книги / Справочник по судовой акустике

Снижение шума процесса сгорания. Экспериментальные исследования взаи­ мосвязи спектров давления в цилиндре и воздушного шума, излучаемого остовом дизеля, показывают хорошую корреляцию между ними в тех случаях, когда спектр давления в цилиндре выше так называемого критического спектра давления [31, 35, 43]. Понятие критического спектра, введенное Придом [37], имеет смысл спектра давления в цилиндре, при котором шум от процесса сгорания становится меньше механического шума.

ù,d6

30

80

70

60

*

Рис. 5.21. Схема воздействия процесса сгорания на шум высокооборот-* ного дизеля.

Шум процесса сгорания, передаваемый в воздух, имеет превалирующее значе­ ние главным образом у высокооборотных дизелей с частотой вращения

2000 об/мин. Уровень звука, дБА, для четырехтактных дизелей без наддува этого класса на расстоянии 1 м, по данным [39], подчиняется следующей Законо­ мерности:

где D — диаметр, см; п — частота вращения, об/мин.

В более тяжелых дизелях и дизелях с наддувом процесс сгорания.протекает менее динамично, и спектр давление у большинства из них ниже критического. В современных малооборотных и среднеоборотных дизелях процесс сгорания осу­ ществляется настолько плавно, что скорость нарастания давления обычно не превышает [dp/(кс]Шах ^ 1*5 кгс/см2 на 1° п. к. в., тогда как шумным считается процесс сгорания с [dp/da]m 4,0. кгс/сма на 1° п. к. в.,

Сравнительный анализ спектров давления у высокооборотных дизелей с над­ дувом и без наддува показал, что дизели с наддувом имеют больший спад частот­ ных составляющих спектра давления (40—45 дБ/декаду), чем дизели без наддува (~ 3 0 дБ/декаду). Поэтому шумность процесса сгорания у' дизелей с наддувом значительно меньше [35], однако снижение это компенсируется усилением шума системы турбонаддува.

Фирмой МАН предложена малошумная система сгорания с камерой в поршне

ис пленочным смесеобразованием (М-процесс) [4, 35]. Она позволяет получить

о)

Рис. 5.22. Малошумный процесс сгорания «сквиш лип» [26]: а— скорость тепловыделения Q в цилиндре с различными рабочими процессами; б — спектры давления в цилиндре.

.1 ~ дизель с непосредственным впрыском топлива; 2 — дизель с предкамерным смесеобразованием;* 3 — дизель с процессом «еквнш лип».

даже у.высокооборотных дизелей без наддуватакое же плавное сгорание, как у дви­ гателей с воспламенением от искры, т. е. со спадом спектра давления 50 дБ/декаду [rfp/da]maxHe более 4 кгс/сма на 1° п. к. в. У этих дизелей часть топлива подается непосредственно на стенки камеры сгорания. Благодаря хорошо сформирован­ ному факелу и завихрению воздуха происходит такое же плавное самовоспламе­ нение, как от искры.

Фирма Перкинс (Англия) разработала для высокооборотных дизелей без над­ дува рабочий процесс под названием «сквиш лип», обеспечивающий малый уровень шума процесса сгорания [26]. Расположенная в поршне тороидальная камера представляет собой полость с плоским дном и сильно суженной горловиной. При движении поршня вверх в процессе сжатия в камере сгорания возникает мощный вихревой поток воздуха, способствующий интенсивному смесеобразованию. Топливо не попадает на стенки камеры сгорания, как при М-процессе, а поступает в ее полость. Сильный вихревой поток вызывает расслоение заряда топливной и воздушной смеси, что способствует медленному началу процесса сгорания (рис.:5.22). Слабое тепловыделение в начальный период впрыска топлива обуслов­ ливает более медленную подготовку топлива к сгоранию, чем при обычном струй-

ном смесеобразовании. Процесс тепловыделения достигает максимума только на линии расширения, что снижает dpldt и уменьшает уровень шума процесса сгора­ ния. Замедление фазы сгорания происходит так же, как и в дизеле с разделенной камерой сгорания, однако расход топлива и токсичность выпускных газов меньше.

Таким образом, шумность процесса сгорания у современных судовых дизелей может контролироваться путем изменения спектров давления в цилиндре и сни­ жаться при воздействии на рабочий процесс еще на стадии разработки и доводки дизеля.

Удары поршня и влияние их на шумность дизеля. Интенсивность шума меха­ нического происхождения от ударов в сочленениях шатунно-кривошипного меха* низма) определяется конструктивными и динамическими факторами машины, от

Рис. 5.23. Зависимость уровня шума дизелей различной конструк­ ции от диаметра цилиндра D [251.

