение эффективности (величина снижения уровня шума выпуска для современных двигателей должна находиться в пределах 20...25 дБА; этого достаточно, чтобы шум выпуска не превышал шума двигателя); минимальное влияние на мощно-стные и экономические показатели двигателя (потери мощности двигателя при установке глушителя не должны превышать 1,5 % номинальной мощности); минимальные габариты и масса; технологичность; соответствие внешнего вида современным эстетическим требованиям; надежность и простота в эксплуатации. Для уменьшения шума выпуска двигателей можно использовать глушители активного и реактивного типа. В глушителях активного типа звуковая энергия снижается вследствие ее поглощения звукопоглощающим материалом. Эффективность таких глушителей достаточно велика, а конструкция несложная. Принципи-

ально выполнимы две конструктивные схемы активных глушителей: с последовательным включением активного материала и параллельным. На практике активные глушители для снижения шума выпуска применяют крайне редко из-за быстрого закоксовывания пор звукопоглощающего материала. Реактивные глушители могут быть трех видов: с резонаторными и расширительными камерами и комбинированные. Чаще встречаются сложные комбинированные глушители с последовательным и параллельным включением резонаторных и расширительных камер, поворотами потока и включением активных элементов. Конструкция глушителей усложняется размещением в них искрогасителей, дожигателей, нейтрализаторов и других устройств [80].

Для проектирование глушителей необходимо определить требуемый объем и площади сечений труб глушителя. Для большинства автомобильных двигателей объем

Vя = (1,5 + 2,5)IV,, (2.7)

где I - число цилиндров; V, - рабочий объем одного цилиндра. Сечения каналов выбирают из условия минимального аэродинамического сопротивления. [53]. Если глушитель расположен вблизи выпускного коллектора, то условия его работы более жесткие, он подвергается воздействию высоких температур и мгновенным изменениям скоростей газа, поэтому в некоторых случаях приходится увеличивать объем глушителя на 10^15 %. При расположении глушителя вдали от выпускного коллектора происходит дополнительное снижение шума выпуска трубопроводом примерно на 1 дБА каждым метром трубопровода, и объем глушителя можно уменьшить на 15^20 % [90].

2.2.3 Шум трансмиссии

Коробка передач и ведущий мост автомобиля с входящими в них зубчатыми передачами являются основной частью динамической колебательной системы всей силовой передачи автомобиля (двигатель ... ведущие колеса). Они являются источниками акустического излучения, возникающего при пересопряжении зубьев, изгибных и крутильных колебаниях валов и т. д. Для снижения шума данных

агрегатов наиболее целесообразным, хотя и трудным путем являются воздействие на конструкцию, например повышение жесткости валов и их тщательное центрирование, улучшение качества зацепления зубчатых колес. Однако воздействие от зубчатых зацеплений на коробку передач имеет широкополосный спектр, что существенно затрудняет борьбу с шумом от них. Приходится выявлять потенциальные резонансные режимы, а также рассматривать колебательное движение поверхностей корпусов агрегатов трансмиссии автомобиля.

Работа коробки передач сопровождается повышенной вибрацией зубчатых колес постоянного зацепления с ускорениями, достигающими иногда значений 5-7g. Основная причина - соударение зубьев. Возникаемые возмущения передаются через вал и подшипники на корпус, превращаясь в звуковые волны [52]. На шум зубчатых колес оказывает влияние передаваемый крутящий момент, а так же частота вращения. Значения уровней шума различных коробок передач автомобилей могут варьироваться с разбросом до 10 дБА [38].

На рисунке 2.5 показана зависимость спектра шума от величины зазора в зубьях шестерен, полученная при математическом моделировании с участием автора. График наглядно иллюстрирует, как при увеличении зазора в зацеплении увеличивается уровень излучаемого шума [56].

1-, дБ

60

45

30

Рисунок 2.5 - Спектр уровня шума КП, при частоте вращения входного вала КП 1000 об/мин

Как видно из графика, уменьшение до 5 дБ уровня шума коробок передач автомобилей получено авторами [56] при уменьшении зазора в зацеплении колес зубчатой передачи. Также одним из возможных способов снижения шума, излучаемого коробкой передач автомобиля, является упругое подвешивание вала промежуточных зубчатых колес в корпусе [84].

Редуктор заднего моста также является одним из основных источников шума в автомобиле [84].

Важнейшим условием улучшения виброакустических характеристик подшипников является уменьшение волнистости и огранности тел качения и желобов колец и отклонений размеров тел качения [14].

"Интенсивные изгибные и крутильные колебания, которые развиваются в трансмиссии автомобиля, могут служить причиной шума, излучаемого деталями кузова. Трансмиссия автомобиля, включающая сцепление, коробку передач, карданную и главную передачи, полуоси и шины, является источником вибрации и причиной акустического излучения кузова автомобиля" [84].

При решении проблемы снижения вибрации трансмиссии используют два метода [88]: экспериментальный, при котором оценивают реальные вибрации на основных агрегатах трансмиссии и их взаимосвязь с внутренним шумом, и аналитический. При аналитическом методе создается динамическая модель трансмиссии автомобиля с учетом развития в ней крутильных и изгибных колебаний [52]. В модели описываются действующие силы, массы и моменты инерции, жесткости, параметры трения. Как правило, такие модели считаются линейными, с конечным относительно небольшим количеством масс и связывающими их безмассовыми (безынерционными) участками валов. Решением таких систем является аналитическая оценка частот собственных и вынужденных колебаний с применением современных компьютеров.

Рациональным методом борьбы снижения шума и вибрации в трансмиссии автомобиля во всем диапазоне её частот вращения оказалось применение разрезной карданной передачи с введением промежуточной опоры [52]. "Благодаря применению такой конструкции резонанс карданного вала не совпадает с рабочи-

ми частотами вращения. Путем значительного увеличения изгибной жесткости корпусов агрегатов трансмиссии также можно влиять на резонанс в трансмиссии. Разрезная карданная передача позволяет трансмиссии работать в межрезонансном диапазоне частоты вращения" [20].

