книги / Справочник по судовой акустике

г)

Рис. 5.12. Глушители шума всасыва­ ния центробежных компрессоров: а — глушитель ГК-30 с клиновыми звуко­ поглощающими элементами; б — глу­ шитель с пластинчатыми элементами;. в глушитель с удлиненными звуков

.поглощающими пластинками; г — вы­ носной пластинчатый глушитель.]

высоких требованиях к снижению шума пластинчатый глушитель (рис. 5.12, б), имеющий малое аэродинамическое сопротивление, может быть дополнен звукопо­ глощающим экраном, эффективность которого составляет 10— 15 дБ.

Глушитель, показанный на рис. 5.12, в, аналогичен глушителю, представлен­ ному на рис. 5.12, б, но имеет удлиненные звукопоглощающие пластины, изогну­ ты е под углом 90° для увеличения заглушающего эффекта. Применяется он для супертурбонагнетателей, устанавливаемых на мощных малооборотных дизелях.

Глушитель, показанный на рис. 5.12, а, представляет собой вариант класси­ ческого пластинчатого глушителя с малыми воздушными зазорами, используе-

Рис. 5.13. Эффективность глушителя ГК-30 с клино­ выми элементами.

j — турбокомпрессор ТК-23 (л = 20 тыс./об/мин) без глушителя; 2 — тот же турбокомпрессор с глушителем.

мого в судовой газотурбинной энергетике. Он применяется на дизелях в случаях, когда требуется погасить большую акустическую мощность на всасывании, а также при выводе забора воздуха ТН А за пределы машинного отделения.

Снижение шума, излучаемого нагнетательным трактом. Шум, излучаемый остовом ТНА, содержит две основные компоненты; низкочастотную, вызываемую дисбалансом ротора, и высокочастотную, создаваемую сиренным шумом. Сирен­ ный шум корпуса может быть снижен путем замены лопаточного диффузора на безлопаточный (рис. 5.14). Интенсивность механического шума от дисбаланса роторов ТН А пропорциональна окружной скорости лопаток ротора U2 (рис. 5.15) примерно в зависимости / м ~ Ц\ъ а интенсивность аэродинамического шума I ~ поэтому у недостаточно сбалансированного ТН А механический и аэроди­ намический шумы имеют примерно одинаковую интенсивность, что на практике встречается часто [10

Механический шум может быть снижен путем точной динамической баланси­ ровки ротора. Дисбаланс ротора ТНА при выпуске с завода не должен превышать 2— 5 г*см. Точная балансировка ротора необходима потому, что шум от дисба­ ланса ТН А передается на остов дизеля, т. е. несбалансированный ТН А является возбудителем механического шума дизеля. Балансировка роторов крупных ТНА должна выполняться дважды: до установки ТН А на дизель и после заводских испытаний дизеля. В процессе эксплуатации балансировка может быть нарушена в результате отложений нагара на лопатках и диске турбины, загрязнения ком­ прессора и т. д.

0,1 ОЛ 0,5

№

Q холодильник

Рис. 5.16. (Компоновка пластинчатых глушителей шума в нагнетательных трактах турбокомпрессоров: а — двигателя БМЗ типа ДКРН 74/160; б — дизеля MAH K10Z 70/120Е; в — эффект пластинчатого глушителя

МАН в районе ресивера дизеля K10Z 70/120Е.-

Некоторые фирмы устанавливают подшипники роторов в эластичные опоры, что создает условия для самоцентровки роторов, снижает передачу динамических усилий и механический шум ТНА.

В связи с непрерывным форсированием судовых дизелей размеры и произво­ дительность ТНА возросли. Фирма Броун-Бовери (Швейцария) освоила выпуск ТНА типа VTR-900 для самых мощных дизелей: G = 40— 45 кг/с» = 2-т-З; фактор nKG = 90-i-120 кг/с. При таких размерениях акустическая мощность ТНА достигает 170 дБАВесомый вклад вносит также шум, излучаемый остовом, осо­ бенно улиткой ТНА. Поэтому фирма Броун-Бовери устанавливает звукоизоли­ рующий пояс вокруг улитки, а фирма МАН наиболее мощные свои ТНА звуко­ изолирует с помощью кольцевой оболочки из стального листа толщиной 1,0—

70

Рис. 5.17. Снижение шума нагнетательного тракта ТНА дизеля К12 93/120 с помощью экрана

1— дизель без экрана; 2 — дизель с экраном.

1,5 мм. Применение для ТНА звукоизолирующих кожухов нежелательно, так как они усложняют эксплуатацию дизеля и большого эффекта, как правило, не дают, поскольку основной шум излучает следующая за улиткой часть нагнетательного тракта.

Из составных частей нагнетательного тракта улитка компрессора создает наименьший шум благодаря жесткой литой конструкции. Наибольший шум гене­ рируют воздушный .рукав, диффузор холодильника и ресивер, который из-за боль­ шой излучающей поверхности является самым мощным источником шума дизеля.