которых зависят масса и скорости соударяющихся тел, а также частота и интен­ сивность вибрации поверхностей, излучающих шум,-

Наибольшее значение имеют удары поршней при перекладке. Перекладка осуществляется переменной нормальной, силой, перпендикулярной оси цилиндра и зависящей от давления газов и от сил инерции, действующих на поршень [4J. У дизеля перекладка поршня может осуществляться несколько раз за оборот в за­ висимости от сочетания сил давления газов рРи сил инерции поступательно движу­ щихся частей pf.

Интенсивность уДара поршня зависит от ряда факторов, и прежде всего от зазора s между поршнем и втулкой, который увеличивается по мере износа дизеля. Значение s определяется размерами цилиндра; у нового дизеля оно обычно бывает в пределах s = (0,001 -5-0,004) D = aDt где D — диаметр цилиндра (меньший зазор относится к чугунным поршням, больший — к алюминиевым). Чем больше D при том же п, тем выше энергия удара. На рис. 5.23 дана зависимость общего

с турбонаддувом), с заглушенным шумом всасывания и выпуска. Максимальное значение имеют среднеоборотные дизели с D ^ 350 мм. Дальнейшее повышение D не приводит к увеличению шума, так как начинают влиять другие факторы, в.частности, у среднеоборотных — снижение я, а у малооборотных — отсутствие пере­ кладки порошней.

Удар поршня в наибольшей мере проявляется в верхней мертвой точке. В че­ тырехтактном двигателе цикл осуществляется за два оборота, поэтому существует рабочая ВМТ, где осуществляется процесс сгорания, и подготовительная, или не­ рабочая, ВМТ — между ходами выпуска и впуска.

Вибрационная энергия удара поршня Еп равна его кинетической энергии, умноженной на коэффициент пропорциональности А:

Ато2.

где т == GJg — масса поршня и части шатуна, участвующих в поперечном дви­ жении; vs — скорость поршня в момент удара о цилиндрическую втулку.

Если рассматривать движение поршня как плоскопараллельное, не учитывая силы трения, то скорость поршня vs может быть определена по следующему выра­

Вибрационная энергия при ударе поршня в рабочей мертвой точке (ВМТ) в наибольшей степени зависит от D и значительно меньше — от частоты враще­ ния л.

На рис. 5.24 даны кривые изменения ускорения ау. п вибрационных импуль­ сов на блоке цилиндров от ударов поршней в ВМТ при работе дизеля 44 12/14 по внешней характеристике в зависимости от л и зазора s [13]. Изменение зазора происходило в результате износа цилиндропоршневой группы при ускоренных износных испытаниях. Кривые подтверждают слабую зависимость удара поршня от л и очень сильную — от зазора s.

При увеличении л давление газов рТ остается практически постоянным, а

где ttii = Gig — масса поршня и части шатуна, участвующая в возвратно-посту­ пательном .движении; г — радиус кривошипа; ф — угол поворота коленчатого вала; ш = ял/30 — частота вращения коленчатого вала.

Поэтому с увеличением л разность (рг — pj) уменьшается, чем и объясняется спад кривых аи при росте л. При равенстве абсолютных значений рг — pj, что мо­ жет иметь место у высокооборотных дизелей с массивными шатунами и поршнями, удара в рабочей ВМТ не произойдет и Еп = 0. Однако при больших значениях р? возрастает интенсивность ударов в связи с другими перекладками поршня.

В нерабочей ВМТ и нижних мертвых точках (НМТ) за период перекладки

В нерабочей ВМТ, в НМТ, а также в период других перекладок энергия уда" ров поршней, а следовательно, и шум дизеля увеличиваются пропорционально ла‘ Параметр X = гИ у дизелей колеблется в небольших пределах (1/3,5 — 1/5,0),

причем у судовых дизелей он ближе к -g -. Учитывая G = / (D), можно сказать, что

основными параметрами, характеризующими шумность дизеля от ударов поршней, служат D и л. Количество ударов, возбуждающих остов дизеля, пропорционально числу шатунно-кривошипных механизмов, т. е, числу цилиндров /. Поэтому ре­ шающим фактором, характеризующим шумность дизеля, если превалирующим

источником являются удары поршней, должно быть произведение Danb&. Показа­ тели степеней a, bt с зависят от импеданса передачи и от излучающих свойств по­

верхностей дизеля. Статистически они определены в § 5.1 и близки к D 1,6/*1*6, Удар поршня служит основным источником как воздушного, так и структурного шума среднеоборотных дизелей, поскольку зазор s и массы соударяющихся тел пропорциональны!). У высокооборотных дизелей по мере износа цилиндропоршне­ вой группы, как было показано выше, удары поршней также являются основными источниками шума.

