РАСЧЁТ ЗАЩИТНЫХ СРЕДСТВ, ОБОСНОВАНИЕ СХЕМЫ ЗВУКО-ВИБРОИЗОЛИРУЮЩИХ КАБИНЫ

CALCULATION OF PROTECTIVE EQUIPMENT, SUBSTANTIATION OF THE SCHEME OF SOUND VIBRATION-INSULATING CABINS
Цитировать:
Курбонов Ш.Х., Сулайманов С.С. РАСЧЁТ ЗАЩИТНЫХ СРЕДСТВ, ОБОСНОВАНИЕ СХЕМЫ ЗВУКО-ВИБРОИЗОЛИРУЮЩИХ КАБИНЫ // Universum: технические науки : электрон. научн. журн. 2022. 2(95). URL: https://7universum.com/ru/tech/archive/item/13088 (дата обращения: 26.11.2022).
Прочитать статью:
DOI - 10.32743/UniTech.2022.95.2.13088

 

АННОТАЦИЯ

В данной статье расмотрены все известные способы и формулы расчета эффективности звуковиброизолирующих кабин при равных значениях и звукоизоляции различных ограждений кабины на примере хлопководческого трактора с вычислением всех параметров на ЭВМ. Разработана новая схема расположения виброизоляторов кабины хлопкового МТА с учетом неравномерности вибрационного поля. В предложенной схеме впервые использована шеститочечная комбинированная (вертикальная и наклонная) установка виброизолятора.

ABSTRACT

This article discusses all the known methods and formulas for calculating the effectiveness of soundproof cabins with equal values and sound insulation of various cab fences as an example of a cotton-growing tractor with the calculation of all parameters on a computer. a new layout of vibration isolators of the cotton MTA cabin has been developed, taking into account the unevenness of the vibration field. In the proposed scheme, a six-point combined (vertical and inclined) vibration isolator installation was used for the first time.

 

Ключевые слова: звук в кабине, шум, хлопковые МТА, звуковой поля, коробка передач, безопастность.

Keywords: cockpit sound, noise, cotton MTA, sound field, gearbox, safety.

 

Известные акустические схемы[1,2,3,4], которые являются типичными для различных машин, и математические выражения, позволяющие описать процесс формирования звукового поля, убедительно показывают, что звуковое поле на наружних поверхностях ограждений кабины распределяется неравномерно. Все известные способы и формулы расчета эффективности звуковиброизолирующих кабин различного назначения, приведены в работах [1,2,3,4], учитывают эту неравномерность при определении суммарного значения интенсивности звука в кабине. Однако в перечисленных выше работах не рассмотрена разработка звуковиброизолирующей кабины с учетом неравномерности звукового и вибрационного полей. Отсутствуют критери и акустического проектирования звукоизолирующей кабины с учетом неравномерности звукового поля и  логарифмической природы шкал децибелов.

В результате чего, как показывает опыт, при равных значениях и звукоизоляции различных ограждений кабины, ее приведенная суммарная эффективность не обеспечивает требуемое снижение шума на рабочем месте или в кабине. В настоящее время в литературе отсутствует единый подход к решению задач, связанных с повышением шумоизолирующей эффективности кабины, т.к. отсутствует методика расчета защитных свойств кабины по воздушному шуму на основании критериев акустического проектирования.

Рассмотрим путь решения этой задачи на примере кабины МТА. Примем, что интенсивность звукового поля в кабине полностью определяется воздушной составляющей звуковой энергии. Все (воздушные) каналы проникновения звуковой энергии в кабину происходят через поверхности ограждения или расположены на поверхности ограждения. Стыковые соединения ограждений кабины являются аккустически герметичными. Кабина содержит ограждения, как правило, для кабин хлопковых МТА это число равно 6. Допускается что звуковое поле на наружных поверхностях ограждений кабины распределено неравномерно, и интенсивность звукового поля является величиной известной. Схема звукоизолирующей кабины с принятым обозначениям приведена на рис. 1. Суммарная интенсивность звукового поля в кабине формируется в результате энергетического суммирования интенсивностей звуков, проникающих через продольные ограждения кабины. С учетом принятых допущений звукоизолирующей кабины с повышенной эффективностью и соответствующей по значению звукоизолирующих свойств отдельных ограждений, энергетическим характеристикам звукового поля зоны расположения рабочего места оператора, предлагается оценивать эффективность звукоизолирующей кабины хлопкового МТА следующими выражениями:

                                                     (1)

                                           (2)

                                       (3)

Где, L1, L2 Lm - уровни звукового давления на наружных поверхностях ограждений кабины нормируемых частотах октавных полос, дБ; ЗИ1,ЗИ2,ЗИm - звукоизоляция ограждений в нормируемых частотах октавных полос, дБ; [Ln]- предельно допустимый уровень звукового давления, дБ; i= 1,2,3…… m-число ограждений;

Выполнение условий (1), (2) и (3) предложено авторами настоящей работы в качестве основных критериев акустического проектирования кабины, установленной или устанавливаемой в неравномерном звуковом поле и предназначенной для снижения воздушного шума.

