Источники шума

Рис. 4.1. Классификация источников шума

Механический шум обусловлен колебаниями деталей и их взаимным перемещением. Он возникает, например, в зубчатых и цепных передачах, подшипниках, кулачковых механизмах, редукторах, роторах и вызывается ударами в сочленениях, силовыми взаимодействиями вращающихся масс, трением в соприкасающихся элементах и т. п. Возбуждение механического шума носит ударный характер, при этом в излучающих системах возникает весь спектр их собственных частот.

Интенсивность излучаемого шума и характер его спектра зависят от массы соударяющихся деталей, скорости соударения (или вращения, качения и пр.), модуля упругости этих деталей, площади излучения.

При значительных скоростях движения (соударения) спектр механического шума высокочастотный (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Спектры шума некоторых источников: 1 -- выпуск двигателя внутреннего сгорания (ДВС); 2 -- корпус ДВС; 3 -- гидронасос; 4 -- вентилятор; 5 -- трансмиссия; 6 -- всасывание ДВС

Причинами аэродинамического шума являются (рис. 4.3):

-- периодический выпуск газа в атмосферу; этот шум называется сиренным (объемным), так как типичным примером его является звук сирены; механизм подобного шума также характерен для воздуходувок, пневматических двигателей, компрессоров, выпуска и впуска двигателя внутреннего сгорания (ДВС);

-- возникновение вихрей и неоднородностей потока у его твердых границ; этот шум называется вихревым, он характерен для вентиляторов, турбовоздуходувок, турбокомпрессоров, воздуховодов;

-- возникновение отрывных течений, которые приводят к пульсации давления (силовой шум); это происходит в деталях воздуховодов (в тройниках, в местах изменения сечения, дроссель-клапанах и т. п.);

-- перемешивание потоков, движущихся с разными скоростями (шум свободной струи) вдали от твердых границ, которое вызывает турбулентный шум, преобладающий в шуме выброса сжатого воздуха в реактивных струях.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 4.3. Механизмы возникновения аэродинамического шума

Характер спектра аэродинамического шума, как правило, высокочастотный (см. рис. 4.2).

Гидродинамический шум может быть обусловлен следующими явлениями (рис. 4.4):

-- образованием вихрей или неоднородностей потока жидкости вблизи твердых границ (вихревой шум);

-- образованием пульсаций давления при изменении сечения потока движущейся жидкости;

-- автоколебаниями упругих конструкций в жидкости (автоколебания в арматуре и кранах, «пение» гребных винтов и др.);

-- кавитацией в жидкости из-за потери ею прочности при уменьшении давления: образуются полости и пузырьки, заполненные газами, при захлопывании которых возникает звуковой импульс.

Гидродинамический шум в основном носит средне- и высокочастотный характер (см.. рис. 4.2).

Источником электромагнитного шума являются электромагнитные вибрации, которые вызываются вращающимися магнитными силами и моментами, действующими в воздушном зазоре электрической машины. Электромагнитный шум зависит от частоты колебаний статора, виброскорости, площади и свойств излучающей поверхности. Характер спектра в основном низко- и среднечастотный.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 4.4. Классификация источников гидродинамического шума

Электромагнитный шум, например, трансформатора создает его сердечник, на который действует периодически меняющаяся индукция, с частотой в основном 100 Гц. Из-за магнитострикционного эффекта периодически изменяется длина сердечника, в результате возникают его изгибные колебания, возбуждающие низкочастотный шум.

2. Механический шум деталей машин

2.1 Зубчатые передачи

Шум зубчатых передач вызывается колебаниями зубчатых колес и элементов конструкций, сопряженных с ними. Причинами этих колебаний являются:

-- взаимное соударение зубьев при входе в зацепление;

-- переменная деформация зубьев, вызванная непостоянством приложенных к ним сил;

-- переменные силы трения, возникающие в зацеплении.

Спектр шума зубчатой передачи имеет дискретный характер с основной частотой, равной или кратной частоте вращения и числу зубьев:

?_з.п.=

где z -- число зубьев; n-- частота вращения (об/мин); i= 1, 2, 3, ... -- натуральные числа.

