Файл: Разумовский М.А. Борьба с шумом на тракторах.pdf

резины. Например, фирма САѴ (Англия) исследовала эффективность тонких боковых стенок опытных дизелей, состоящих из слоев алюминия и резиньі [21]. В резуль-1 тате такой модернизации было получено уменьшение шума дизелей на 10 дб в широком диапазоне частот.

Особый интерес представляет смещение зоны наи­ большей акустической активности конструкции по диа­ пазону частот для исключения совпадения ее с диапазо­ ном частот наиболее интенсивных возмущений. Такие работы могут потребоваться в стадии испытаний и довод-

141

ки опытных двигателей и силовых передач. Для смеще­ ния зоны акустической активности производится умень­ шение или увеличение жесткости наиболее активных участков стенок корпусных деталей, крышек, гильз ци­ линдров за счет изменения толщины, конфигурации, вы­ полнения ребер жесткости, дополнительных опор и т. и. Возможности получения таким путем большого эффекта в широком диапазоне режимов работы могут быть весь­ ма ограничены из-за широкого спектра суммарных воз­ мущений.

Разнообразие возможных методов и средств уменьше­ ния шума двигателей и силовых передач на тракторах свидетельствует о том, что данная задача может быть успешно решена при комплексном, всестороннем подхо­ де. Основные мероприятия по борьбе с шумом должны быть заложены в конструкцию еще при ее проектиро­ вании.

Уменьшение шума процесса сгорания. Степень акусти­ ческого совершенства процесса сгорания в дизелях В. Д. Курнатов [36] предложил оценивать по величине произ­ ведения продолжительности сгорания At на ширину спек­ тра давления А/. Оптимальным с точки зрения шумности и экономичности будет процесс при

AtА/ min.

Этому условию отвечает процесс, у которого показатели асимметрии и эксцесса являются минимальными, а кри­ вая изменения давления по форме стремится к колоколь­ ной функции. Такой процесс будет иметь минимальное значение степени расширения спектра при сгорании (по­ нятие введено В. Н. Луканиным [38])

__ Д/сI С

Рс =

Д/п

где. рс— степень расширения спектра (у дизелей рс = —10—15); Д/с — ширина спектра импульса газовой силы при сгорании; А/и — ширина спектра импульса газовой силы при пропуске подачи топлива.

Среди дизельных двигателей лучшую степень акусти­ ческого совершенства процесса (А^А/<1) имеют двига­ тели с М-процессом — пленочным смесеобразованием. По степени совершенства процесса к ним приближаются

Н2

двигатели с усовершенствованным законом подачи тоіі^ лива — двухфазным впрыском (AtAf<2). Наиболее же­

стко и шумно работают дизели с объемным смесеобра­ зованием и неразделенной камерой (AtAf> 2). ?

Уровни шума двигателей при газодинамических ВЪв-; мущениях в цилиндрах во многом зависят от акустиче­ ской активности деталей, воспринимающих давление,. » характеристик каналов распространения колебаний во

Рис. 64. Относительные спектры скорости крутильных колебаний носка коленчатого вала двигателя Д-240 (2200 об/мин)■':

Г—холостой ход; 2—работа под нагрузкой (ре =0,7 МПа)

конструкции двигателя. С точки зрения акустических Из­ лучений менее чувствительными к газодинамическим воз­ мущениям являются тяжелые тихоходные тракторные дизели с удельной массой более 13 кг/кВт, например дви­ гатели Д-48, А-41.

Основными проводниками звуков от сгорания явля­ ются кривошипно-шатунный механизм, гильзы и головка цилиндров. Как показывают исследования за рубежом [77], у современных дизелей в диапазоне частот 0,8— 2,0 кГц основным каналом является кривошипно-шатун­ ный механизм, а на частотах свыше 3 кГц — гильзы и го­ ловка цилиндров.

При увеличении нагрузки, а также несовершенном процессе, например при увеличении его жесткости иЗ-эа большого опережения начала подачи топлива, роль крЯ- вошипно-шатунного механизма как канала распростра­ нения звука возрастает. В этих случаях отмечается уве­ личение высокочастотных крутильных колебаний носка коленчатого вала (рис. 64), которые, распространяясь на

143

распределительные шестерни, становятся одной из глав­ ных причин повышенного шума при их работе.