Во вращающихся деталях механизмов всегда возникают центробежные силы, вызываемые статической или динамической неуравновешенностью масс. При производстве деталей, происходят отклонения размеров от номинальных. В процессе сборки механизмов необходимо производить центровку, что не всегда удается обеспечить с заданной точностью. В конечном итоге это приводит к появлению неуравновешенных масс (к так называемому дисбалансу вращающихся деталей) [20].

"Различают два вида неуравновешенности вращающихся деталей: статическую и динамическую. В первом случае распределение плотности материала и технологических неточностей таково, что все неуравновешенные массы приводятся только к одной массе веса Qя, смещённой относительно оси вращения детали на величину г (рисунок 2.6). Общее смещение центра тяжести (эксцентриситет) вала (или вообще вращающейся детали) при этом составляет" [20]

£с = Qнг/Qp, (2.8)

где Qp - вес вала.

"При вращении жесткого вала возникает неуравновешенная центробежная сила ^жр, величина которой пропорциональна эксцентриситету ес:

^ж.р=тесю2, (2.9)

где т - масса вала;

ю - угловая скорость вала. [20].

Сила ^жр действует в плоскости, перпендикулярной оси вращения, вызывая вибрацию механизма с частотой вращения /=ю/2р. На вибрацию механизма большое влияние оказывает гибкость вала. Если угловая скорость вала окажется близкой к частоте его свободных поперечных колебаний, то динамический прогиб вала сильно увеличится, что повлечет за собой дополнительное увеличение неуравновешенной центробежной силы. Действительно, как видно из рисунка

2.7, возмущающая сила в гибком валу растет пропорционально динамическому прогибу р" [20]:

Ьгр = т( юс+р) ю2. (2.10)

Рисунок 2.6 - Статическая неуравновешенность [20]

"При совпадении частоты возмущающей силы с частотой свободных колебаний вала его динамический прогиб возрастает до наибольшего значения и

Рисунок 2.7 - Влияние прогиба на инерционную возмущающую силу Ь

Рисунок 2.8 - Возмущающий момент, вызываемый динамической неуравновешенностью вала

"Угловая скорость ю0, соответствующая этому случаю, называется критической скоростью вала. Рост амплитуд прогиба вала при резонансе ограничивается исключительно силами демпфирования в материале вала и его опорах. В случае динамического дисбаланса все неуравновешенные массы вала приводятся к двум массам веса Qн1 и <2н2, расположенным в различных поперечных плоскостях I и II (рисунок 2.8). При вращении вала с угловой скоростью с возникает неуравновешенный динамический момент" [20]:

с

М д = ¥ха + ^2Ъ = ^га + 2г2Ъ) —,

8

(2.11)

где 8 - ускорение силы тяжести;

а и Ъ - расстояния от центра тяжести вала О до плоскостей I и II;

г1 и г2 - расстояния от оси вращения до неуравновешенных масс Qн1 и Qн2.

"Динамический момент Мд вызывает поворотные колебания механизма в плоскостях 10х и хоу (рисунок 2.7). Частота вибрации, вызываемой динамическим дисбалансом, также соответствует частоте вращения вала /.

Принято считать, что статический и динамический дисбалансы вала вызывают гармонические колебания механизма. Однако это справедливо лишь в том случае, когда отсутствует зазор в подшипниках вала. В подшипниках всех

реальных механизмов имеются те или иные зазоры, вследствие чего происходит некоторое колебательное движение вала в зазоре (рисунок 2.9, а). Возмущающая сила при этом зависит не только от угла поворота вала, но и от положения опорной поверхности в отверстии подшипника. Подобный характер движения приводит к тому, что в спектре вибрации появляются высшие гармоники с частотами, кратными частоте вращения: 2/, 3/, 4/ и т.д. Амплитуды высших гармонических составляющих колебаний намного ниже амплитуды основной гармоники; они зависят от отношения эксцентриситета вала ес к величине зазора в подшипниках е" [20].

"Овальность шейки вала является еще одним источником вибрации, так как приводит к периодическому перемещению центра тяжести вала.

За один оборот центр тяжести вала дважды перемещается из крайнего нижнего положения 01 в крайнее верхнее положение 02 (рисунок 2.8, б). При этом возникает инерционная возмущающая сила ¥, действующая на корпус механизма по оси г. Частоты вибраций, вызываемых овальностью шейки вала, в два раза выше частоты вращения.

Часто причинами интенсивных колебаний механизмов служат монтажные дефекты: неправильная центровка валов, прогиб валов, излом и т. д. Следует иметь в виду, что упругие муфты могут только уменьшить вредное влияние этих факторов, но полностью не устраняют его" [20].

Рисунок 2.9 - Колебания вала, обусловленные: а - зазором в подшипнике;

б - овальностью шейки

"При угловом и параллельном смещении валов (рисунок 2.9, а, б) возникают вибрации механизмов, амплитуда которых пропорциональна величине смещения валов, а частота равна частоте вращения /[9]. При расцентровке валов, соединенных пальцевой или кулачковой муфтой, частота вибраций

где гк - число кулачков (пальцев) соединительной муфты. Начальное искривление вала (рисунок 2.10, в) также порождает вибрацию. Кроме упомянутых монтажных дефектов, причиной повышенной вибрации составных агрегатов являются динамические несоосности. Они возникают в процессе работы агрегатов из-за колебаний полужесткого фундамента, колебаний валов в подшипниках, всплытия валов в подшипниках качения, изгиба валов при вращении под действием центробежных сил, а также вследствие применения отдельной амортизации у соединенных агрегатов.

Вторая из перечисленных причин вибрации - явление довольно частое. Суть его заключается в периодических и непериодических соударениях движущихся деталей" [20].

/к = /г к,

(2.12)

п)

б)

в)

у

Рисунок 2.10. - Монтажные дефекты, вызывающие вибрацию механизма

"Многие механизмы имеют в качестве передаточных или исполнительных органов зубчатые колеса. В связи с неточностями изготовления появляются более или менее отчетливо выраженные удары зубьев одного о другой, которые приводят к интенсивной вибрации. Частота вибрации зависит в этом случае от частоты повторения неточностей и от частоты вращения.