Характерные спектры шума зубчатых передач приведены на рис. 4.5. Отчетливо распознается максимум, определяемый частотой ?_з.п

Основное влияние на интенсивность шума зубчатой передачи оказывают частота вращения и нагрузка. Ориентировочно это влияние может быть оценено по формуле для уровня звука (УЗ) зубчатой передачи:

L_з.п.=L₀+10 lg + 10 lg

где L₀ -- начальный УЗ (L₀ = 40-60 дБА); и -- окружная скорость (скорость движения точки на окружности) зубчатого колеса; N-- передаваемая мощность; u₀,N₀ -- пороговые значения (и₀ = 1 м/с, N₀= 1 кВт); k= 2,0-2,5 (k получено из эксперимента).

Рис. 4.5. Спектры шума зубчатых передач: 1 -- мельница (104 дБА); 2 -- станок (99 дБА); 3 -- корабль (90 дБА)

Анализ формулы (4.2) показывает, что при удвоении передаваемой мощности (нагрузки) шум в зубчатой передаче возрастает на 3 дБА, а при удвоении скорости -- на 6--7 дБА.

Динамические процессы, возникающие в зубчатой передаче, приводят к деформации зубьев; динамические нагрузки превышают статические. Отношение максимальной нагрузки к статической называется коэффициентом динамичности, его значение составляет 1,3--3,5. Шумоизлучение тесно связано с деформацией зубьев, пропорциональной коэффициенту динамичности.

На характер динамических процессов в зубчатых передачах влияют такие факторы, как материал, из которого сделаны шестерни, число и форма зубьев, точность их изготовления и степень перекрытия.

Увеличение числа зубьев и коэффициента перекрытия благотворно сказывается на плавности хода и ведет к снижению излучаемого шума. Так, удвоение числа зубьев снижает излучаемый шум на 4-5 дБА, а применение зацепления с косыми или шевронными зубьями -- на 8--10 дБ. Разница в излучении шума при использовании различных материалов с большим коэффициентом потерь для зубчатых передач и корпуса редуктора может достигать 10--15 дБ (рис. 4.6). Повышение точности обработки зубьев обеспечивает снижение шума на 5--10 дБ (рис. 4.7).

Шум зубчатой передачи уменьшается при снижении окружной скорости, нагрузки, массы зубчатых колес, а также при повышении коэффициента перекрытия. Снижение ударных нагрузок, а следовательно излучаемого шума, достигается путем применения косых и шевронных зубьев.

Рис. 4.6. Зависимость УЗ от нагрузки на зуб: корпус редуктора изготовлен из полиамида (7), стали (2) и чугуна (3)

Следует стремиться к увеличению числа зубьев, уменьшению нагрузки и повышению точности изготовления, а также к тщательной балансировке зубчатых колес и точной центровке их при сборке. Корпус зубчатой передачи должен быть изготовлен из материалов с высоким коэффициентом потерь или покрыт специальным вибро-поглощающим покрытием. Необходимо, чтобы вибрации не передавались на корпус, в котором заключена зубчатая передача.

2.2 Подшипники

Шум в подшипниках создается трением, соударениями и вибрацией деталей. В подшипниках качения внутренние силы, вызывающие вибрацию, обусловлены допусковыми отклонениями при изготовлении и монтаже элементов. Шум обусловлен процессом качения в самом подшипнике и дисбалансом ротора; он возрастает с увеличением частоты вращения (приблизительно на 5--6 дБ при каждом ее удвоении), нагрузки и диаметра подшипника (на 5-15 дБА при увеличении диаметра вдвое -- см. рис. 4.8). Шум шарикоподшипников на 5-6 дБ ниже шума роликовых.

Интенсивность и частотный характер шума подшипников зависят от точности их изготовления, допусков на посадку, частоты вращения, тщательности установки. В основном спектр высокочастотный (2-5 кГц).