Анализируя выражения (1), (2) и (3). Условие (1), предлагающее равенство отношений уровней звуковых давлений и звукоизоляции отдельных ограждений кабины, показывает, что звукоизолирующие свойства ограждений должны соответствовать загруженности их поверхности звуковой энергией. При соблюдении этого условия кабина в полной мере будет отвечать (по эффективности звукоизоляции) характеристикам звукового рабочей зоны установки. Рассмотрим основные пути обеспечения условия (2).

Согласно работам [3,5] среднюю фактическую звукоизоляцию ограждения кабины можно определить следующим образом:

                        (4)

Где, ЗИ - средняя фактическая звукоизоляция ограждения, дБ; a-средний коэффициент звукопоглащения ограждения со стороны источника; f - среднегеометрическая частота октавной полосы, Гц; m - масса единицы площади ограждения, кг/м2;S - площадь ограждения, м2; Акаб - звукопоглащение кабины, м2;

 

Рисунок 1. К расчету звукоизолирующей кабины. В–звуковой вибрации

 

Из формулы (4) видно, что фактическая звукоизоляция ограждения кабины зависит от множества различных параметров: физико-механические свойства материалов ограждения (a, m); геометрические размеры ограждений и конструктивное исполнение самой кабины (S, А); спектр акустических сигналов источников и звукового поля места установки кабины (f). При заранее известных уровнях звуковых давлений (исходных характеристик звукового поля) на поверхностях ограждений кабины научнообоснованным выбором различных параметров ограждений и кабины, по формуле (4), всегда можно отыскать рациональное значение (ЗИ), обеспечивающее выполнение условий (1) для всей кабины.

Такая задача была решена на примере хлопководческого трактора с вычислением всех параметров на ЭВМ. При разработке звукоизолирующей кабины, соответствующей условию (1), ее эффективность повышается на 6-7 дБ (А) без увеличения металлоемкости. Условие (2) вытекает из энергетического метода и показывает, что суммарный уровень звукового давления в кабине не должен превышать нормативного значения шума. Условие (2) позволяет установить требуемые значения средней фактической звукоизоляции ограждений кабины, способной снизить уровень звукового давления на рабочем месте до уровней предельно допустимых значений ГОСТа с учетом неравномерности звукового поля. Условие (3) является условием целесообразности установки кабины или условием, дающим возможность исключить из условия (2) i-ое ограждение кабины, поскольку при разнице уровней звукового давления на 10-15 дБ уровень звукового давления i-го ограждения кабины не оказывает существенного влияния на формирование суммарного уровня звукового давления в кабине.

На хлопковых МТА имеется различные источниеи (двигатель, муфта сцепления, коробка передач, редукторы МТА, карданные валы и т.д.), вызывающие звуковую вибрацию в конструкции остова и рамы, которая распротроняется по ним и передается к элементам кабины. В этом случае, шум в кабине определяется звукоизлучением ограждений кабины и ее элементов, по которым от источников распространяются звуковые вибрации. Органы управления кабины (рулевая колонка, рычаги и педали) зачастую жестко связаны с активными элементами хлопкового МТА, и они также образовывают мостики для передачи вибрационной энергии на места крепления (пола, щитка приборов и т.д.). Вибрирующие поверхности этих элементов становятся источниками звука, вклад звуковой вибрации ограждений и элементов кабины в образование суммарного шума в кабине хлопковых МТА определен эксперементально. Результаты эксперементальных исследований показали, что на базовых хлопковых тракторах в диапазоне частот 62-2000 Гц шум в кабине формируется в равной степени из воздушного и структурного шумов.