Необходимое снижение шума нагнетательного тракта 8— 10 дБА. Основные пути снижения шума сводятся к установке активного глушителя непосредственно за улиткой и к звукоизоляции нагнетательного тракта. Компоновка пластинча­ того глушителя на дизелях БМЗ, предложенная ЦНИИМФ, показана на рис. 5.16, а. Аналогичные конструкции использует фирма МАН для своих малооборотных и среднеоборотных дизелей (рис. 5.16, б) [30]. Эффект снижения воздушного шума составляет 12— 15 дБ в районе ресивера малооборотного дизеля МАН K10Z 70/120Е. Снижение шума нагнетательных трактов ТНА дизелей может быть вы­ полнено с помощью звукоизолирующего экрана (рис. 5.17). Этот метод может быть применен для среднеоборотных и некоторых малооборотных дизелей.

В табл. 5.4 приведены данные по снижению шума малооборотного дизеля БМЗ типа 5ДКРН 62/140-3 с помощью установки глушителей в нагнетательных трактах и на всасывании ТНА и звукоизоляции воздушных рукавов между улит­ ками ТНА и холодильниками воздуха. Снижение шума системы турбонаддува обеспечивает общее снижение шума дизеля на 4— 7 дБ А.

Шум, излучаемый остовом дизеля, и пути его снижения. Снижение вибрации наружных поверхностей дизеля является задачей первостепенной важ­ ности. Интенсивность излучения шума дизелем зависит от трех основных факто­ ров: интенсивности спектра возмущающих усилий, виброактивности остова (меха­ нического импеданса) и коэффициента излучения вибрирующих поверхностей. В связи с этим возможны три направления снижения шума, излучаемого остовом дизелей: уменьшение возбуждающих усилий; изменение конструкции остова и его узлов с целью уменьшить отклик на возмущающие усилия; воздействие на поверх­ ности дизеля для уменьшения излучаемого ими шума.

Остов дизеля — сложная конструкция, обладающая большим количеством форм собственных колебаний, которые возбуждаются независимо от места прило­ жения возмущающих усилий и от их природы. Иными словами, и процесс сгорания и возмущающие силы механического происхождения в дизеле могут вызывать одни и те же колебания остова или его отдельных узлов.

Интенсивность шума зависит от организации рабочего процесса, от динамиче­ ских и конструктивных параметров машины, ее структурных характеристик, тех­ нологических факторов, а также от степени изношенности узлов. На последней за­ висимости базируется виброакустическая диагностика технического состояния машины. На рис. 5.18, а приведены третьоктавные спектры воздушного шума отечественного дизеля 4 4 12/14 (СМД-14), Ne = 55 кВт, п = 1750 об/мин, не включающие шум всасывания и выпуска. Спектры измерялись на расстоянии 1 м, на номинальном режиме и холостом ходу при установочном (минимальном) и предельном эксплуатационном зазорах s между поршнем, и втулкой [11]. Уро­ вень шума при переходе с минимальных зазоров на предельные $ = 0,65 мм увели­ чивается в диапазоне 500— 5000 Гц (за исключением третьоктавной полосы 2000 Гц) в среднем на 5— 6 дБ. Можно считать, что по меньшей мере на столько же повы­ шается уровень шума этого дизеля в эксплуатации к концу межремонтного пе­ риода. Шум в полосе 2000 Гц вызывается выпускным коллектором.

На рис. 5.18, б показаны спёктры вибрации блока цилиндров в районе ка­ меры сгорания второго цилиндра при прокручивании дизеля от электромотора и при работе на холостом ходу с теми же зазорами. Вибрация усиливается на пре­ дельном зазоре s = 0,65 мм на 5— 8 дБ в широком диапазоне частот за счет удара поршней. Очевидно, что у высокооборотного дизеля механический шум, вызван­ ный ударами поршней, является превалирующим; влияние процесса сгорания и

нагрузки сравнительно невелико. При переводе дизеля с холостого хода на номи­ нальный режим при той же частоте вращения п и при переходе от прокручивания на холостой ход уровень шума, как и у большинства дизелей, увеличивается при­ мерно на 2 дБ. Однако, по данным [23, 35, 45], у некоторых конструкций дизелей автотракторного типа процесс сгорания оказывает определяющее влияние на шумность.

Механический шум, вызываемый клапанно-распределительным и топливо­ впрыскивающим механизмами, при определенных условиях может достигать уров­ ней шума основных источников и даже превышать их [5, 17, 28, 36].

Таким образом, шум дизеля зависит от многих факторов, роль которых в. ма­ шинах различных конструкций не может быть одинаковой. Поэтому существен­ ного снижения шума также нельзя достигнуть только за счет одного источника. Предельно возможное снижение шума дизеля в источнике 10— 12 дБА, при усло­ вии, что работы в этом направлении будут эффективно выполняться на всех стадиях создания машины, начиная с проектирования и кончая доводкой. Для удовлетво­ рения санитарных требований необходимо также снижение шума дизеля при уста­ новке его на объект, т. е. в судовых условиях, на путях распространения шума.