Соударение деталей служит также источником вибрации в подшипниках качения. При повышенных зазорах в подшипнике происходят хаотические движения тел качения в пределах зазора. Их удары о кольца и сепаратор вызывают колебания этих деталей с собственными частотами. В электрических машинах постоянного тока источником вибрации ударного происхождения являются соударения щеток и пластин коллектора" [20].

"Третья причина механических вибраций - трение сопряженных деталей. Наиболее интенсивные вибрации возникают при сухом трении деталей. Смазка приводит к уменьшению сил трения и к снижению вибрации. При форсированной жидкой смазке возможен такой режим работы, когда сопряженные детали полностью отделены одна от другой слоем смазки. Тогда сухое трение целиком устраняется и вибрации достигают минимума.

При некачественной обработке шеек валов и вкладышей подшипников с технологическими погрешностями, а также при недостаточной смазке может возникнуть вибрация под действием постоянной силы (так называемые автоколебания)" [84]. Аналогичные самовозбуждающиеся колебания сепараторов происходят в подшипниках качения вследствие разного диаметра тел качения и связанного с этим их трения о сепаратор [84].

"Интенсивные изгибные и крутильные колебания, которые развиваются в трансмиссии автомобиля, служат причиной шума, излучаемого как деталями трансмиссии, так и деталями кузова. Трансмиссия автомобиля, включающая сцепление, коробку передач, карданную и главную передачи, полуоси и шины, является источником вибраций и причиной акустического излучения кузова автомо-биля"[84].

"Звуковые излучения силовой передачи являются следствием работы зубча-

тых зацеплений, подшипников, изгибных и крутильных колебаний валов. Главными источниками генерации звуковых колебаний являются зубчатые зацепления [84]. При работе зубчатых передач можно выделить три основных вида взаимодействия зубьев, обуславливающих звуковые колебания:

- циклические нагрузки без разрыва контакта между зубьями (толчки);

- соударения зубьев при наличии зазоров;

- относительное скольжение рабочих поверхностей.

Перечисленные взаимодействия носят импульсный характер. При изготовлении зубчатых передач с высокой точностью без зазоров шумоизлучение обусловлено упругими деформациями зубьев и перераспределением нагрузок при входе и выходе из зацепления. При относительном скольжении рабочих поверхностей импульсы возникают из-за изменения направления тангенциальных сил трения на поверхности качения" [84].

"При работе подшипников качения также возникают импульсные возмущения из-за волнистости беговых дорожек, овальности тел качения и наличия радиальных зазоров" [84]. Наиболее высокую периодичность могут иметь импульсы от волнистости дорожек и овальности тел качения при ширине спектра возмущений до 5 кГц.

"Основными факторами, влияющими на величину звукового давления (ЗД) при работе зубчатой передачи, являются окружные усилие и скорость [79].

р » Рх ■ V7, (2.13)

где р - эффективное значение звукового давления;

Р и V- соответственно окружные усилие и скорость;

х и у - коэффициенты, значения которых для зубчатых колес находятся в пределах: х = 0,6-1,2; у = 0,5-1,1.

Из данного выражения следует, что ЗД в волне, излучаемой парой шестерен, пропорционально передаваемой мощности и не зависит от передаточного числа пары, при этом увеличение или уменьшение в одинаковое число раз Р или V на изменении ЗД сказывается приблизительно одинаково.

На основании опытных данных закономерный общий уровень ЗД сложной

механической трансмиссии, выполненной в едином блоке, может быть представлен как функция.

L = Ф( P,R,M), (2.14)

где Р - передаваемая мощность;

Я - число одновременно работающих пар зубчатых зацеплений; М - масса трансмиссии.

Для среднего уровня звукового давления трансмиссии:

ЬГР = ЬГР0 + 10Ц ■ ^(Р/Р0)+Ь1 ■ (./.0) - с ■ (тР /тР0)), (2.15) где ЬГР0, .ц, тВ0 - соответственно средний уровень звукового давления,

передаваемая мощность, число пар зацепления и удельная масса; ЬГР, Р , ., тр - соответствующие параметры трансмиссии;

а1, Ь, с - постоянные для данного типа трансмиссии. После преобразования выражения получено: [53]

Ь^ = с+101ё(Ра ■ .Ь1 -^тр), (2.16)

где с - постоянная.

Отсутствие достаточного количества данных испытаний трансмиссий затрудняет расчет коэффициентов а1, Ь1, с1, т. к. количество одновременно работающих зубчатых пар определяет также ширину спектра излучаемого шума" [84].

Необходимо отметить, что существенное влияние на шум коробки передач оказывает нагрузка [87]. Приблизительное изменение уровня шума (дБА) коробки передач (на расстоянии 3 м) при изменении нагрузки можно оценить по следующей формуле:

р » Рх ■ V7 , (2.17)

где Р - механическая мощность, передаваемая коробкой передач, Вт.

"При изменении мощности от 3 до 30 кВт уровень шума коробки передач возрастает на 10 дБА.

Необходимо подчеркнуть, что в практике мирового автомобилестроения довольно широко используются способы борьбы с вибрацией трансмиссии путем применения различного рода динамических поглотителей энергии колебаний, ре-

зиновых и нейлоновых вставок в трубу карданной передачи, а также путем нанесения на стенки трубы различных покрытий с высоким коэффициентом потерь. Для шлицевых соединений в карданной передаче применяют также покрытие нейлоном и другими износостойкими полимерами" [84].

2.2.4 Шум шин

Шины движущегося легкового автомобиля являются одним из основных источников вибрации и шума (как внешнего, так и внутреннего), особенно при высоких скоростях движения (начиная с 80...90 км/ч). "Шум шин в акустическом балансе грузового автомобиля имеет меньшее значение. Вследствие того, что распределение микронеровностей дороги имеет случайный характер, спектр акустического излучения шин приближается к «белому» шуму, в котором могут проявляться дискретные составляющие от дисбаланса колес.

