4.3. Общая характеристика источников виброакустической энергии

Основными источниками виброакустического излучения, определяющими вибрацию и структурный шум ЗТМ (рис. 4.1), являются двигатель внутреннего сгорания, трансмиссия и в меньшей степени, при малых скоростях (до 50 км/ч) неровности поверхности движения – колеса (шины), рабочий орган, гидравлическая система управления и другие.

Рис. 4.2. Принципиальная схема источников вибрации и шума и пути распространения

виброакустической энергии на ЗТМ

4.3.1. Виброакустические системы с периодическим характером возбуждения

К основным виброакустическим системам ЗТМ с периодическим характером возбуждения относятся двигатели внутреннего сгорания (ДВС), агрегаты и узлы трансмиссии.

Двигатель внутреннего сгорания. Характер виброакустического излучения ДВС зависит от возмущающих факторов, возникающих при его работе. При исследовании вибрации ЗТМ в звуковом диапазоне частот, вызываемой работой ДВС, необходимо знать прежде всего характер вибрации опор двигателя. На ЗТМ применяют в основном поршневые двигатели с числом цилиндров от четырех до двенадцати. В зависимости от нагрузки, частоты вращения коленчатого вала и виброизоляционной характеристики подвески вибрация ДВС будет различной.

При работе двигателя на режиме холостого хода при малой частоте вращения коленчатого вала общий уровень виброакустической мощности, излучаемой в опоры, определяется интенсивностью основной гармоники опрокидывающего момента ДВС. С увеличением частоты вращения коленчатого вала в спектрах вибрации опор двигателя уменьшается уровень составляющих, обусловленных действием опрокидывающих моментов, вызываемых дисбалансом, неуравновешенными силами и моментами сил инерции.

Для ДВС, устанавливаемых на ЗТМ, является характерной зависимость излучаемой виброакустической энергии от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.

Силы в ДВС, возмущающие звуковые колебания, следует рассматривать на основе теории спектрального анализа. Спектральная плотность силы S_F(ω) определяется прямым преобразованием – интегралом Фурье:

, (4.1)

где F(t) – функция силы, действующей в двигателе и зависящей от времени.

Для ДВС характерны гармонический, полигармонический и импульсные законы изменения возмущающих сил. Классификация возмущающих сил и характер их спектров представлены в табл. 4.1.

В данной таблице, помимо известных возмущающих сил, представлен спектр сил, возникающих в результате сдвига фаз виброакустических волн при вспышке рабочей смеси, приходящих на лапу двигателя двумя путями через кривошипно-шатунный механизм и через головку блока цилиндров и блок цилиндров. Спектральный анализ импульса рассматривается ниже. Аналогичные импульсы при пересопряжении зубьев шестерен и работы подшипников могут возникать и в коробке передач.

На установившихся режимах работы двигателя под действием возмущающих сил создается установившееся виброакустическое поле в кабине ЗТМ. Периодичность и характер возмущающих сил определяют основную частоту (тон) и гармонические составляющие (обертоны) виброакустического излучения.

Основная частота f и гармоники возмущающих сил связаны с частотой вращения коленчатого вала двигателя следующими соотношениями:

• процесс сгорания, впуска и выпуска

; (4.2)

• неуравновешенные силы инерции вращающихся и возвратно-поступательно движущихся масс

; (4.3)

• посадка клапанов и удары при выборе тепловых зазоров

; (4.4)

Таблица 4.1

Классификация возмущающих сил

Характер возмущений	Основные возмущающие силы	Вид характера спектра
Гармонический	Неуравновешенные центробежные силы, моменты сил инерции, динамическая неуравновешенность и др.	- низко- частотный дискретный составляющая
Полигармонический	Неуравновешенные силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс	- низко-частотный дискретный
Импульсный (жидкости и газы)	Импульсы сил давления (разряжения)	- низко-частотный, дискретный
Импульсный	Силы ударов при перекладке поршней и в подшипниках. Силы ударов при выборе тепловых зазоров и посадке клапанов и др.	- широко-полосный, для отдельных импульсов сплошной
	Импульсы сил в опорах	- высоко-частотный, средне-частотный, дискретный