Известно, что наиболее характерным путем передачи звуковой вибрации к элементам кабины является виброизолирующее крепление кабины (если оно имеется), органы управления и арматура гидравлической системы трактора. Основная часть вибрационной энергии к ограждениям проникает через виброизолирующие крепления кабины, так как оно за частую имеет низкую эффективность виброизоляции, которая обусловлена резонансными явлениями, типом упругого элемента (пружины, резины), конструкцией крепления, условием работы, нагружением и конструкцией виброизоляторов. Вцелом эффективность виброизоляции характеризуется несколькими критериями [6,7], наиболее важным из которых является виброизоляция (ВИ). Для гармоничного протекания процесса передачи движения скорости, ускорения виброизоляция определяется соотношением [8].

                                                (5)

Где

Vж, Vв - колебательные скорости крепления кабины (или усредненные по ним) соответственно при жестком креплении кабины к остову или раме МТА и через виброизоляторы, м/с.

Если кабина воспринимает со стороны остова или рамы МТА гармоничное усилие или момент, то виброизоляцию определяют соотношением [8]:

                                                (6)

Fж, Fв - амплитуды динамических сил, передаваемых на кабину при жесткой виброизолированной установке ее на остов трактора, Н.

Выражения позволяют оценить эффективность виброизоляции кабины, но не определяют требуемое значение эффективности виброизоляции в конкретных конструкциях на стадии проектирования виброизолирующих средств по схемам их установки. Изветные методы расчета конкретных конструктивных схем виброизоляции приведено в работе [4]. На отечественных и зарубежных тракторах применяются однозвенные (однокаскадные) схемы виброизоляции, такая схема расчитывается следующим образом. Кабина предлагается абсолютно жесткой. Между ней и остовом параллельно установлены безинерционные изоляторы (как обычно, от 4 до 8), которые заменяются одним виброизолятором, имеющим суммарную жесткость. Поэтому считается, что кабина установлена на одном виброизоляторе. Если виброизолятор представляет собой упругий элемент с внутренним трением, то виброизоляция определяется формулой [8]:

                               (7)

где,

f

-

частота возбуждающей силы или скорости, Гц;

f0

-

собственная частота колебаний кабины, Гц;

h

-

коэффициент потерь виброизоляторов

Виброизоляция объекта, определяется формулой (7) и имеет три характерные области. В случае f<<f0 виброизоляция практически равна нулю, т.е. ВИ = 0 – снижение уровня колебания не происходит, движение массы обратно пропорционально жесткости виброизолятора. По этой причине область, где f<<f0 , называют областью с контролируемой жесткостью. Когда f = f0 , в рассматриваемой системе наступает резонанс [8]

                                            (8)

В этой области увеличение демпфирования уменьшает как первичную силу, так и движение массы и, наоборот, уменьшение демпфирования увеличивает их. Поэтому область, где f=f0 называют областью с контролированным демпфированием. И наконец, при дальнейшем увеличении частоты возбуждающей силы или скорости, т.е. f>>f0 и фактически, начиная f/f0 >3, виброизоляция растет со скоростью 12 дБ на октаву. В этой области движения виброизолируемого объекта могут быть инерционным ее называют областью с контролируемой массой.

Таким образом, виброизоляторы действуют эффективно в диапазоне частот f/f0 >3 и должны рассчитываться так, чтобы резонансная частота f0 лежала ниже диапазона возбуждающих частот, в котором необходимо снижение колебаний кабины. Рекомендуется, что по мере возможности виброизолирующая система не должна использоваться в области частот, где  [9]. Для расчета виброизоляции кабины по формуле (7) требуется определить все частоты свободных колебаний. В общем случае их насчитывается шесть. Они соответствуют поступательным колебаниям кабины в направлениях трех координатных осей и поворотным колебаниям вокруг этих осей (рис. 1).

Различают три практически важных случая расположения упругих опор и расчета частот свободных колебаний виброизолированных объектов. Они приведены в работе [3]. Там же приводятся основные формулы расчета всех шести частот свободных колебаний объекта. Особо отмечено, что при выборе схемы расположения виброизоляторов необходимо, по возможности, избегать схем, приводящих к появлению свободных колебаний, связанных по три и по два.

Эффективность схемы расположения виброизоляторов определяется их взаимным расположением центров жесткостей упругих опор и инерции кабины, а также их главных осей инерции и жесткости так как. этими параметрами обусловлены свободные колебания кабины, связанные между собой по два и по три. Свободные частоты колебания кабины на виброизоляторах при несвязанных колебаниях определяются следующими формулами [3]:

                  (10)

                          (11)

где,

-

частоты свободных поступательных колебаний кабины по осям x, y, z;

-

поступательные жесткости виброизоляции кабины по осям x, y, z, н/м;

-

эксплуатационная масса кабины хлопкового МТА, кг;

-

Частоты свободных поворотных колебаний кабины по осям x, y, z;

-

поворотные жесткости виброизоляции кабины по осям x, y, z, н/м;

-

моменты инерции эксплуатационной массы кабины по осям x, y, z, кг/м2

Поступательные жесткости виброизоляции кабины по трем осям  равны [3].