, . У-тракторных дизелей с турбонаддувом наиболее шумный процесс с широким спектром наблюдается на частичных режимах нагрузки (рис. 65). Здесь особенно заметно проявляются несоответствие угла опережения впрыска и акустическое несовершенство процесса. Учи­ тывая специфику эксплуатации двигателей на универ-

они основную часть времени работают на частичных ре­ жимах нагрузки), необходимо стремиться обеспечить более совершенный процесс на промежуточных режимах. Это должно приниматься во внимание при совершенство­ вании камер сгорания, выборе и назначении угла опере­ жения начала подачи топлива, в перспективных работах по созданию механизмов его автоматического регулиро­ вания и совершенствования закона подачи топлива.

Уменьшение жесткости рабочего процесса приводит к уменьшению общего шума двигателей. Получаемый при этом эффект будет зависеть от уровней шума других источников. У легких быстроходных тракторных дизелей за счет совершенствования рабочего процесса общий шум может быть снижен на 2—3 дбА. В отдельных поло­ сах спектра шума двигателей эффект может быть значи­ тельно больше (см. рис. 26).

Уменьшение шума кривошипно-шатунного и клапан­ ного. механизмов. Главной причиной высокочастотного шума, излучаемого при работе кривошипно-шатунного механизма дизелей, являются импульсные возмущения при перекладке поршней [37, 38, 53]. Импульсные возму­ щения при потере контакта в подшипниках у современ­ ных дизелей возможны лишь при значительном форси­ ровании скоростного режима («>3000 об/мин).

,144

Энергия возмущений и интенсивность излучаемого шума при перекладке поршней зависят от величины теп­ лового зазора, угловой скорости, массы поршня и его конструктивных особенностей — размерных соотношений.

Для уменьшения угловой скорости поршня и энергии соударений при перекладке применяются следующие Конструктивные приемы:

смещение оси поршневого пальца (дезаксаж) в сто­ рону вращения коленчатого вала;

приближение центра инерции к оси поршня с целью уменьшения плеча силы относительно оси вращения;

выполнение минимальным отношения A/L — монтаж­ ного зазора между цилиндром и нижней частью юбки поршня к длине юбки.

Оптимальное значение дезаксажа у современных ди­ зелей составляет до 0,03D (D — диаметр цилиндра). Для каждого конкретного двигателя оптимальный дезаксаж может быть наиболее точно подобран эксперименталь­ ным путем, например с помощью опытных поршней со специальными вставками в бобышках [53], позволяю­ щими изменять дезаксаж в процессе исследований.

Увеличение длины юбки поршня приводит к уменьшеннию энергии возмущения и шума при перекладке. Кроме того, удлинение юбки дает возможность уменьшить и ве­ личину монтажного зазора А в связи с тем, что темпе­ ратура в нижней части удлиненной юбки будет меньше. Увеличение длины юбки ограничено нежелательным сме­ щением при этом центра инерции от оси вращения.

У поршней современных дизелей оптимальное значе­ ние длины юбки с точки зрения шумности механизма должно быть в пределах (1,0—1,25)D, а значение A/L у менее шумных механизмов составляет 0,1-ІО-3. Боль­ шинство дизелей отечественных сельскохозяйственных тракторов имеют поршни с длиной юбки (0,8—0,9) Д т. е. имеющиеся здесь возможности уменьшения шума далеко не использованы.

Для уменьшения высокочастотного шума при работе клапанного механизма дизелей применяются различного типа приводы с компенсацией температурного изменения размеров деталей без обычных тепловых зазоров [52, 53]. Применение беззазорных приводов позволяет сни­ зить высокочастотные шумы клапанного механизма трак­ торных двигателей на 3—5 дб (см. рис. 28). Однако шум

клапанного механизма у тракторных двигателей обычно не является определяющим, поэтому сложные и дорого­ стоящие конструкции беззазорных приводов клапанов для тракторных двигателей пока распространения не по­ лучили ни у нас в стране, ни за рубежом. Совершенство­ вание механических приводов клапанов с точки зрения акустических излучений возможно путем уменьшения тепловых зазоров, массы деталей и их скорости в момен­ ты выбора зазоров и посадки клапанов.

