книги / Справочник по судовой акустике

После преобразования выражений (5.1.10), (5.1.6) и (5.1.4) получим формулу для LN (А), дБА, в зависимости от V:

Для двухтактных дизелей в формуле (5.1.11) постоянный член должен быть равен 40,5, т. е. Lдг (А) при той же размерности и частоте вращения дизеля увели­ чится на 3 дБ.

Расчет уровня звукового давления дизеля на расстоянии 1 м. На основе пред­ положения, Что определяющим фактором шума в тронковом дизеле является удар поршня, зависимость для расчета общего уровня шума L, дБ, судовых дизелей на

где z — фактор, учитывающий наличие у двухтактных дизелей клапанно-рас­ пределительного механизма (для четырехтактных дизелей г = 1).

Если принять D = S (см), а постоянную вынести в член Blf формула примет следующий вид:

Уравнение (5.1.13) получено на основании исследований судовых тронковых дизелей, преимущественно без наддува, у которых разность AL между общим уровнем шума L и скорректированным уровнем L (А) колеблется в пределах 3— 9 дБ. Приняв значение ALcp = 5 дБ, получим уравнение для среднего значения L (А), дБА, тронковых дизелей на расстоянии а = 1 м:

Исследования большого числа конструкций дизелей группой CIMAC [29] позволили получить значение s на расстоянии 1 м от условной поверхности ди­ зеля, выраженное через flje:

SQ ivо

Ца основании формул (5.1.15) и (5.1.16) можно рассчитать L (А), дБА, ди­ зеля с точностью =£4 дБ А:

Если в (5.1.17) заменить Ме его значением по (5.1.7), получим L(A), выражен­ ное через динамические и конструктивные параметры дизеля:

Уравнение (5.1.18) идентично с уравнением (5.1.14), полученным из предпо­ ложения, что основным источником шума является удар поршня.

Уравнение (5.1.17) для L (А), дБА, выраженное через литровый рабочий объем дизеля, имеет вид:

В этом и других уравнениях под значением п понимается номинальная ча­ стота вращения дизеля, статистическое влияние которой на шумность различных конструкций дизелей иное, чем у конкретной машины [29]. В судовой практике

Рис. 5.4. Спектры акустической мощности малооборотных дизелей БМЗ:

1 — Д Б -12; 2 - ДБ-6; 3 - Д Б -10; 4 - ДБ-7; 5 - ДБ-4.

часто используют одну и ту же конструкцию дизеля с разной частотой вращения лк. Зависимость L (А)к конкретной машины от частоты вращения п можно выра­ зить формулой

Значение Вп зависит от типа дизеля и колеблется в пределах Вп = 2-т-4 [4]:

отличаются от тронковых размерами, характером источников шума, а также крейцкопфной конструкцией шатунно-кривошипного механизма. Спектры акустической мощности ряда малооборотных дизелей, выпускаемых БМЗ, даны на рис. 5.4, а параметры этих дизелей — в табл. 5.2.

Наибольшая акустическая мощность излучается той стороной ресивера, где расположен нагнетательный тракт системы турбонаддува, и третьим ярусом, на котором установлены турбонаддувочные агрегаты (ТНА). В табл. 5.3 даны изме­ ренные значения LM раздельно по ярусам для-двигателей ДБ-6 и ДБ-7. Уровень LN со стороны ресивера в октавных полосах 1— 2 кГц на первом и втором ярусах на 10— 13 дБ выше, чем с противоположной стороны, т. е. со стороны пульта

Значения акустической мощности L#, дБ, излучаемой некоторыми малооборотными дизелями

управления. Дизели имеют стандартные глушители шума всасывания компрессо­ ров. Несмотря на это, система турбонаддува является определяющим источником шума малооборотных дизелей.

На рис. 5.5 даны спектры Lдг четырех различных по конструкции дизелей: БМЗ типа ДБ-10, Бурмейстер и Вайн— БМЗ типа ДБ-6, Зульцер типа RD-76 и МАЙ типа K9Z 70/120, близких по мощности и размерности (см. табл. 5.2).

Рис. 5.5. Сравнение октавных уровней Ьм акустической мощ­ ности малооборотных дизелей различной конструкции.

1 ~ ДБ-6; 2 — ДБ-10; 3 — K-SZ; 4 — RD-76.

Наиболее шумным является дизель ДБ-6. У дизелей RD-76 и К92 70/120 превалирующий источник шума — также система турбонаддува, но ее компо­ новка и звукоизоляция выполнены лучше, ч ец у дизеля ДБ-6. Двигатель Д Б -10 отечественного производства имеет наименьшее значение Lyy в основном за счет звукоизоляции нагнетательного тракта системы турбонаддува.