На шумообразование шины влияют ее конструктивные параметры: форма элементов протектора; последовательность переменного шага его рисунка; форма, глубина и число канавок; непрерывность канавки и глубина выемок. Меньшее влияние оказывают следующие факторы: насыщенность протектора; давление в пятне контакта шины с дорогой; ширина протектора и радиус его кривизны" [2]. "Наиболее эффективным средством в борьбе с шумом, не оказывающим отрицательного влияния на другие характеристики шины, является применение переменного шага рисунка протектора, при котором вдоль периферии шины меняется не только длина и форма рисунка, канавки и выемки протектора. Как правило, уровень шума, создаваемый шиной, увеличивается с ростом скорости движения автомобиля" [2]. Установлено, что одной из основных причин вибрации шины является периодическое изменение величин радиальных и боковых сил, действующих на нее, причем наибольшее значение имеет амплитуда основной частоты этого изменения. На уровень вибрации влияют также дисбаланс и радиальное биение шины. "Шум, излучаемый шинами, возрастает с увеличением скорости и примерно со скорости 80 км/ч при движении по асфальтобетонному покрытию становит-

ся преобладающим как у легковых, так и грузовых автомобилей. Уровни шума шин зависят также от состояния поверхности и типа дорожного полотна, нагрузки на колесо и степени износа шин. Шины с восстановленным протектором шумят больше, чем новые шины. Шины с поперечным рисунком протектора излучают шум больший, чем шины с продольным рисунком протектора"[84]. Процесс шу-мообразования шин можно представить следующим образом: у изношенной или восстановленной шины по всей беговой дорожке протектора образуются своеобразные выемки, так называемые карманы, создают в пятне контакта шины замкнутые полости, плотно закрываемые поверхностью полотна дороги. Воздух в этих полостях может иметь как повышенное, так и пониженное давление. При качении шины раскрытие полостей вследствие выравнивания давления сопровождается сильным характерным шумом. При большом числе карманов, расположенных приблизительно равномерно по беговой дорожке протектора, отдельные хлопки сливаются в постоянный шум определенной тональности, причем частота этого тона зависит от рисунка протектора и пропорциональна скорости движения автомобиля. В шине с поперечным рисунком и неизношенным протектором при свободном качении шины по дороге в пятне контакта протектор подвергается деформации сдвига и радиального сжатия [53]. Процесс разгрузки отдельных элементов рисунка протектора протекает дискретно. Под действием импульсного нагруже-ния и разгружения в элементах рисунка протектора возникает вибрация, которая передается на боковину шины. "Таким образом, происходит процесс шумообразо-вания. Звуковая мощность излучения шины пропорциональна числу источников, одновременно производящих шум. При неизменном числе элементов рисунка на беговой дорожке протектора звуковая мощность будет зависеть от скорости движения. Аналогично, при заданной скорости движения звуковая мощность должна быть пропорциональна числу акустически эквивалентных элементов рисунка, определяемых типом шины" [84]. Кроме того, "с увеличением скорости качения шины возрастает амплитуда и частота вибрации протектора, а, следовательно, усиливается процесс отдачи энергии колебаний шины в окружающую среду. По этим причинам с увеличением скорости звуковая мощность возрастает примерно в ку-

бической зависимости" [52].

При подводе к колесу тягового крутящего момента шум шин усиливается, что особенно заметно у шин с поперечным рисунком протектора. "Эти шины более износостойки, чем шины с продольным рисунком протектора. Уровень шума шины с восстановленным протектором на 5...10 дБА выше уровня шума новой шины с поперечным рисунком протектора, а уровень шума шины с поперечным рисунком протектора на 4 дБА выше самого большого уровня шины с продольным рисунком протектора. Внешний шум, излучаемый шинами свободно катящегося автомобиля при скоростях движения 90...110 км/ч, достигает 75...80 дБА" [52]. Радиальные шины создают меньший внешний шум, чем диагональные: при малых и средних скоростях движения разница более значительная (2... 4 дБА), а с повышением скорости качения она несколько снижается (до 1... 2 дБ) [38, 39, 53, 79, 84, 88 и др.].

"Характер изменения уровня звукового давления в зависимости от скорости качения и конструкции шин аналогичен характеру изменения уровня звука. Тип дорожного покрытия (асфальт или бетон) влияет на уровень внешнего шума шин. Уровень излучаемого шума при движении автомобиля по шоссе с бетонным покрытием выше, чем в случае асфальтового покрытия. Это особенно заметно при высоких скоростях. У автомобиля с шинами радиальной конструкции уровень излучаемого звука при движении по бетонному покрытию возрастает в большей степени [79], чем у автомобиля с диагональными шинами (на 5...7 дБА)" [84].

"Анализ внешнего шума, излучаемого шинами при свободном качении автомобиля по бетонному шоссе, показал, что этот шум характеризуется широкополосным спектром с примерно постоянными значениями уровней составляющих на частотах до 1000 Гц и снижением этих значений примерно на 4,5...5 дБ/октаву на более высоких частотах. При повышении скорости движения характер спектра почти не меняется. Сравнение спектров шума шин, полученных на разном дорожном покрытии (бетон или булыжник), позволило установить, что при средних скоростях движения (50...80 км/ч) в частотном диапазоне 100...1500 Гц уровни звукового давления при движении по булыжнику выше на 7...10 дБ [79].

Скорость движения автомобиля - основной эксплуатационный показатель, определяющий уровень шума шины (таблица 2.2). Зависимость изменения уровня шума шины от скорости движения автомобиля в общем случае можно представить в виде формулы Ь = С + кЬу, в которой С - постоянная, зависящая от типа шины, т. е, от ее конструктивных особенностей, и служащая оценкой уровня шума при принятой пороговой скорости К^'[84].