• пересопряжение зубьев шестерен

; (4.5)

• работа вентиляторов, нагнетателей, турбин

, (4.6)

где k – кратность колебаний, k = 1, 2, 3, … (основная частота при k = 1); n – число цилиндров; τ – коэффициент тактности, τ = 1 – для двухкратных, τ = 2 – для четырехтактных; z_к – число клапанов; n_ш и z_ш – частота вращения (мин^-1) и число зубьев ведущей шестерни; n_в и z_в – частота вращения вентилятора (нагнетателя, турбины) (мин^-1) и число его лопастей.

Основные гармоники возмущающих сил и моментов сил в двигателях ЗТМ при k = 1 с наибольшими амплитудами расположены в низкочастотном диапазоне виброакустических частот, включая высокооборотные дизели.

Виброакустическую активность ДВС повышают процессы впуска и выпуска отработавших газов. В целом же источники виброакустической активности ДВС отличаются в большей степени импульсным характером, поэтому вибрация ДВС имеет широкополосный спектр, на фоне которого проявляются дискретные составляющие, обусловленные движением отдельных механизмов двигателя.

Трансмиссия. Передача мощности от ДВС к движителям землеройно-транспортных машин осуществляется через узлы и агрегаты трансмиссии, в состав которых входят коробки передач, мосты, бортовые редукторы и другие. При этом передача мощности сопровождается излучением структурного и воздушного шумов. Оба вида шума возникают в результате работы зубчатых передач, подшипников, изгибных и крутильных колебаний валов, а также в результате неуравновешенности отдельных элементов. Особенностью коробок передач ЗТМ является сложность конструкции из-за большого числа передач, большие массы и габариты.

Излучение структурного шума коробкой передач осуществляется через опорные конструкции.

При копании грунта машинами можно выявить те диапазоны частот, в которых коробка передач влияет на структурный шум, передающийся через раму в кабину.

Необходимо отметить, что на рабочем режиме шум, излучаемый коробкой в области частот 63…500 Гц, сопоставим с механическим шумом ДВС, а на отдельных частотах может превышать шум двигателя.

В спектрах вибрации лап коробки передач высокие уровни виброскорости отмечаются на частотах пересопряжения зубьев шестерен, имеющих наибольшую частоту вращения, и их гармонические составляющие низших порядков. Поскольку в коробке передач под нагрузкой работает одновременно несколько пар зацеплений и каждая пара передает весь поток мощности, то поток виброакустической мощности, излучаемый в опоры, имеет более широкий спектр. Это объясняется тем, что расширяется частотный ряд возмущающих сил от пересопряжения зубьев в различных парах зацеплений. С увеличением частоты вращения валов коробки передач и нагрузки на них излучаемая виброакустическая мощность также увеличивается.

Составляющие от деформации зубьев шестерен коробки передач под нагрузкой имеют дискретный характер с основной частотой, равной частоте пересопряжения зубьев:

, (4.7)

где z – число зубьев шестерни, имеющей наибольшую частоту вращения; n – частота вращения шестерни, мин^-1.