Подшипники скольжения менее шумны и виброактивны, чем подшипники качения. Разница в излучаемом шуме при одинаковой частоте вращения и нагрузке между подшипниками качения и скольжения может достигать 10--20 дБ (особенно на высоких частотах). Основной причиной шума в подшипниках скольжения является сила трения между поверхностями подшипников и валом, возникающая в результате неравномерного и неправильного смазывания их.

Рис. 4.8. Зависимость шума подшипников качения электрических машин с цилиндрическими роликами от диаметра подшипника d_п (частота вращения 1500 об/мин)

Заштрихована область изменения УЗ подшипников

Причинами возникновения шума в подшипниках также могут быть:

-- механическая неуравновешенность вращающегося ротора (вала);

-- расцентровка муфты;

-- разная толщина внутренних колец, асимметрия тел качения, волнистость дорожек качения в подшипниках качения;

-- повышенное трение в подшипниках скольжения.

Для уменьшения шума в подшипниках необходимо обеспечить балансировку ротора, понижать частоту вращения и нагрузку, уменьшать передачу вибрации от подшипника к корпусу (путем установки упругих вкладышей, что может снизить шум на 10--12 дБ), снижать звукоизлучающую способность корпуса путем применения вибро-поглощающих покрытий, увеличивать класс точности подшипников (для них установлены следующие классы точности в порядке повышения: 0, 6, 5, 4 и 2, переход в следующий класс обеспечивает снижение шума на 1--2 дБ). Всегда, если это возможно, нужно предпочитать подшипники скольжения подшипникам качения.

Таблица 4.1 Мероприятия по снижению шума подшипников

2.3 Роторы

Неуравновешенность вращающегося ротора (дисбаланс) -- основной источник механического шума машин. Дисбаланс характеризуется несовпадением главной оси инерции ротора с осью вращения. Перемещение оси вращения вала сопровождается соответствующим перемещением его центра тяжести, что, в свою очередь, приводит к возникновению инерционных сил, определяемых следующим образом:

F=Ме?²cos ?t ,

где М -- масса ротора; е -- эксцентриситет (смещение оси вращения относительно геометрической оси); ? -- круговая частота.

Источниками дисбаланса ротора являются несимметричность конструкции, неправильный выбор допусков и посадок, погнутость валов и т. п.

Излучаемая через опорные связи акустическая мощность пропорциональна величине инерционных сил и возрастает с увеличением массы ротора, эксцентриситета и скорости вращения.

Шум, возникающий при вращении ротора, можно приблизительно оценить по формуле

L_p =L_{0 +} 10 lg ₊ 10 lg + 201g , (4.4)

где L₀ -- начальные значения УЗД (60-80 дБ); п -- число оборотов в минуту; M₀=1, е₀=1, n₀=1 -- пороговые значения, вводимые для обезразмеривания массы, эксцентриситета, скорости; остальные обозначения те же. Характерные пики в спектре шума наблюдаются на частоте

?₌ ;

где i=1,2,3….-натуральные числа

Спектр излучения может иметь как низкочастотный (при малых скоростях вращения), так и высокочастотный характер.

Снижение шума вращающихся роторов обеспечивается устранением их неуравновешенности. Для этого проводится статическая и динамическая балансировка роторов на специальных балансировочных станках. Конечная цель балансировки -- обеспечить требуемую точность. Точность определяется как произведение удельного дисбаланса (е_ст) на максимальную эксплутационную круговую частоту вращения (?_max). Класс точности балансировки зависит от выбранного критерия. В качестве примера в табл. 4.2 приведены классы точности балансировки, соответствующие этому критерию, для центробежных насосов.

Таблица 4.2 Класс точности балансировки центробежных насосов

Выбор класса точности балансировки зависит от требований по шуму и вибрации. Например, на стадии проектирования малошумных центробежных насосов рекомендуется выбирать 3-й класс.