Таблица 2.2 - Уровни шума шин при испытаниях на барабанном стенде

№ Уровни звука Ьра, дБА, обусловлен- Уровни звука Ьра, дБА, обуслов-

шины ные протектором, при скорости, ленные неровностью, при скоро-

км/ч сти, км/ч

60 80 100 120 140 160 60 80 100 120 140 160

.13 89,8 90,6 100.6 98,9 100,3 105,2 87,7 92.6 95,8 100,5 100,4 101,7

87,4 92.4 98.2 100,6 102,4 103,9 87,0 91.2 95,2 98,4 101,2 101,6

.14 90,3 96,0 98.8 107,9 107.7 104.2 87,3 94.0 98,0 100,5 102,2 105,2

90,3 93,8 98,3 100,8 100,4 106.3 85,5 89,6 93,4 96,1 98,0 101,3

88,1 92.4 94.7 98,1 100,4 102,5 84,7 88,8 91.0 97,3 97,0 101.6

.15 89,1 90,7 100,6 98,9 100,3 105.2 83,8 89,5 92,7 99,1 98,4 98,9

86.3 92.5 98,5 100,9 102,8 104,4 80,0 86,5 91,6 95,5 99.0 98,7

89,4 95,8 98.5 107,3 105,4 104,2 85,1 92,0 96,1 98.2 99,9 102,7

.16 89,7 93,2 98.4 100,6 100,2 106,3 79,9 84,4 88,8 92,3 94,5 98,1

87,3 92,0 93.9 97,5 98,8 100,6 76.2 82.1 85,7 94,8 94,7 99.8

Шум шины (по крайней мере, обусловленный дорожными неровностями) в большей степени зависит не от ее типоразмера, а от конструктивных особенностей резинокордной оболочки.

Анализ данных таблицы 2.2 показывает, что уровни шума шин даже при испытаниях на стенде имеют существенный разброс. Так, у шин .13 он достигает 2,4 дБ, у шин .14 - 10 дБ, у шин .15 - 8,4 дБ, у шин .16 - 5.7 дБ. Такое значение разброса уровней шума шин безусловно сказывается и на разбросе суммарного УЗД в

салоне и снаружи АТС, оснащённого такими шинами.

2.2.5 Шум подвески

Подвеска автомобиля выполняет несколько функций, тесно связанных с образованием внутреннего шума. Через шину она воспринимает возмущения от не-равномерностей микропрофиля дорожного полотна, гасит низкочастотные колебания вследствие трения, частично передает низкочастотные вибрации, возбуждаемые низшими колесными гармониками, и т. д., т. е. в общем, она способна снижать передачу на кузов низкочастотных вибраций и, следовательно, общий уровень внутреннего шума. Микропрофиль дороги имеет неровности (длина волны 0,1...100 м), вызывающие заметные колебания автомобиля на подвеске, но не не отражает влияние длительных спусков и подъемов, изменяющих режим работы двигателя. Спектральные плотности неровностей микропрофиля можно классифицировать [87] в зависимости от длины неровностей. По уровню спектральной плотности вся область разбита на диапазоны очень малого, малого, среднего, большого и очень большого уровней; по длине неровностей - на короткие, средние и длинные. Например, средними считаются такие неровности, частоты воздействия которых при средних эксплуатационных скоростях движения по дорогам определенного типа примерно соответствуют полосе частот собственных колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс. Внутренний шум содержит низшие гармоники с частотой вращения колеса, причем, чем больше скорость движения, тем интенсивнее проявляются более низкие гармоники.

Отдельные элементы подвески могут создавать повышенный внутренний шум. В результате исследования скрипа амортизаторов виброакустического резонансного эффекта, вызываемого высокочастотной вибрацией штока и резервуара амортизатора и передающегося на шасси и кузов легкового автомобиля, установлено, что помимо импульсного возбуждения от неровностей дороги на ось движущегося автомобиля передается высокочастотная вибрация от взаимодействия выступов рисунка протектора шины с дорожным покрытием. Обусловленный этим спектр частот возмущающих усилий находится в области частот 200...1000

Гц, поэтому частоты возбуждения совпадают с частотами собственных колебаний резонаторов телескопических амортизаторов. При определенных условиях высокочастотная вибрация шин может не только передаваться через амортизатор на кузов автомобиля, но и усиливаться, увеличивая уровень внутреннего шума [77].

Задние амортизаторы выполняют свою функцию лишь на низких частотах до 25...35 Гц. На более высоких частотах особенно при средних и высоких скоростях движения вибрация усиливается корпусом амортизатора, и внутренний шум автомобиля возрастает. Воздействуя на передаточную функцию подвески, управляют усилиями, передаваемыми на кузов, снижать которые всегда целесообразно, если решается задача уменьшения шума от взаимодействия колеса с профилем дорожного полотна. Существенно снизить уровни вибраций и шума можно в результате значительного уменьшения жесткости связей заднего моста с рессорами введением резинового элемента, что не всегда удается [87].

2.2.6 Шум тормозов

Дисковые тормоза, применяемые в настоящее время, имеют один или два цилиндра, расположенных на одной стороне, и, соответственно, один или два поршня. Во время торможения колодка прижимается к диску, возникающая при этом сила реакции передается через плавающую скобу на внешнюю тормозную колодку. В случае подвижной установки плавающей скобы при торможении создается шум, который часто называют писком тормозов. Главным источником возбуждения шума высокой интенсивности в дисковом тормозном механизме является плавающая скоба [100]. Так, например, при скобе толщиной 8 мм может возбуждаться уровень звукового давления до 120 дБ на частоте 3,4 кГц. В зависимости от конструкции скоба может колебаться как пластина с двумя узлами и тремя пучностями, при этом амплитуды колебаний достигают 2,2-10-6 м, создавая уровень шума 110 дБ, или как более сложная модель. В последнем случае внешняя поверхность скобы имеет шесть областей колебаний, которые разграничены линиями узлов [100]. Шум, излучаемый тормозной колодкой, менее интенсивный.