                        (12)

где,

-

жесткости отдельных виброизоляторов по осям, н/м;

н

-

число виброизоляторов, I = 1,2,3 … n.

Поворотные жесткости виброизоляции кабины из одинаковых виброизоляторов относительно главных осей жесткости D x,y,z равны [3].

               (13)

-

плечи отдельных виброизоляторов по осям, м

Если учитывать, что  и (где G низ кабины, -радиус инерции по осям, ); то формулы (9) и (10) после несложных преобразований можно привести в следующий вид:

                              (13)

                          (14)

где,

δ x,y,z

-

статическая осадка (деформация) виброизоляторов под действием силы тяжести кабины, м.

Таким образом, частоты собственных (поступательных, поворотных) колебаний кабины, установленной на виброизоляторах, зависят от статической осадки последних. Например, при δ = 0,001 м f o =16 Гц, а при δ = 0,010 м f o =5 Гц. Формулы (13) и (14) показывают, что небольшая разница статического осадки виброизоляторов резко увеличивает ширину диапазона собственных частот колебаний кабины на виброизоляторах. Известные способы расчета виброизоляции кабин хлопководческих тракторов проводятся без учета этой зависимости, и в результате чего фактическое и расчетное значение виброизоляции (ВИ) имеют большое расхождение. Разница на частоте 1000 Гц примерно составляет 50-60 дБ. Поэтому в повышеную эффективность виброизоляции необходимо ввести дополнительные условия оценки эффективности виброизоляции кабины хлопкового МТА. Такой опыт применительно к виброизоляции машин имеется в США [4]. Однако, как показали наши исследования, с учетом статической осадки виброизоляторов, обеспечив ей равные значения для всех виброизоляторов кабины, можно достичь только лишь некоторое снижение звуковой вибрации. При этом неравномерность уровней вибрации точек крепления виброизоляторов к остову или к раме также приводит к снижению эффективности виброизоляции. Оно (снижение) обусловлено тем, что из-за неравномерности вибрационного поля место установки кабины МТА при одинаковых значениях виброизоляции (ВИ) виброизоляторов кабины динамическая осадка (деформация) последних принимает различные значения.

Так как резина виброизолятора является упруговязким материалом, и ее динамический модуль. При действии на резиновый массив виброизолятора периодической силы деформация резинового массива не успевает следовать за силой из-за свойственного упругим материалам так называемого эффекта последствия [9]. По этой причине «мгновенная» динамическая жесткость виброизолятора больше статической и разница между значениями жесткостей зависит от неравномерности вибрационного поля. Появляются связанные колебания, и резко расширяется диапазон собственных частот кабины. Существующие известные способы расчета виброизоляции кабин хлопковых МТА выполняются без учета этого явления, т.к. отсутствуют условия оценки виброизоляции кабины с учетом неравномерности вибрационного поля и место установки, которое имеет место на всех хлопковых МТА. На пропашных хлопковых МТА, как показывают результаты эксперемента, неравномерность вибрационного поля составляет 3-12 дБ.

На основании вышеизложенного, авторами предложены (впервые) новые условия оценки виброизоляции кабины хлопкового МТА при установке ее на определенное количество виброизоляторов (три, четыре и более). Предлогаемые условия описываются следующими выражениями:

                               (15)

                           (16)

где,

F1, F2Fn

-

сила тяжести кабины, прикладываемая на каждый виброизолятор, Н;

L1, L2Ln

-

уровни виброскорости точки крепления виброизолятора к оствоу или раме МТА, дБ

1,2,3..m

-

число виброизоляторов.