2.4 Кулачковые механизмы

Возникновение шума в кулачковых механизмах связано с наличием переменных сил в зоне контакта пары кулачок -- ролик, которые приводят к колебаниям деталей, излучающих шум. Возмущающие воздействия в кулачковом механизме вызываются ударными и инерционными силами, силами трения, динамическими силами, вызванными неточностью изготовления профиля кулачка.

Интенсивность и характер спектра шума зависят от нагрузок и режима работы механизмов, профиля соприкасающихся деталей, их материала и технологии изготовления.

С целью снижения шума, излучаемого кулачковым механизмом, для изготовления роликов и кулачков применяются материалы, обладающие высокими демпфирующими свойствами (табл. 4.3); вводятся специальные операции, улучшающие качество поверхности; устанавливается оптимальный кинематический закон периодического движения кулачка и выбирается надлежащий профиль кулачка для уменьшения неравномерности движения и ударов.

Таблица 4.3 Материалы и конструкции для изготовления малошумных роликов в кулачковых механизмах

3. Аэродинамический шум

3.1 Шум струи

Истекающая из сопла двигателя самолета струя создает шум, причинами которого являются турбулентные пульсации в области смешения, колебания (флуктуации) плотности в струе и взаимодействие между этими флуктуациями и турбулентными пульсациями. Строение струи за соплом показано на рис. 4.9.

Рис. 4.9. Строение струи за соплом

1 -- сопло; 2 -- ядро струи; 3 -- область смешения струи с окружающим воздухом; d-- диаметр сопла; u_с -- скорость струи

Максимальный шум регистрируется в ядре струи. С увеличением расстояния от сопла звуковая мощность резко падает: около 98% ее создается на расстоянии R? 10 d, где d -- диаметр сопла. Шум струи имеет ярко выраженную направленность, которая иллюстрируется на рис. 4.10.

Звуковая мощность струи зависит от скорости ее истечения и определяется уравнениями Лайтхилла:

при и_с? 150 м/с

W_c=3?10 ^{-5 ?} /?₀ с⁵

Рис. 4.10. Показатель направленности шума струи (ПН) в зависимости от угла ? при u_с < 150 м/с

W_c=3?10 ^{-5 ?} /?₀ с³ (4.7)

где р_с и р₀ -- плотность газа в сопле перед истечением и в окружающей среде соответственно; и_с -- скорость истечения струи; d -- диаметр сопла; с -- скорость звука в окружающей среде.

Уровень звуковой мощности струи определяется по формуле

L_W=80 lg u_c+10 1g S+20 1g p_c + L₀, (4.8)

где L₀ = -52 дБ для холодных струй, L₀ = -44 дБ для горячих струй; S -- площадь среза сопла. (Струя называется холодной, если ее температура близка к температуре окружающей среды (воздуха), и горячей -- если ее температура значительно выше.)

Анализируя формулы (4.6) и (4.7), следует обратить внимание на то, что звуковая мощность струи в значительной степени определяется скоростью ее истечения. Лайтхиллу принадлежит открытие закономерности образования шума струй с числом M>0,5 (M -- число Маха, М=и_с/с), согласно которой шум пропорционален восьмой степени скорости струи.

Октавные уровни звуковой мощности струи вычисляются по формуле

=-?L (4.9)

Здесь ?L -- разность общего и октавного уровней звуковой мощности шума, которая определяется по графику, приведенному на рис. 4.11.

По абсциссе графика отложено значение безразмерного параметра -- числа Струхаля:

Sh=u_c, (4.10)

где ?? -- частота октавной полосы (63, 125, 8000 Гц); d -- диаметр выхлопного сопла; u_с -- скорость истечения газа из сопла.

?L, дБ

0,02 0,05 0,1 0,2 0,5 1 2 5 10 Sh

Рис. 4.11. Зависимость относительного спектра звуковой мощности струи (для М > 0,5) от числа Струхаля

Меры по снижению шума струи разнообразны и могут быть условно разбиты на две группы:

1) внутренние конструктивные меры;

2) установка на пути струи глушителей и других устройств.