Внешняя колодка колеблется с частотами 3,2 и 4,6 кГц, причем сильнее всего возбуждается ребро, на которое действует тормозной диск. При неотведенных тормозных колодках трущиеся поверхности диска и накладки касаются при каждом повороте колеса, и колебания тормозной колодки приобретают вид затухающих колебаний свободной пластины. В спектре появляется частота свободных колебаний 6,5 кГц с уровнем звукового давления, равным примерно 106 дБ. Дождевая канавка в середине колодки ослабляет ее сечение, вследствие чего поперечные колебания колодки происходят особенно интенсивно. Колебания тормозного диска особенно интенсивны на частоте 1,9 кГц с уровнем излучаемого звукового давления 120 дБ. В общем уровне шума тормозов в сборе, составляющем 120 дБ (при частоте 1,9 кГц), на долю шума тормозного диска приходится 100 дБ [13]. Это объясняется тем, что амплитуды колебаний диска сравнительно невелики, кроме того, из центров колебания диска исходят звуковые волны, которые интерферируют с разностью фаз и частично затухают [100].

Барабанные тормоза чаще создают писк, чем дисковые. У барабанных тормозов писк отмечен при низких скоростях движения. Так, например, писк проявляется на основной частоте (около 1 кГц) и на второй и третьей гармонике [13]. При повторных торможениях писк проявляется чаще. Как правило, он возникает при определенных давлениях в тормозной системе и в общем случае связан с контактом между носком или пяткой колодки и барабаном. Результаты исследования шума тормозов грузового автомобиля массой 20 т с давлением в тормозной системе 1,4 МПа показали, что при замедлении движения до 0,23 g писк не создается, но при большем замедлении проявляется интенсивно [84, 100].

2.2.7 Шум вспомогательного оборудования

Даже сравнительно небольшой шум из-за работы какого-либо вспомогательного устройства может быть неприятен пассажирам или водителю. Такой шум резко снижает акустическую комфортабельность автомобиля, вызывает усталость, повышенную раздражительность и потерю внимания. Отопитель имеет

относительно высокий уровень шума, поэтому при конструировании автомобиля его стараются расположить вне салона. Однако на некоторых моделях легковых автомобилей отопитель размещают в салоне. В этом случае его нужно виброизо-лировать от кузова, а электродвигатель и вентилятор должны быть изготовлены с минимальным дисбалансом. На общий уровень шума отопителя влияют шум электродвигателя, дисбаланс вентилятора и ротора электродвигателя, материал кожуха отопителя (пластмасса или алюминий), тип вентилятора (осевой или центробежный) и его диаметр [13].

При замене пластмассового кожуха отопителя на алюминиевый и применении осевого вентилятора диаметром 0,15 м (вместо 0,18 м) уровень шума снижается на 10 дБ вследствие снижения низкочастотных составляющих спектра (31,5...125 Гц). Уменьшение окружной скорости осевого вентилятора (его диаметра) при алюминиевом кожухе привело к снижению уровня звука на 1,5 дБА, а громкости на 23 % [100]. Если вместо осевого применить центробежный вентилятор диаметром 0,175 м, то уровень внутреннего шума можно снизить еще на 1,5 дБА, а суммарную громкость шума на 19 %.

На автомобилях устанавливают электромагнитные или электропневматические системы звуковой сигнализации. В электромагнитной (рупорной или безрупорной) конструкции звук создается вибрационной системой. В пневматической системе к сигнализирующей дудке или рожку по шлангам от компрессора подается сжатый воздух. В зависимости от конструктивного исполнения компрессора сигналы могут воспроизводиться параллельно или последовательно. Акустические параметры сигнала зависят от величины напряжения, подаваемого на его клеммы; с ростом напряжения уровни составляющих в спектрах возрастают. Одинарные электромагнитные сигналы в спектре шума имеют, как правило, две области частот с максимальными уровнями составляющих. Например, для сигнала С-311 Б это область основной частоты 380...460 Гц с уровнями около 90 дБ и высокочастотная область 2...4,5 кГц с уровнями составляющих 110 дБ [10].

В соответствии с требованиями международных норм на расстоянии 7 м перед легковым автомобилем уровень звука от работающего сигнала должен быть

не ниже 93 дБА.

На легковых автомобилях, изготавливаемых за рубежом, стеклоочистители установлены, как правило, в моторном отсеке; на некоторых отечественных автомобилях стеклоочиститель смонтирован в кузове под панелью приборов. Шум от работы стеклоочистителя на высоких скоростях движения маскируется другими источниками, а при скорости до 50...60 км/ч хорошо прослушивается в кузове легкового автомобиля. Поэтому необходима количественная оценка шума, которую проводят как в лабораторных условиях, так и на автомобиле. При лабораторной проверке стеклоочиститель подвешивают на двух нитях или закрепляют на специальном стенде, имитирующем его установку на автомобиле, и включают его в работу на малую и большую скорость. В испытаниях на автомобиле последний устанавливают в свободном звуковом поле, стеклоочиститель проверяют на обеих скоростях при движении щетки по сухому и мокрому стеклу; микрофон шумоме-ра фиксируют в кузове в контрольной точке [13].

При движении потока воздуха и его взаимодействии с твердыми телами создается аэродинамический шум. Для автомобиля аэродинамический шум возникает в основном по двум причинам: в результате работы вентилятора системы охлаждения двигателя и обтекания кузова потоком [2]. При движении автомобиля в потоке воздуха он является источником турбулентности, поэтому шум с увеличением скорости движения возрастает. Разброс значений уровня внутреннего шума на одном и том же участке дороги при одних и тех же условиях может достигать 5 дБ. Это связано в основном с изменением скорости потока воздуха, обтекающего автомобиль. На основании экспериментальных данных для автомобилей различных классов установлено, что в спектре внутреннего шума преобладают низкочастотные составляющие [84]. В то же время оценка общего уровня шума не является исчерпывающей информацией о характере акустического поля в салоне. Результаты сравнения общего уровня звукового давления с уровнями низкочастотных составляющих в звуковом диапазоне (20...125 Гц) свидетельствуют о значительной разнице их значений. Поэтому необходимо проверить и оценить уровень звукового давления в низкочастотной части спектра, который может быть

основным в общем уровне внутреннего шума.