Выполнение условия (15) позволяет равномерно распределять силы тяжести кабины и совмещать центры жесткости виброизоляторов вцентре тяжести кабины трактора. При этом обеспечивается равенство значений как частот собственных колебаний для всех виброизоляторов, т.е. δ1 = δ2 =… = δn и согласно (2.13) f1 = f2 = … =fn

На практике, где применяются виброизоляторы одинакового типа, т.е. с одинаковыми значениями жесткостей по главным осям, выполнение условий (15) достигается наклоном виброизолятора относительно опорной плоскости. При наклоне виброизолятора ее жесткость (вертикальная) уменьшается по сравнению с обычной установкой, что позволяет легко достичь выполнения условий (2.15) с использованием одинаковых виброизоляторов. Уменьшение жесткости в свою очередь приводит к снижению значений собственных частот виброизоляции кабины, и это обуславливает хорошую виброизоляцию, начиная с низких частот. При наклоне виброизолятора достигается распределение колебаний сдвига и поворота, а следовательно, появляется возможность производить подбор частот этих колебаний независимо одной от другой [10].Выполнение условия (16) также достигается наклоном виброизоляторов, т.е. при наклонении виброизолятора изменяется эффективность ее виброизоляции. Рассмотрим это явление. Формулу (7) для f >> f0  можно написать в следующем виде [10].

,дБ                                   (17)

Подставляя в (17) f0 по формуле (9) и изменяя массу Mk с силой тяжести G, получим

дБ         (18)

Формула (18) показывает, что при прочих равных условиях изменения значения жесткости виброизолятора R и силы тяжести G, накладываемой к виброизолятору значения (ВИ) меняются в широких пределах. При наклоне виброизолятора изменяется значение R, а также значение G и соответственно изменяется значение виброизоляции (ВИ) виброизолятора согласно (18).

На основании вышеизложенных выкладок, разработана новая схема расположения виброизоляторов кабины хлопкового МТА с учетом неравномерности вибрационного поля места установки и неравномерности силы тяжести по виброизоляторам.

В предложенной схеме впервые использована шеститочечная комбинированная (вертикальная и наклонная) установка виброизолятора типа АКСС-160М. Схема установки в полной мере обеспечивает выполнение условий (15) и (16). Экспериментальная оценка эффективности предложенной схемы виброизоляции кабины хлопкового трактора показала, повышение виброизоляции (ВИ) в среднем на 7 – 12 дБ в диапазоне частот 20-1000 Гц. Предложенная конструкция остова хлопкового трактора, позволяет устранить и приводит к минимуму неравномерность вибрационного поля места установки кабины хлопкового трактора снабжен решетчатым металическим виброизолятором с описанием конструктивных особенностей остова с виброизолирующей решеткой.

 

Список литературы:

  1. Диментберг Ф.М., Фролов К.В. Вибрация в технике и человек. Знание Москва 1987 стр 160.
  2. Борьба с шумом на производстве: Справочник В.Я.Юдин, Л.А. Борисов, И.В. Горнштейн и др. Под. обш. ред. В.Я.Юдина – М; Машиностроение, 1985. -400 с.
  3. Иванов Н. И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строительных машинах. 2-е изд., перераб, и доп.- М.: Транспорт, 1987 с 223.
  4. Луканин В.И. Шум автотракторных двигателей внутреннего сгорания. – М. Машиностроение. 1976 – с.371.
  5. Алексеев С.П. Казаков А.М. и др. Борьба с шумом и вибрациейв машиностроение. Изд. «Машиностроение» Москва 1970 с 208.
  6. Клюкин И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах. Л., Судостроение,1971. С 416.
  7. Справочник по судовые акустики. Под ред. Клюкин И.И. и Боголепова И.И. Л.: Судостроение, 1978 с503.
  8. Mohr J.W. “Vibration and Noise Control of Outbard Mators and Other Produkts.’ SAE Paper No. 183 B, Socitty of Automative Engineers, June 1960.
  9. Добрынин С.А и др. Методы автоматизированного исследования вибрации машин: Справочник С.А.Добринин, М.С.Фельдман и др. – М.: Машиностроение, 1987 – 224 с.
  10. Курцев Г.М. Исследование процессов распространения воздушного шума и разработка метода расчета ожидаемой шумности самоходных строительных и дорожных машин. Автореферат. Дис. канд. тех наук. Л., 1980 с21.
Информация об авторах

соискатель, Ташкентский государственный технический университет, Узбекистан, г. Ташкент

Applicant, Tashkent State Technical University, Uzbekistan, Tashkent

д-р техн. наук, Ташкентский государственный транспортный университет, Узбекистан, г. Ташкент

Doctor of Technical Sciences, Tashkent State Transport University, Uzbekistan, Tashkent

Журнал зарегистрирован Федеральной службой по надзору в сфере связи, информационных технологий и массовых коммуникаций (Роскомнадзор), регистрационный номер ЭЛ №ФС77-54434 от 17.06.2013
Учредитель журнала - ООО «МЦНО»
Главный редактор - Ахметов Сайранбек Махсутович.
Top