Шум процесса сгорания. Шум от сгорания топлива в цилиндрах возникает вследствие ударного воздействия сил давления газов на стенки камеры сгорания, в частности, через днище поршня на шатунно-кривошипный механизм. Ударное воздействие порождается взрывным самовоспламенением топлива в начальный период, во время так называемого неуправляемого процесса сгорания топлива, впрыснутого в цилиндр за период задержки самовоспламенения т*. Чем больше Т/, тем выше динамичность рабочего цикла [4, 23, 35]. В дизеле происходит много­ очаговое самовоспламенение топлива, начало сгорания которого сопровождается ускоренным тепловыделением и резким подъемом давления, характеризуемым значениями ldp/dt]mах или [dplda]maXt где t — время; а — угол поворота колен­ чатого вала, °п. к. в. У бензиновых двигателей имеет место точечное воспламене­ ние топлива от искры, в результате чего давление плавно нарастает, поэтому шум сгорания меньше, чем у дизеля. Кроме dpldt, динамичность цикла обусловлена максимальным давлением сгорания р2, характером перехода процесса сжатия к процессу сгорания и второй производной кривой давления в цилиндре d2pldt\

Экспериментальные данные показывают, что у дизелей наибольшее ударное воздействие процесса сгорания соответствует точке наибольшей крутизны кривой dpldt, т. е. моменту максимального ускорения повышения давления.

На рис. 5.19 дана осциллограмма изменения dpldt в цилиндре и колебательной ‘скорости вертикальной вибрации цилиндровой крышки дизеля 4 4 12/14 [12]. Наибольшая ударная деформация (кривая 2) возникает не в момент [dpldt]Шах. а в момент наибольшей крутизны dpldtt т. е. зависит от d2p/dt2 (кривая 1).

Характер изменения давления в цилиндре в начальный период сгорания опре­ деляет состав спектра давления— по-видимому, единственной возмущающей силы, которая может быть непосредственно измерена и проанализирована.

Влияние параметров динамичности цикла на шумность процесса сгорания

механические шумы.

Представленные на рис. 5.20 осциллограммы вибрации блока цилиндров 44 12/14 подтверждают двойственное влияние процесса сгорания на шум дизеля. На верхней осциллограмме (холостой ход, п = 1350 об/мин) фиксируется только импульс от удара поршня ау\ импульс процесса сгорания проявляется пока слабо. При переводе дизеля на полную подачу топлива появляется второй импульс Дс.г» связаный с газодинамической ударной нагрузкой в начальный момент сгора­ ния. Одновременно усиливается примерно на.2 дБ импульс, вызываемый ударом поршня ау. п вследствие увеличения рг и соответственно нормальной силы в период перекладки поршня. В такой же степени, как было показано, усиливается и воз­ душный шум при переводе дизеля с холостого хода на полную нагрузку. Часто эти два импульса сливаются, и их ошибочно объединяют в один, связывая только с процессом сгорания [17, 23, 39, 43]. При определенных условиях — например, [dplda]mWL> 4,0 кгс/сма на 1° п. к. в. [31 ], газодинамический импульс дс. г может быть больше механического аУщп от удара поршня.

to

00

q)

Спектр давления в цилиндре. Несмотря на наличие ряда параметров, харак­ теризующих динамичность цикла, ни один из йих в отдельности и все они вместе не могут охарактеризовать шумность процесса сгорания. Каждый параметр в той или иной степени определяет характер спектра давления в цилиндре, который яв­ ляется обобщающим фактором динамичности рабочего цикла. Интенсивность шума процесса сгорания зависит в первую очередь от интенсивности спектральных составляющих давления'в цилиндре и от степени возбудимости остова и узлов ди­

рый зависит от величины dp/dt, в наибольшей степени проявляются динамические характеристики‘рабочего цикла, связанные с начальным периодом сгорания.

Низкочастотная область спектра давления, определяемая максимальным давлением рг, непосредственно не влияет на шумность дизеля, поскольку виброак­ тивность конструкции в этом диапазоне частот очень мала, что подтверждается экс­ периментом. Однако она влияет на интенсивность удара поршня, крутильные, изгибные и осевые колебания коленчатого вала, а также раскачивание остова ди­ зеля на фундаменте.

В высокочастотной области спектра давления, в данном случае свыше 4000 Гц, наблюдается усиление спектральных составляющих давления, вызванное коле­ баниями газов в цилиндре. Частота собственных колебаний рассчитывается по

где D — диаметр цилиндра; Т — абсолютная температура газов в цилиндре в мо­ мент появления колебаний (Т = 1700-ь2000 К); ВГ = 1,05-ь 1,5 — коэффициент, учитывающий скорость ударных волн в цилиндре [4].

Согласно формуле (5.3.1), />. к в цилиндре — величина переменная, поскольку зависит от Т, значение которого меняется в зависимости от поворота коленчатого вала. Роль газодинамических колебаний значительно слабее, чем роль ударного воздействия газодинамических сил на поршень и крышку цилиндров [11].