Возникновение инфразвука обусловлено следующим [84]: механическими колебаниями, проявляющимися в виде шума от вертикальных и крутильных колебаний кузова автомобиля как жесткого тела, возбуждаемого профилем дорожного полотна (0,5...10 Гц); колебаниями крупных панелей кузова в крупногабаритных легковых автомобилях; механическими колебаниями силового агрегата на опорах вдоль и вокруг трех основных осей (11...18 Гц); колебаниями неподрессоренных масс автомобиля; неровностями дорожного полотна; шумом аэродинамического происхождения; пульсациями давления в набегающем потоке воздуха [21].

Одной из главных причин аэродинамического шума, проникающего в кузов, является удар потока воздуха о рамку частично или полностью открытого окна. Этот удар вызывает интенсивное инфразвуковое возмущение среды [77]. Причиной образования шума в этом случае являются колебания массы воздуха во внутренней полости кузова (в резонаторе Гельмгольца) вследствие воздействия протекающего потока. С ростом скорости движения автомобиля в спектре инфразвуко-вого шума отмечена тенденция сдвига резонансов в сторону более высоких частот. При открытии окон с двух сторон резонанс в салоне не отмечался, а при их закрытии уменьшалась интенсивность составляющих звукового диапазона спектра [75, 80, 87].

Согласно приведенным сравнительным данным по уровням звукового давления в инфразвуковых октавных полосах 2...32 Гц при движении двух автомобилей с кузовами типа «седан» и двигателями с рабочим объемом 1,3 л со скоростями 64, 96 и 112 км/ч уровень звукового давления в кузове легкового автомобиля выше (в среднем) в октаве частоты 2 Гц на 5 дБ, 4 Гц на 3,8 дБ, 8 Гц на 4,2 дБ, 16 Гц на 2,5 дБ и 32 Гц и 5,5 дБ. При увеличении скорости с 64 до 96 км/ч для обоих автомобилей уровень внутреннего шума возрастает на 7...9 дБ за счет инфразву-ковых составляющих. Уровни звукового давления: в инфразвуковом диапазоне частот 10...16 Гц, полученные в результате экспериментов на автомобилях «Москвич», БМВ-52С Мазда РХ4, Сааб-99, Реио-16, Пежо-504, Роллс-Ройс и Мерсе-дес-600 при движении на прямой передаче со скоростями до 140 км/ч, велики и

однозначно обусловливают общий уровень шума [120, 76, 100].

Таким образом, в общем случае на уровень инфразвука влияют скорость автомобиля, размеры и объем его салона, а также площадь открытия окон.

При исследовании инфразвука в кабинах грузовых автомобилей установлено [120, 76, 100], что спектр внутреннего шума также имеет максимум в инфра-звуковой зоне; с ростом частоты уровень звукового давления резко снижается. Двигатель практически не влияет на уровень инфразвука, который возрастает при открывании одного из окон или увеличении скорости движения. Инфразвуковое излучение может быть вызвано также колебаниями панелей кузова, в частности, крыши, при обтекании их турбулентным потоком [47].

Для кузовов несущей конструкции (автомобилей с передним расположением двигателя) важное значение имеют диаграммы вертикальной динамической деформации передних лонжеронов и поперечин у основания вертикального моторного щита, а также в стыке моторного щита с передним полом. При передаче возбуждающих сил на лонжероны, которые деформируются, передняя часть кузова (вертикальный щит и передний пол) является мощным источником излучения внутреннего шума, особенно в диапазоне частот 70...200 Гц. Экспериментально установлено, что амплитуды колебаний лонжеронов в этом диапазоне частот могут достигать 3...8-10 м, что приводит к образованию высокого уровня шума в кузове (до 94 дБ) [91]. Для максимального снижения амплитуд колебаний лонжеронов необходимо на стадии проектирования модели автомобиля предусматривать жесткую схему его несущей части (подрамника), соединенную с кузовом таким образом, чтобы динамические силы, передаваемые на него, вызывали минимальную деформацию как подрамника, так и кузова.

2.3 Суммарная оценка внутреннего шума

Эффективность применения звукоизолирующих и звукопоглощающих материалов зависит от ясности представления о формировании шума в салоне автомобиля. Поэтому важно проанализировать не только акустическую активность

основных источников шума, но и найти каналы, по которым шум наиболее интенсивно поступает в салон.

Основные пути распространения воздушного шума лежат через элементы ограждения (стёкла, потолок, пол и т.д., в общем случае - панели).

Автомобиль представляет собой сложную колебательную систему. Создание модели излучения шума каждым источником представляет собой сложную задачу. При расчете ожидаемой шумности используются упрощенные модели, основанные на статистической теории акустики.

Определенная идеализация акустических процессов требует введения соответствующих ограничений и допущений. Расчетная оценка ожидаемой шумности по Иванову Н.И. [38, 39, 87] предполагает следующие допущения и ограничения:

- источники звука некогерентны;

- акустический сигнал широкополосный;

- звуковое поле в замкнутых объемах квазидиффузное;

- импедансы ограждающих поверхностей приблизительно одинаковы;

- резонансные явления в замкнутых объемах не учитываются;

- источники звука излучают сферические, цилиндрические или плоские волны;

- источники звука, расположенные в замкнутых объемах, являются ненаправленными излучателями;

- звуковая мощность в расчетной точке определяется по принципу энергетического суммирования;

- распространение вибраций по рамным конструкциям машины принято без учета диссипативных потерь и т.д. [91].

В качестве примера рассмотрим расчет шума в салоне автомобиля от выпуска отработавших газов, корпуса двигателя внутреннего сгорания (ДВС), вентилятора ДВС, корпуса коробки перемены передач (КП) [91].

Внешний шум ¿-ой панели от выпуска отработавших газов определяется по следующей формуле:

Ь

ВНЕШ 'ВЫП

( я Л

-2012 + ПН. -х + 6, V г У

где Ьщ/вьш - звуковая мощность выпуска, дБ;

Я1 - расстояние от точки измерения до ¿-ой панели, м; г - расстояние от среза выпускной трубы до точки измерения; ПН1 - показатель направленности для ¿-ой панели;

х = 11 - числовая добавка, учитывающая пространственный угол излучения источника выпуска.