§5,2. ШУМ СИСТЕМЫ ТУРБОНАДДУВА И ПУТИ ЕГО СНИЖЕНИЯ

Система турбонаддува как источник шума в дизеле. Система турбо­ наддува содержит три основных источника шума: турбокомпрессоры, навешенные на дизель и приводимые в движение энергией впускных газов, их всасывающие и нагнетательные тракты. Судовые дизели имеют от одного до четырех турбокомпрес­ соров, у каждого из которых свой всасывающий и нагнетательный тракты. Всасы­ вающий тракт включает входной патрубок компрессора, глушитель и воздушный фильтр. В нагнетательный тракт входят улитка компрессора, воздушный рукав, диффузор, холодильник воздуха и ресивер. Последний обычно является общим для всех турбокомпрессоров.

Количественный вклад системы турбонаддува в создание шума судовых ди­ зелей показан на рис. 5.6. Для малооборотного двигателя 7ДКРН 50/1Î0-2 (ДБ-7) Ne = 3600 кВт, п = 170 об/мин акустическая мощность дизеля без наддува вы­

= 1050 об/мин и 12ЧН V 23/23 (V6V 23/23TL)' с наддувом и без наддува измерены

Хемпелом [30, 32]. Как видно из графиков, система турбонаддува дает значи­ тельное дополнительное увеличение шума в высокочастотной части спектра (1— 10 кГц). Усиление шума на низких частотах у малооборотного дизеля объясняется наличием низкочастотных аэродинамических пульсаций на всасывании компрес-

Ъ«Гц

f, кГц

Рис. 5.6. Шумность дизелей с турбонаддувом Î и без турбо­ наддува 2: а — 7ДКРН50/110-2; б — V12V26.5/30; в — V6V23/23TL.

соров и вибраций ТНА от дисбаланса роторов. Усиление уровня звука дизелей со­ ставляет соответственно 6 дБА у дизеля ДБ-7 и 2— 3 дБА у дизелей фирмы МАН.

Всасывание компрессора — самый мощный источник шума системы турбонад­ дува. На рис. 5.7 показаны спектры акустической мощности Lм на всасывании компрессоров ТК-64 и TL = 430Н без глушителей с приводом от паровой турбины, полученные на отдельном стенде БМЗ, и спектры акустической мощности

малооборотных дизелей ДБ-12 (6ДКРН 74/160-2) и ДБ-7 (7ДКРН 50/110-2), на которых эти компрессоры установлены с глушителями шума всасывания [9 ]. Акустическая мощность на всасывании компрессоров на 20— 30 дБ выше аку­ стической мощности дизелей-

Хемпелом [30] обследовано 16 типов малооборотных дизелей фирмы МАН серии KZ размерностью от самой малой (D/S = 60/105) до D/S = '93/170; Ne = = 5000— 20 000 кВт, п = 165— 112чоб/мин. Возможное снижение шума этих дизе-

Рис. 5.7. Спектры акустической мощности на вса­ сывании турбокомпрессоров ТК-64 (1) и TL-430H (5) без глушителей и уровень акустической мощности дизелей ДБ-6 (2) и ДБ-7 (4).

лей только за счет усовершенствования системы турбонаддува составляет 5— 9 дБА; по данным ЦНИИМФа [9], шум некоторых дизелей БМ З— Бурмейстер и Вайн может быть снижен таким способом на 8— 10 дБ.

Акустическая мощность системы турбонаддува NK пропорциональна мощно­ сти дизеля Ые примерно как NK ~ N ^ . Поэтому независимо от частоты вращения

в дизелях с одинаковым значением Ne используется система турбонаддува практи­ чески с одинаковой акустической мощностью. У малооборотных и среднеоборот­ ных дизелей шум системы турбонаддува превалирует над механическим шумом. У высокооборотных дизелей акустическая мощность механического шума возрас­ тает пропорционально частоте вращения дизеля в степени Поскольку ис­ пользуются турбокомпрессоры с безлопаточнымидиффузорами, то при определен­ ных условиях уровень механического шума дизеля может превысить уровень шума, создаваемого системой турбонаддува.

Акустические характеристики турбонаддувочных агрегатов (ТНА). Источ­ ником шума в системе турбонаддува является центробежный компрессор. Спектр шума компрессора состоит из дискретной составляющей «сиренного» типа, ее гар-

моник и вихревого шума. Частоты дискретных составляющих определяются по формуле

Дискретная часть спектра возникает вследствие аэродинамического взаимо­ действия лопаток ротора и статора [10]. Характерной чертой сиренной составляю­ щей в отличие от вихревой является неравномерность изменения ее интенсивности в зависимости от лк, что объясняется резонансными явлениями в самом ком­ прессоре.