Таблица 4.2

Вибрационные характеристики двигателей ЗТМ

Область применения	Условное обозначение	Марка	Мощность, кВт, номинальная частота вращения, мин-1	Частоты основных возмущающих факторов двигателя, Гц
				1-я основная гармоника	2-я основная гармоника	неуравно-вешенные силы и моменты двигателя
Погрузчики ТО-35 ТО-30 Погрузчик ТО-6А	Р-4	Д-240 Д-240Л Д-243 Д-243Л СМД-14НГ		20-200	40-400	20-200
Автогрейдеры ДЗ-122А ДЗ-122Б ДЗ-143 ДЗ-143-1 ДЗ-143-6 ДЗ-180 Погрузчики ТО-18А ТО-33 ТО-28 Автогрейдеры ДЗ-98Б ДЗ-98Б-1 ДЗ-140	Р-6	А-01М У1Д6 – ТК – С5		30-275	60-550	10-90
Одноосный тягач МОАЗ-6442	VX-90º	ЯМЗ-238АМ		40-400	80-800	10-100
Погрузчики ТО-27-1 ТО-27-2 ТО-27-3 Автогрейдеры ДЗ-140А ДЗ-98В ДЗ-98В-1 Одноосный тягач БелАЗ-7422	V12-90º	ЯМЗ-240БМ ЯМЗ-8482 ЯМЗ-240М		60-210	120-420	10-35

Примечание. Во второй графе буквы означают: Р – рядное расположение цилиндров в блоке двигателя, V – образное, цифры – число цилиндров и угол развала.

Частота действия накопленной при изготовлении шестерни ошибки кратна частоте вращения ведущего вала коробки передач:

, здесь i =1, 2, 3, … . (4.8)

Низкочастотный структурный шум, обусловленный звуковой вибрацией, ведущих мостов и бортовых передач ЗТМ на фоне общего структурного шума, излучаемого в раму, не выделяется из-за значительного уменьшения частоты вращения ведущих и ведомых элементов.

При классической компоновке ДВС и трансмиссии на раме ЗТМ динамические нагрузки передаются через опорные связи. Повышенные нагрузки, передаваемые на раму и кабину, возникают, прежде всего, при изгибных колебаниях ДВС и коробки передач, которые возбуждаются не только неуравновешенными силами и моментами инерции двигателя первого и второго порядка, но и динамической неуравновешенностью карданной передачи, соединяющей ДВС и коробку передач (рис. 4.3).

Рис. 4.3. Схема карданной передачи

Динамическая неуравновешенность карданной передачи практически всегда имеет место. Это объясняется двумя причинами:

во-первых, невозможностью идеальной динамической балансировки на балансировочных станках, где карданная передача балансируется, закрепляясь во фланцах станка в горизонтальном положении, в то время как на машину карданная передача устанавливается в другие фланцы со своими погрешностями изготовления и под углом до 18º;

во-вторых, при монтаже карданной передачи на машине накапливаются геометрические погрешности, связанные с непараллельностью осей валов и соединяемых фланцев, а также с их угловыми смещениями в пределах допуска.

На рис. 4.3 представлена верхняя карданная передача, имеющая наибольшую частоту вращения, так как соединяет ДВС с коробкой передач. Силы F₁ и F₂ возникают в результате недостаточной динамической балансировки карданной передачи на балансировочном станке и накопленных линейных и угловых погрешностей при монтаже агрегатов на раме ЗТМ.

Наибольшая вибрационная активность карданной передачи проявляется на частоте вращения коленчатого вала двигателя и передается на раму через опорные связи двигателя и коробки передач, f = n/60.

Помимо перечисленных основных источников вибрации на ЗТМ, имеется целый ряд второстепенных источников вибрации периодического характера , чей вклад в общее виброакустическое поле машины большей частью незначителен. К этой группе источников можно отнести агрегаты и узлы гидравлической системы управления, электромашины, вентиляторы, компрессоры и другие.

Некоторый вклад в общее виброакустическое поле ЗТМ на определенных частотах вносят гидротрансформатор (ГТ) и его согласующий редуктор. Основные возмущения гидротрансформатора проявляются на частоте f_z = z_гn/60, где z_г – число лопаток на турбинном или насосном колесе.

Работа гидротрансформатора сопровождается колебаниями в звуковом диапазоне частот. Гидротрансформатор является источником гидродинамического шума и вибрации, тесно связанных друг с другом. Источники вибрации ГТ – неуравновешенность вращающихся элементов, подшипники и другие.