Первый способ широко используется в турбореактивных авиационных двухконтурных двигателях, где скорость истечения струи относительно окружающей среды и, следовательно, ее шум снижаются за счет создания спутного потока и, таким образом, истечения газового потока в движущуюся среду. В двухконтурных двигателях функцию спутного потока выполняет струя, идущая от вентилятора. Чем выше степень двухконтурности такого двигателя (отношение расхода воздуха через внешний контур двигателя ((7,) к расходу через внутренний контур (G₂), т.е. m= G_1/G₂), тем меньше шум струи. В современных пассажирских самолетах степень двухконтурности достигает значений m = 5--6, что обеспечивает снижение УЗ на 15-20 дБА.

Глушители шума струи различны по исполнению и эффективности. Они выбираются в зависимости от требуемой степени шумоглушения и допустимого снижения скорости струи. Действие этих глушителей основано на уменьшении скорости и степени турбулентности струи, ее экранировании, а также отражении и поглощении звука. Основные из применяемых глушителей шума струй, а также их ориентировочная эффективность приведены в табл. 4.4.

Таблица 4.4 Эффективность глушителей и других систем глушения шума струи

Обозначение на схемах: 1-входной патрубок,2-выхлопное сопло,3-сетка,4-расширительная камера,5-эжектор,6-сопло,7-рассекатель,8-звукопоглощающая облицовка,9-основной поток,10-выхлопная струя,11-вторичный высокотемпературный поток,12-экранирующая струя.

Экранирование шума вторичным газовым потоком объясняется разностью удельного акустического сопротивления (рс) в основной и экранирующей струях. Разность импедансов приводит к отражению звука и создает эффект экранирования.

3.2 Шум вентиляторов

Шум вентиляторов складывается из механического и аэродинамического шума, причем последний является преобладающим.

Аэродинамический шум возникает при обтекании потоком лопаток колеса вентилятора и представляет собой сумму вихревого шума и шума неоднородностей потока. Шум имеет основную частоту:

_B= Sh?u_B /d_B (4.11)

где Sh-- число Струхаля; u_в -- скорость потока воздуха в вентиляторе; d_B -- максимальный размер вентиляторного колеса.

Спектр шума от неоднородностей потока всегда имеет характерные частоты

??_i =Z_Bni (4.12)

где i=1, 2, 3, ... -- натуральные числа; п -- частота вращения; Z_в-- число лопаток вентилятора.

Вихреобразование за лопатками зависит от их обтекаемости и угла атаки (угол между направлением потока и осью лопатки). Чем хуже обтекается лопатка вентилятора, тем интенсивнее вихреобразование. При этом вихри образуются как на лопатках, так и на внутренних поверхностях корпуса при движении по ним воздушного потока.

Звуковая мощность, излучаемая колесом вентилятора, определяется так:

W_в = хрu⁶D²/c³

где x-- коэффициент, учитывающий обтекаемость лопаток вентилятора; р -- плотность воздуха; с -- скорость звука; и -- окружная скорость колеса вентилятора; D -- его диаметр.

Уровень звуковой мощности центробежных и осевых вентиляторов определяется по формуле

Lw=l + 25lgH + 10lgQ-7, (4.14)

где L -- критерий шумности вентилятора, являющийся характеристикой его акустических качеств (значения L для основных типов вентиляторов приводятся в справочниках, L= 14--50 дБ); Н -- полное давление, развиваемое вентилятором (Н/м²); Q -- производительность вентилятора (м³/с).

Рис. 4.12. Увеличение шума вентилятора (?L) при присоединении его к сети; d -- калибр, -- частота

Таким образом, шум вентилятора зависит от развиваемого им давления и его производительности, а также от диаметра колеса вентилятора, его скорости и аэродинамических свойств.

Следует учесть, что при подключении вентилятора к вентиляторной сети его шум увеличивается за счет отражения звука в сети. Значение этого добавленного шума связано с калибром внутреннего канала вентилятора и может быть найдено из графика (рис. 4.12). Калибр канала определяется его размерами:

d=4S/П, (4.15)

где S и П -- соответственно площадь и периметр поперечного сечения канала.