В опытах Лрида [33] с автотракторным четырехцилиндровым дизелем без наддува (рабочий объем цилиндра Уц = 1,5 л, п = 1000 об/мин) при увеличении зазора s между поршнями и втулками с 0,1 до 0,3 мм уровень шума на расстоянии 1 м повысился в частотном диапазоне 800— 1000 Гц на 5— 10 дБ, т. е. получен такой же результат, как и на двигателе 44 12/14 (см. рис. 5.18). Замерялась вибра­ ция коленчатого вала дизеля. Установлено, что стуки поршней передаются по ша­ туну на коленчатый вал, т. е. усиливают структурный шум остова дизеля и пере­ даются на фундамент. При минимальном зазоре s с 0,1 мм у дизеля Прида шум­ ность определялась процессом сгорания, уровень шума которого усиливался при изменении опережения подачи топлива в тех же пределах, что и при изменении зазора s. При этом характер спектра дизеля не менялся. Этим подтверждается, что стуки поршней, как и шум любого другого источника, проявляются в одной и той же области спектра дизеля, т. е. возбуждаются одни и те же частоты остова.

В работе [39] приводится пример с двумя V -образными дизелями (Кц = 1,0 л, п — 2800 об/мин) одинаковой конструкции; у одного из них было уменьшено отно­ шение S/D с 1,08 до 0,8 и уровень шума возрос на 5— 7 дБ (LA увеличилось с 103,5 до 106 дБ А) главным образом за счет увеличения D и X.

Помимо критического спектра давления в цилиндре существует критический зазор s, при котором уровень шума от ударов поршня становится меньше уровня шума других источников. Сочетание обоих факторов легче всего получить у высо­ кооборотных дизелей с малым значением D и небольшим износом цилиндропорш­ невой группы. Большую роль играет масляный пояс, создаваемый при поступа­ тельном движении поршня его тронковой частью и служащий демпфером ударов при перекладке. Масляный пояс в сочетании с малым зазором s может явиться спо­ собом значительного снижения ударов поршней у среднеоборотных дизелей.

Снижение шума от удара поршней. Общие меры по снижению этого шума сводятся к максимально возможному уменьшению теплового зазора. С этой целью желательно применять для поршня и втулки материалы с одинаковым линейным расширением, а также наиболее рациональную технологию изготовления и сборки машины. Снижению шума способствует уменьшение X = r!lt повышение жестко­ сти стенок цилиндра, удлинение тронковой части поршня, обеспечивающие созда­ ние устойчивой масляной пленки между поршнем и втулкой. Применение поршней из алюминиевого сплава приводит, как правило, к повышенной шумности дизеля.

Наиболее реальные возможности снижения шума от ударов поршней заклю­ чаются в создании масляного пояса между поршнем и втулкой. Научно-исследова­ тельской лабораторией Английского адмиралтейства создано недорогое приспо­ собление, помогающее решить эту проблему [40]. Верхнее масляное кольцо

поршня имеет клиновой срез, пропускающий масло вниз (рис. 5.25), а нижнее — клиновой срез, направляющий масло вверх. Это позволяет поддерживать между тройном поршня и втулкой масляный пояс,-движущийся вместе с поршнем. Пор­ шень не имеет поперечнцго движения (перекладки), поскольку он движется строго по оси цилиндра. Время заполнения маслом зазора составляет от 5 до 15 мин от начала работы дизеля, в зависимости от размеров поршня и частоты вращения. Для быстрого заполнения зазора маслом на стандартном дизеле в верхней части головного подшипника шатуна просверлено отверстие диаметром 2,35 мм, через которое масло под давлением поступает в зазор.

С помощью этого устройства практически полно­ стью устраняются удары поршней. Кроме того, обеспечивается ряд других преимуществ, в частно­ сти:

—устраняются повреждения от кавитации втулок, сводятся к минимуму износы поршней, колец, канавок колец и втулок;

—значительно снижаются динамические усиг лия в шалуне за счет устранения ударных нагрузок, возникающих в момент удара поршня, что умень­ шает вибрацию, а также фреттинг-коррозию пятки шатуна;

—сокращаются протечки газов в зазоре пор­

дизеля и стенки выпускного тракта.

Основным источником шума КРМ высокооборотных и среднеоборотных дизе­ лей являются удары клапанов при посадке, интенсивнрсть которых зависит от теплового зазора sK между штоком клапана и коромыслом'и от скорости посадки

Кинетическая энергия удара клапана при посадке определяется выражением

myv\ ~з~ отпр°к

где /я2 — масса клапана с навешенными на него приспособлениями для крепле­

ния; тпр — масса пружины; ик — скорость клапана в момент посадки в гнездо. Энергия вибраций, возбуждаемых клапанами при посадке,

х?

где А — коэффициент пропорциональности.