Гидродинамическую вибрацию вызывают гидродинамическая неуравновешенность насосного и турбинного колес, динамические составляющие радиальных и осевых сил, неоднородность потока на выходе из рабочей полости ГТ, кавитационные явления, а также вихреобразование и турбулентные пульсации в рабочей полости и проточных канатах ГТ. Вибрация от перечисленных факторов суммируется, в результате чего вибрация ГТ имеет широкий спектр частот: 0,016-20 Гц.

4.3.2. Вибрационные системы со случайным характером возбуждения

К вибрационным системам со случайным характером возбуждения будем относить отдельные агрегаты и узлы ЗТМ, вибрация которых обусловлена кинематическим или силовым возбуждением в результате взаимодействия пневмоколесного или гусеничного движителя с поверхностью движения, рабочего органа с грунтом и другие.

Пневмоколесный движитель. Колебательный процесс пневмоколесного движителя возникает в результате воздействия на него микропрофиля поверхности движения, дисбаланса и биения колеса, колебаний момента и других факторов. Таким образом, движитель является сложным механизмом, которому присущи одновременно низкочастотные вибрации случайного и периодического характера.

Необходимо отметить, что неуравновешенность и биение колес проявляют себя в большей степени при высоких скоростях движения. Совпадение частоты вращения колеса с частотой собственных колебаний рамы в ЗТМ и механизмов, установленных на нее без упругой связи, может привести к увеличению вибрации машины в целом на транспортных скоростях более 11 м/с. На тяговом режиме скорости ЗТМ лежат в пределах 0,8-0,85 м/с и более без буксования.

К основным факторам, влияющим на дисбаланс и биение шины, относятся: стыковка протектора и кордных слоев, неравномерность протектора по толщине, концентричное расположение бортовых колец, точность изготовления пресс-формы, неоднородность распределения материала по окружности шины и другие. Биение обода значительно повышает дисбаланс шин. Отечественный и зарубежный опыт в производстве шин показывает, что средняя величина статического дисбаланса шин прямо пропорциональна произведению их массы на свободный радиус.

Частота возмущений колебаний дисбалансом колеса определяется выражением f_к = n_к/60 Гц, где n_к – частота вращения колеса. При транспортной скорости, например 13,89 м/с (50 км/ч), и размере шины 500-635 имеем f_к≈10 Гц.

Низкочастотные колебания рамы и кабины ЗТМ вызываются также микропрофилем поверхности движения. В наибольшей степени микропрофиль поверхности движения влияет на колебания самоходных скреперов и погрузчиков, поскольку на долю транспортных операций приходится большая часть времени рабочего цикла, причем половину транспортных операций составляют пробеги порожней машины.

Рабочие органы землеройно-транспортных машин в общем случае предназначены для отделения грунта от массива и перемещения его к месту разгрузки.

В зависимости от назначения машины рабочие органы выполняют различные виды земляных работ: основные, подготовительные, отделочные. Режущей частью рабочего органа является нож, зуб или резец, которые срезают слой грунта, отделяя его от массива.

В зависимости от вида земляных работ рабочие органы классифицируются по следующим признакам:

• назначению (для основных, отделочных и подготовительных работ);

• сложности (простые и сложные);

• типу (ножевой, отвальный, ковшовый, шнековый);

• форме режущей части поперечного сечения (прямоугольная, криволинейная);

• числу открытых поверхностей (одна, две и т.д.);

• схеме взаимодействия с грунтом;

• траектории движения (прямолинейная, криволинейная);

• непрерывности взаимодействия с грунтом (циклическое, непрерывное);

• принципу взаимодействия на грунт (статическое, ударное, вибрационное, смешанное);

• виду случайного процесса нагружения (случайный, стационарный).

На рис. 4.4 показана подробная классификация рабочих органов, имеющих наибольшее распространение на ЗТМ.