Мерой снижения шума вентиляторов, как это следует из формулы (4.13), является уменьшение окружной скорости и диаметра колеса. Рекомендуемая максимальная скорость для центробежных вентиляторов составляет 15--20 м/с.

Для улучшения аэродинамических свойств вентиляторов, а следовательно уменьшения излучаемого шума, рекомендуется:

-- увеличить число лопаток (это может дополнительно снизить шум на 5--8 дБ в широком диапазоне частот);

-- улучшить обтекаемость лопаток путем изменения их профиля (2-5 дБ);

-- применить скошенную по отношению к выходным кромкам лопаток входную кромку языка (10--15 дБ на низких и средних частотах);

-- установить сетку на входных кромках лопаток колес (от 10 до 15 дБ в отдельных октавных полосах частот).

В качестве дополнительной меры снижения аэродинамического шума можно рекомендовать установку мелкоячеистой сетки перед вентиляторным колесом.

4. Гидродинамический шум

4.1 Источники шума

Основными причинами гидродинамического шума являются:

-- кавитация и выделение газов (кавитационный шум);

-- образование вихрей на элементах гидронасосов, гидромоторов и других устройств -- на лопатках, дисках, стенках корпуса, патрубках и пр. (вихревой шум);

-- возникновение неоднородностей потока при его прерывании, например вращающимися лопатками.

Кавитация -- специфическое явление, связанное с потерей движущейся жидкостью прочности на разрыв при уменьшении в ней давления ниже определенного предела (приблизительно равного давлению насыщенного пара жидкости при данной температуре) и возникновением пузырьков и полостей, заполненных газом или паром. Образующиеся пузырьки резко захлопываются (разрушаются), создается ярко выраженный низкочастотный шум. Схема возникновения и захлопывания пузырьков показана на рис. 4.13. Экспериментально установлено, что вследствие вихреобразования увеличение шума потока может достигать 40 дБ. Спектр шума (например, в сопле) имеет ярко выраженный максимум на частоте, определяемой выражением

??_max =16² (4.16)

где u -- скорость потока при достаточном удалении от тела; d_c -- диаметр сопла; o -- показатель кавитации:

o=(P_1-P₂)/(0.5?₀u²) (4.17)

Здесь P₁ и Р₂ -- давление невозмущенного потока и насыщенного пара соответственно (Па); р₀ -- плотность жидкости или газа.

Звуковая мощность, излучаемая кавитирующей жидкостью за соплом, может быть приближенно вычислена по формуле

(4.18)

где с₀ -- скорость звука в жидкости.

Для того чтобы избежать кавитации, нужно увеличить показатель а путем снижения скорости «.

Когда на твердое тело набегает поток жидкости, с его поверхности при определенных значениях числа Рейнольдса, характерных для данного процесса, начинается срыв вихрей. Это явление приводит к изменению давления на поверхности тела и тем самым к возникновению вихревого шума. Чем хуже обтекается тело, тем интенсивнее вихреобразование за ним и излучаемый шум. Частота срыва вихрей и, соответственно, частота порождаемого ими звука определяется с помощью соотношения Струхаля (см. формулу (4.11)). Число Струхаля для плохо обтекаемых тел

Sh= 0,195 (1 -20,1/Re), (4.19)

Re=uD_П /? (4.20)

_Dп -- максимальный размер препятствия в направлении, перпендикулярном к направлению движения потока; ? -- кинематическая вязкость жидкости (для воды v= 1 м²/с при /=20°С). Чем выше число Рейнольдса и турбулентность набегающего потока, тем шире спектр излучаемого шума. Звуковая мощность вихревого шума, который создается неподвижными цилиндрическими стержнями, обтекаемыми потоком, приближенно выражается так:

(4.21)

где к -- безразмерный коэффициент; с_х -- аэродинамический коэффициент лобового сопротивления; l,D-- длина и диаметр стержня; р₀ -- плотность жидкости; с₀ -- скорость звука в ней. Для снижения вихревого шума необходимо улучшить обтекание тела, находящегося в потоке, понизить число Рейнольдса, уменьшить, размеры обтекаемого тела и скорость набегающего потока.