Открытие клапана всегда сопровождается менее интенсивной вибрациёй, так как основная энергия клапанного привода идет на сообщение клапану поступа­ тельного движения, а вибрационная энергия гасится в клапанном приводе. С этой точки зрения более выгодно сочетание верхнего расположения клапанов с нижним или боковым положением распределительного вала. У дизелей с верхним положе­ нием распределительного вала шум КРМ, как правило, выше.

Тепловые зазоры в клапанах во время работы должны поддерживаться мини­ мально возможными или равными нулю; последнее может быть достигнуто с по­ мощью гидравлических толкателей, авто­ матически выбирающих зазоры в системе привода клапанов.

Шум привода клапанов часто вызыва­ ется крутильными колебаниями в системе распределительный вал— привод—колен­ чатый вал из-за больших переменных уси­ лий на валах. При таких условиях наибо­ лее эффективно применение цепных при­ водов вместо шестеренных. У малооборотных дизелей из-за большой длины цепного привода крутильные колебания вызыва­ ют поперечные колебания цепи, которые

устраняются с помощью, резиновых на­ Ж \ ' правляющих (рис. 5.27) и силиконовых демпферов на распределительном валу [12]. Демпфер помещают в районе звез­ дочки цепного привода; расчет его анало­ гичен расчету обычного демпфера, уста­ навливаемого на коленчатом валу [15]. Резиновые направляющие изготовляются из маслостойкой резины и устанавливают­ ся без зазора с небольшим натягом цепи; срок службы их равен сроку службы ди­ зеля.

увеличением толщины их стенок с облицовкой слоем звуко- и теплоизоляционного материала толщиной 50— 60 мм, с последующим покрытием жестью. Устанавли­ ваются выпускные тракты в судовых условиях на эластичные опоры (амортиза­ торы).

Топливовпрыскивающая аппаратура. Топливовпрыскивающая аппара­ тура (ТВА) включает в себя топливный насос (или блок топливных насосов), форсунки и привод топливного насоса. Примерные количественные и качествен­ ные соотношения шума ТВА и всего дизеля для высокооборотных и среднеоборот­ ных дизелей даны на рис. 5.28. ТВА, как правило' не оказывает решающего влия­ ния на шум дизеля, однако при неблагоприятных конструктивных решениях и компоновке она может играть существенную роль (особенно если шум основных источников будет снижен). Вибрацию насоса вызывают переменные силы давления

между -верхней частью плунжера и кулачковым валом. Наибольшие возмущения возникают при переходных процессах в моменты нагнетания и впрыскивания. Дав­ ление топлива колеблется в пределах 350— 1200 кгс/см2. Скорость нарастания дав­ ления в момент нагнетания — от 10 до 30 кгс/см2 на 1° п. к. в., а в момент впрыски­ вания — от 55 до 70 кгс/см2 на 1° п. к. в. Значение [dpldù,]mwLдавления в цилин­

частоты вращения распределительного вала лр. в сказывается более существенно; его можно определить по формуле

1 т. н = 2018 -2Е21-,

Г*РВ1

т. е. уровень шума насоса возрастает на 6 дБ при удвоении пр, в.

Разные конструкции насосов при одинаковых расходах и давлениях разли­ чаются по уровню шума на 15— 18 дБ ч[36],

Шум форсунки связан с движением'иглы, ее подъемом и посадкой; частота звуковых колебаний 3— 5 кГц. Так же как в клапанном приводе, источником шума может быть вибрация пружины. Проблема снижения шума ТВА очень сложна. Общепринятые методы виброизоляции здесь неприменимы, поскольку топливные насосы требуют прецизионной установки; они обязательно должны иметь жесткую конструкцию и выдерживать мощные изгибающие и скручивающие усилия, а фор­ сунки — высокие давления и температуры.

Воздействие на возбуждающие силы также ограничено из-за необходимости обеспечить оптимальные характеристики топливоподачи.

чНа шум насоса влияют способ его крепления и вибрация кулачкового вала. Замена обычного консольного крепления насоса фланцевым дает снижение уровня шума примерно на 7 дБ [36]. Для снижения шума, вызываемого вибрацией кулач­ кового вала в насосе блочной конструкции, наиболее эффективна установка про­ межуточной опоры (подшипника) с максимально уменьшенным зазором. Шум, вызываемый форсунками, вмонтированными в очень жесткие и массивные крышки цилиндров, практически не влияет на шумность дизеля. Вибрация и шум, созда­ ваемые пружиной, устраняются демпфирующими устройствами; целесообразно использовать антиволновые короткие пружины. Применение гидрозапорных фор­ сунок снижает шум от ударов иглы.

Собственные колебания остова. Механический шум дизеля независимо от характера и места приложения возмущающих сил проявляется в первую очередь через собственные колебания остова, которые при взаимодействии со спектром возмущающих сил образуют устойчивые резонансные колебания в диапазоне 150— 5000 Гц. У малообрротиых и мощных среднеоборотных дизелей частотный