Внутренний шум ¿-ой панели от выпуска отработавших газов с учетом дифракционных явлений определяется по следующей формуле:

тВНУТР тВНЕШ 9Г/ . , 1Л1 ЬВЫП, = ЬВЫП, - ЗИ, - + 101ё

1

.=1

А

салон

V У

где ЗИ1 - звукоизоляция 1-ой панели, дБ;

^ - добавка к звукоизоляции ¿-ой панели в зависимости от расположения панели по отношению к выпуску, дБ; - площадь ¿-ой панели, м2;

п - число панелей;

Асалон - среднее звукопоглощение в салоне автомобиля, м2. Методика расчета справедлива для всех панелей, за исключением пола и перегородки между моторным отсеком и салоном [91].

Внешний шум ¿-ой панели перегородки между моторным отсеком и салоном от корпуса ДВС определяется по следующей формуле:

Ь

ВНЕШ 'ДВС.ПЕР

, = + 101§

1

4

4рг 2

V ДВС.ПЕР

В

КАП

где - звуковая мощность, излучаемая корпусом ДВС, дБ;

ДВС

г

ДВС. ПЕР

. - расстояние от акустического центра ДВС до ¿-ой панели перего-

родки, м;

Вкап - постоянная капота, м ;

ВКАЛ _

А

"КАЛ

1 -а

Вк

СР.КАЛ

Акал - среднее звукопоглощение капота, м2; Аср.кап - средний коэффициент звукопоглощения капота. Внутренний шум ¿-ой панели перегородки между моторным отсеком и салоном от корпуса ДВС определяется по следующей формуле:

и г

тВНУТР _ тВНЕШ _ ОТ/Г 4-1П1(Т

ЬДВС. ПЕР ^ _ ЬДВС ЛЕР{ ЗИЛЕР.1 + 101ё

тВНЕШ

ЛЕР.1

А

V салон У

где ЗИЛЕР - звукоизоляция ¿-ой панели перегородки, дБ; 5ЛЕР.{ - площадь ¿-ой панели перегородки, м2.

Внешний шум пола от корпуса ДВС определяется по следующей формуле:

Ь

ВНЕШ 'ДВС. ЛОЛ

1

+

4

4лт2 В

V 4ЛГДВС.ЛОЛ ВКАЛ У

■5,

где гДВСЛОЛ - расстояние от акустического центра ДВС до пола, м. Внутренний шум пола от корпуса ДВС определяется по следующей форму-

ле:

ьВНУТР _ ь ВНЕШ - ЗИ ЬДВС.ЛОЛ _ ЬДВС.ПОЛ ЗИЛОЛ

ВНЕШ

^ +1018

5

° ЛОЛ

А

V салон У

где ЗИЛОЛ - звукоизоляция пола, дБ; 5ЛОЛ - площадь пола, м2.

Внешний шум пола от корпуса ДВС с учетом отражения от опорной поверхности автомобиля определяется по следующей формуле:

ьВНЕШ _ Ь , 101ст

ЬДВС .ЛОЛ .ОТР _ ь№двС + 101ь

1

4рг

+

4

Вь

+1018

V ДВС. ЛР КАЛ У

5 ЛР V ° КАЛ у

+ 101ё(1 -аОтр )-

- 201Е(ГЛР. ДВС )-8,

где гЛРддвс - расстояние от акустического центра корпуса ДВС до нижнего проема капота, м;

2

ГПР. ДВС

Г +

ДВС

г

ДВС .ПОЛ 2

НДВС - высота установки ДВС над отражающей поверхностью, м;

БПР - площадь нижнего проема капота, м ; СКАП - общая площадь ограждений капота, м ;

аОТР - средний коэффициент звукопоглощения отражающей поверхности. Внутренний шум пола от корпуса ДВС с учетом отражения от опорной поверхности автомобиля определяется по следующей формуле:

Е

ВНУТР

ДВС. ПОЛ .ОТР

= Е

ВНЕШ

^ДВС .ПОЛ.ОТР

- ЗИпол +1018

с

° ПОЛ А

V салон У

Внешний шум ¿-ой панели от корпуса ДВС, проникающий через ограждения капота, определяется по следующей формуле:

Е

ВНЕШ

ДВС. КАП{

= Емдвс + 1018

1

4

4л2

В

КАП

( я Л

- ЗИкап - 2018 ^ + 7, V г у

V™-' ДВС. КАП

где гДВСкКАП - расстояние от акустического центра ДВС до капота, м; ЗИКАП - звукоизоляция капота, дБ;

- расстояние от точки измерения до 1-ой панели, м; г - расстояние от корпуса ДВС до точки измерения, м. Внутренний шум ¿-ой панели от корпуса ДВС, проникающий через ограждения капота, определяется по следующей формуле:

т ВНУТР тВНЕШ ОТ/Г * I 1Л1„

ЕПВС рАп = Е - ЗИ. - г. +1012

ДВс.км1. двс.кап. . 1 °

тВНЕШ

I с.

.=1

■ салон

V У

Внешний шум ¿-ой панели перегородки между моторным отсеком и салоном от вентилятора ДВС определяется по следующей формуле:

тВНЕШ = Т . 101а

евент .пер.. = емвент + 1012

1

4

4л

2

ВЕНТ .ПЕР.

В

КАП

где Ьф - звуковая мощность, излучаемая вентилятором ДВС, дБ; гВЕНТ лЛЕР - расстояние от вентилятора до ¿-ой панели перегородки, м.

Внутренний шум ¿-ой панели перегородки между моторным отсеком и салоном от вентилятора ДВС определяется по следующей формуле:

L

ВНУТР

= L

ВНЕШ

- ЗИс

'ВЕНТ .ПЕР. i ^ВЕНТ. ПЕР± ВЕНТ .ПЕР. i + 10lg

s

ВЕНТ ,ПЕР.{ A

V салон У

Внешний шум пола от вентилятора ДВС определяется по следующей фор-

муле:

L