Снижение энергии ударов при посадке клапанов в гнезда достигается путем уменьшения массы деталей и применения специальных профилей кулачков. В этой свя­ зи интерес представляют работы, выполненные на ГАЗ А. Я. Тарасовым [56]. Оптимальная по шумности скорость посадки клапана на автомобильных двигателях (0,0135 мм/град) достигнута путем корригирования про­ филя кулачка в месте, соответствующем посадке клапана в гнездо без изменения остальной части профиля.

Уменьшение шума зубчатых передач. Условия работы зубчатых передач в трансмиссиях тракторов по сравне­ нию с передачами в двигателях являются наиболее ти­ пичными, поэтому в начале рассмотрим способы умень­ шения шума трансмиссий.

Шум при работе зубчатых передач во многом зави­ сит от качества их изготовления й сборки [15, 17, 33]. Чем выше качество, тем меньше шум, уровень которого при улучшении качества в пределе стремится к уровню шума идеально изготовленной передачи. Всевозможные погрешности зацепления, обусловленные неточностями изготовления, сборки и условиями работы, приводят к повышенной шумности. Поэтому с полным основанием можно считать, что борьба за качество изготовления и сборки тракторных трансмиссий является одновременно и борьбой за уменьшение их шумности.

Совершенствование и использование современных технологических средств открывают возможности умень­ шить допуски на изготовление, увеличивать коэффициент перекрытия зацеплений, вводить шевингование и шли­ фовку зубьев после фрезерования, тем самым снижая шумность передач. Этому способствуют и такие конст­ руктивные мероприятия, как уменьшение зазоров между зубьями, увеличение модуля, фланкирование зубьев, применение шестерен с косыми и шевронными зубьями,

146

которые работают более плавно и по излучаемому шуму менее чувствительны к ошибкам в шаге зацепления. Применение; подшипников более высокого класса точно­ сти уменьшает возмущения от неровности беговых доро­ жек и зазоррв.

Причины повышенного шума зубчатых передач и спо­ собы его уменьшения показаны на рис. 66. Технологиче­ ские средства повышения качества изготовления зубча­ тых передач и механизмов здесь не рассматриваются, так как они достаточно полно излагаются в специальной литературе.

Режимы работы, на которых проявляется повышен­ ный шум отдельных передач, узлов и трансмиссии в це­ лом, а также причины повышенного шума могут быть выявлены при испытании головных образцов трансмис­ сий. При выдержанных технических условиях на изго­ товление и сборку деталей по существующим стандартам причинами повышенного шума чаще всего являются ре­ зонансные совпадения в каналах распространения шума, повышенная акустическая активность корпусных деталей, изгибные и крутильные колебания валов. Устранение этих причин является первостепенной задачей.

Для уменьшения интенсивности звуковых колебаний шестерен и валов при резонансных совпадениях могут применяться различные средства демпфирования и от­ стройки собственных частот колебаний. Демпфирование колебаний применяется в тех случаях, когда не удается вывести частоты собственных колебаний из диапазона частот интенсивных возмущений, а также , при интенсив­ ных колебаниях в результате допускаемых погрешностей зацепления. С этой целью на ступицу и обод шестерен наносят материалы с высоким внутренним трением или закрепляют специальные детали (кольца, втулки и т. п.), изготовленные из таких материалов. Шестерни выполня­ ют составными — с промежуточным элементом между зубчатым венцом и ступицей из резины, текстолита и других материалов. Конструкции таких шестерен и спо­ собы их изготовления могут быть очень разнообразными.

Исследования шума тракторных трансмиссий показы­ вают, что причиной повышенного шума часто являются резонансные изгибные колебания валов. Проверка на возможность резонансных колебаний валов может быть сделана еще в стадии проектирования. Собственная ча-

148