В работе [10] показано, что наиболее универсальным параметром, характе­ ризующим акустические характеристики компрессора, служит фактор JÏKG, где лк — степень сжатия, а О — массовый расход компрессора, кг/с.

На рис. 5.8 представлены зависимости уровня звука L (А) на всасывании и уровней вихревого шума L4 и LBв октавных полосах частот 4 и 8 кГц от фактора SÏJ J для трех компрессоров. Загиб кривых книзу на предельных значениях лк(? компрессора объясняется влиянием воздушного потока. Происходит перенос зву­

разных центробежных компрессоров построены с учетом постоянства фактора як<5.

где 3 — коэффициент пропорциональности.

На основании (5.2,2) акустическая мощность центробежного компрессора

WK~ ( t t KG)3’6. Поскольку Nm~ Ne, ясно, что увеличение мощности дизеля Ne в два раза за счет наддува приведет к росту акустической мощности его системы турбонаддува на 10— 12 дБ А.

Снижение шума системы турбонаддува в источнике. Хотя пути снижения шума центробежных компрессоров в источнике известны [1, 10, 22}, но реальные возможности очень ограничены, так как при конструировании компрессора в пер­ вую очередь учитываются экономические факторы и соответствие компрессоров рабочему процессу дизеля. Основной принцип снижения сиренного шума компрес­ сора сводится к уменьшению аэродинамических сил взаимодействия лопаток ро­ тора и статора: увеличению зазоров, применению безлопаточного диффузора, вы­ бору оптимального соотношения числа лопаток ротора и статора. Наиболее суще­ ственный эффект для снижения шума всей системы турбонаддува дает применение безлопаточного диффузора. На рис. 5.11, а приведены спектры шума на всасыва­ нии стандартного турбокомпрессора ТК-34 (диаметр колеса Ь2 = 340 мм) с лопа­ точным и безлопаточным диффузором. Снижение шума наблюдается по всему ча­ стотному диапазону свыше 1000 Гц как сиренной, так и вихревой составляющей. Аналогичные результаты были получены на других компрессорах (рис. 5.11, б) ПО].

Замена лопаточного диффузора, безлопаточным может кардинально решить вопрос о снижении шума не только на всасывании, но и всей системы наддува,, в том числе ресивера.

При установке лопаточного диффузора недопустимо, чтобы ротор и диффузоримели одинаковое число лопаток, так как в этом случае сиренный шум значительно^ возрастает. Разное число лопаток обеспечивает расфазировку источников шума в компрессоре. Оптимальное число лопаток устанавливается на основе экспери­ ментальных исследований при доводке компрессора. Существенное значение имеет радиальный зазор между лопатками колеса и диффузора: чем он больше, тем мень­ ше шум. Это объясняется сглаживанием следов за рабочими лопатками колеса с увеличением зазора.

Снижение шума всасывания компрессоров с помощью глушителей. Наиболее доступный и распространенный способ снижения шума — установка глушителя. Чем больше акустическая мощность компрессора, тем более эффективным должен быть глушитель, поэтому на современных машинах конструкции глушителей всеболее совершенствуются.

На рис. 5.12 представлены наиболее распространенные типы активных глу­ шителей шума, применяемые для ТНА дизелей. Стандартизованная конструкция (рис. 5.12, а) с клиновыми звукопоглощающими элементами предназначена для отечественных серийных турбокомпрессоров высокооборотных и среднеоборотных дизелей. Эффективность глушителей 25—30 дБ (рис. 5.13). Существенные недо­ статки глушителя — низкая технологичность изготовления звукопоглощающих элементов, необходимость замены набивки при ее загрязнении и высокое аэроди­ намическое сопротивление (до 250 мм вод. ст.).

Пластинчатый глушитель (рис. 5.12, б) получил наиболее широкое распро­ странение на отечественных и особенно на зарубежных турбонаддувочных агрега­ тах судовых дизелей. Звукопоглощающими элементами служат металлические пластины длиной 100— 2§0 мм, облицованные войлоком толщиной 8— 15 мм и уста­ навливаемые вдоль потока воздуха с зазором 8— 15 мм. Эффективность глуши­ теля, показанного на рис. 5.12, б, почти такая же, как у глушителя на рис. 5.12, а; аэродинамическое сопротивление 50— 80 мм вод. ст. Хорошая технологичность и неповреждаемость звукопоглощающих элементов при эксплуатации обеспечили этому типу глушителя широкое применение на судовых дизелях. При очень