В силу своей специфики у ЗТМ существуют два режима работы: тяговый и транспортный, существенно отличающиеся один от другого. Работа на тяговом режиме связана с преодолением высоких сопротивлений, возникающих при копании грунта, и протекает на низких скоростях движения. На тяговом режиме работы сумма всех сопротивлений

, (4.9)

где W_k – сопротивление грунта копанию; W_f – сопротивление качению; W_h – сопротивление движению на подъем; W_j – сопротивление преодолению сил инерции.

На горизонтальной поверхности при равномерном движении сопротивление грунта копанию становится преобладающим. Значение W_k зависит от вида рабочего органа, его конструкции и грунтовых условий.

В общем случае в процессе взаимодействия рабочего органа с грунтом касательная составляющая усилия копания представляется зависимостью

, (4.10)

где Р_р – сопротивление грунта резанию; Р_гр – сопротивление перемещению грунта по поверхностям рабочего органа; Р_р.о. – сопротивление перемещению рабочего органа с грунтом; Р_пр – сопротивление перемещению призмы волочения.

Рис. 4.4. Схема классификации сложных рабочих органов ЗТМ

Касательная, составляющая усилия копания в процессе взаимодействия рабочего органа с грунтом, как, впрочем, и другие составляющие – нормальная и боковая, не остается постоянной, а изменяется от максимального до минимального значения, что сказывается на колебании силы тяги машины.

Анализ показал, что дисперсия и средняя частота колебаний практически постоянны для машин непрерывного действия, а для машин циклического действия коэффициент вариации изменяется соответственно функциям математического ожидания. Для всех ЗТМ, разрабатывающих грунты одинаковой прочности, диапазоны значений коэффициентов вариации усилий примерно совпадают и лежат в пределах 0,11…0,31. При этом большим пределам прочности грунта при одноосном сжатии (0,4…0,6 МПа) соответствуют большие значения коэффициентов вариации (0,22…0,31).

Частота случайных колебаний усилий в рабочем оборудовании ЗТМ лежит в диапазоне частот 0…8 Гц. При использовании рабочих органов активного действия эта частота может повышаться, достигая частоты импульсов механизма активации.

Колебания силы сопротивления копанию вызывают колебания всей машины и отдельных агрегатов, установленных на упругой подвеске. Опыты подтверждают, что при мягкой подвеске резко увеличиваются относительные перемещения агрегатов при воздействии возмущающих сил в диапазоне инфразвуковых частот, генерируемых микропрофилем поверхности движения и колебанием сил сопротивления на рабочем органе ЗТМ.

На землеройно-транспортных машинах рама и кабина являются пассивными конструкциями, по которым может передаваться звуковая вибрация. Рамы и кабины ЗТМ представляют собой сложные пространственные конструкции, состоящие в большинстве своем из простых элементов. Эти элементы можно разделить на три основные группы.

К первой относятся элементы, образующие подмоторную, основную рамы и раму рабочего органа. Эти элементы представляют собой стержни, швеллеры, тавры, двутавры, углы, полосы и т.п. Элементы подобного типа могут быть получены прокаткой, гнутьем и сваркой различных видов. К этой же группе можно отнести плоские или искривленные пластины с набором ребер жесткости.

Ко второй группе относятся элементы в виде пластин, например, панели кабины, капота и другие конструкции с большими поверхностями.

Третью группу составляют элементы коробчатого сечения и цилиндрические оболочки, например, основные (хребтовые) рамы, арки – хоботы и другие. Для элементов коробчатого сечения характерными геометрическими параметрами являются толщина стенок и размеры поперечного сечения. Для цилиндрических оболочек – толщина стенки и наружный или внутренний радиусы.

Вибрация рамы и кабины зависит от возмущений, создаваемых работой двигателя, коробки передач, карданных передач, колесного движителя, рабочего органа и других активных виброакустических источников.