4.2 Шум гидронасосов

Одним из наиболее распространенных источников гидродинамического шума являются гидронасосы. Шум гидронасосов достигает 100--105 дБА и зависит от скорости вращения вала, давления, создаваемого насосом, и его производительности. Влияние этих параметров на шум иллюстрируется на рис. 4.14.

Скорость вращения вала -- превалирующий параметр шумообра-зования (см. рис. 4.14), поэтому снижение скорости -- один из возможных путей шумоглушения в гидронасосах.

Шум насоса определяется, во-первых, воздействием давления во время цикла перекачки жидкости на корпус (гидравлический шум) и, во-вторых, возникающими ударами и трением в движущихся деталях (механический шум). Любая неуравновешенность в насосе, в соединяющихся деталях производит шум на частоте вращения вала. Основные составляющие в спектре шума гидронасоса возникают на частотах (4.22)

где _- число оборотов вала; z _нас число лопаток гидронасоса; i= 1, 2, 3, ... -- натуральные числа.

Особенностью процесса шумообразования в насосе является изменение давления: поступая в камеру насоса при начальном давлении, жидкость затем перемещается в область более высоких давлений и на выходе возвращается к низкому давлению. Переменная сила давления генерирует шум. Быстрая смена давления делает движущийся поток турбулентным. Движение жидкости регулируется диаметром входных и выходных трубок насоса.

Дополнительное шумоизлучение вызывается передачей вибрации на присоединенные детали, элементы, в которых возбуждается структурный шум. Для его снижения необходима виброизоляция опорных элементов насоса.

5. Электромагнитный шум

5.1 Электрические машины

В электрических машинах, помимо механического шума в подшипниках и щетках, а также аэродинамического шума от вращения ротора и систем вентиляции, возникает электромагнитный шум в системе ротор -- статор.

Причиной электромагнитного шума является электромагнитное поле, образующееся в воздушном зазоре между ротором и статором. Знакопеременное электромагнитное поле возбуждает звуковую вибрацию в статоре и роторе, характер этого шума -- тональный.

Интенсивность генерируемого шума зависит от электромагнитной индукции, величины воздушного зазора и излучающих свойств элементов системы ротор -- статор. Обычно площадь статора больше площади ротора и вклад первого в звуковое поле преобладает. Звуковые вибрации создаются в пакетах листов, совершающих изгибные колебания, и в корпусе статора (рис. 4.15). Генерируемый шум зависит не только от площади излучателей, но также от степени их демпфирования. Спектр этого шума -- средне- и высокочастотный. Наиболее действенной мерой для снижения шума электрических машин является их капотирование. Эффективность таких капотов со звукопоглощением может достигать нескольких десятков децибел (рис. 4.16).

5.2 Трансформаторы

шум звукоизоляция электромагнитный подшипник

Шум трансформаторов определяется магнитострикционным эффектом: сердечник трансформатора постоянно изменяет свою длину под действием периодически меняющейся магнитной индукции. Возникает звуковая вибрация сердечника, которая через масло передается на корпус, и излучается магнитострикционный шум (рис. 4.17), при этом спектр его имеет ярко выраженный низкочастотный характер («гудение»).

Излучаемый уровень корректированной звуковой мощности может быть определен следующим образом (в дБА):

где L_vА -- скорректированный по шкале «А» шумомера уровень виброскорости (рис. 4.18); / и S₀ -- длина и площадь сердечника соответственно; j -- коэффициент излучения.

Снижение шума сердечника трансформатора (на 3-4 дБА) достигается при использовании листов железа с повышенным (до 6%) содержанием кремния, что ослабляет магнитострикционный эффект. Целесообразно уменьшать передачу вибрации путем виброизоляции сердечника с помощью стальных пружин. Снижение шума в случае применения комплекса мер достигает 10 дБА, при этом шум трансформаторов не превышает 70-80 дБА.

Размещено на Allbest.ru