Виброакустика колесных машин

Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана







Л.Ф. Жеглов



Виброакустика






колесных машин






Рекомендовано ФГБОУ «Московский автомобильно-дорожный государственный технический университет (МАДИ)» в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений, обучающихся по специальностям «Автомобиле- и тракторостроение» и «Многоцелевые гусеничные и колесные машины» направления подготовки «Транспортные машины и транспортно-технологические комплексы»


2-е издание, исправленное и дополненное










Москва Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана 2013

УДК 629.113(075.8)
ББК 39.33-04

    Ж46

Рецензенты: Е.А. Галевский, В.В. Ломакин, А.М. Петренко, Ю.М. Ситников

      Жеглов Л. Ф.
Ж46     Виброакустика колесных машин : учеб. пособие / Л. Ф. Жеглов. -
      2-е изд., испр. и доп. - М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2013. -170, [2] с. : ил.

          ISBN 978-5-7038-3710-8

           Рассмотрены теоретические вопросы виброакустики и их приложение к прогнозированию акустических характеристик колесных машин. Даны спектральные характеристики основных источников звуковой вибрации и шума, представлены методы снижения их излучения. Рассмотрена экспериментальная оценка показателей источников вибрации и шума, а также виброакустической защиты. Даны сертификационные методы определения шума колесной машиной и шиной.
           Рецензируемое учебное издание рекомендуется ФГБОУ ВПО «Московский автомобильно-дорожный государственный технический университет (МАДИ)» к использованию в образовательных учреждениях, реализующих образовательные программы высшего профессионального образования по специальностям «Автомобиле- и тракторостроение», «Многоцелевые гусеничные и колесные машины» направления подготовки «Транспортные машины и транспортно-технологические комплексы».
           Регистрационный номер рецензии № 1666 от 22.12.2011 г. (МГУП им. Ивана Федорова).


                                                             УДК 629.113(075.8)
                                                             ББК 39.33-04

















ISBN 978-5-7038-3710-8

© Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2013

ВВЕДЕНИЕ

   Уровень внешнего и внутреннего шума является одним из важнейших показателей, характеризующих совершенство конструкции колесной машины (КМ).
   По оценкам специалистов, от 30 до 40 % населения в индустриально развитых странах страдает от дорожного шума. Так, по данным шведских защитников окружающей среды, около 2,5 млн человек, или 30 % проживающих в городских условиях, подвержены шумовому воздействию, уровни которого превышают допустимые нормы. По результатам английских исследований, 87 % населения испытывают воздействия дорожного шума и около 23 % считают, что это нарушает их покой или причиняет неудобства. Можно утверждать, что в настоящее время транспортные потоки, плотность которых постоянно возрастает, являются основным источником шума на городских улицах и в зонах заселения междугородних автомагистралей. Такое шумовое «загрязнение» окружающей среды оказывает неблагоприятное воздействие на физиологическое и функциональное состояние человека.
   Точка зрения, что шумовое воздействие на окружающую среду есть неизбежное следствие технического прогресса, была пересмотрена, и были предприняты серьезные усилия по регулированию и ограничению внешнего шума, производимого участниками транспортных потоков. Вследствие этого в Европе, США, Японии национальные правительства и международные организации предпринимают радикальное ужесточение допустимых уровней шума транспортных средств.
   Развитие предельных ограничений на внешний шум транспортных средств в странах ЕЭС и России с 1975 по 1995 г. показывает, что ограничения усилились за этот период на 8 дБ(А) для легковых КМ и на 11 дБ(А) — для тяжелых грузовых. Ниже приведены данные, характеризующие изменение допустимого уровня шума легко


3

вых (числитель) и грузовых (знаменатель) КМ за период 1975— 1995 гг. согласно Правилам ЕЭК ООН:

1975 г. 1984 г. 1988 г. 1995 г.
Уровень шума, дБ(А).... 82/91   80/88  77/84  74/80

   Допустимые уровни шума: 74 дБ(А) — для легковых и 80 дБ(А) — для грузовых КМ, введенные в 1995 г., позволяют считать, что снижение шума является одной из первоочередных задач обеспечения экологической безопасности автотранспорта. Эта задача особенно актуальна для грузовых КМ, уровень шума которых, как правило, превышает предельно допустимый.
   Виброакустический комфорт КМ повышали поэтапно путем улучшения технических показателей ее агрегатов и систем, являющихся главными источниками виброакустического излучения, или применением виброзвукоизолирующих систем. К первым можно отнести двигатель внутреннего сгорания (ДВС), его системы выпуска отработавших газов и охлаждения; ко вторым — виброизоляцию ДВС, глушитель шума системы выпуска отработавших газов. По мере исчерпывания ресурсов по снижению шума вследствие доработок этих агрегатов и систем по акустическим характеристикам возрастает роль ранее второстепенных источников и систем. Так, введенные в 1995 г. предельные нормы позволяют считать, что система шина — дорожное покрытие (шум шины) равнозначна с другими источниками акустического излучения КМ.
   Таким образом, проблема внешней и внутренней акустической безопасности автомобильного транспорта в социальном и техническом аспектах является одной из важнейших проблем отечественного и мирового автомобилестроения. Причем в последние два десятилетия эта проблема трансформировалась в отдельное самостоятельное направление научно-технических разработок по повышению комфортабельности и, как следствие, конкурентоспособности КМ.
   Настоящее учебное пособие будет полезным для студентов старших курсов, изучающих дисциплины «Методы расчета и проектирования автомобиля», «Виброакустика колесных машин», «Виброакустика автомобиля» и «Экспериментальные методы виброакустики». Пособие может быть использовано при курсовом, дипломном проектировании и выполнении НИРС.


4

1. ФИЗИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ВИБРОАКУСТИКИ

1.1. Волны в упругих средах

   При возмущении КМ внешними силами, действующими со стороны агрегатов и систем, а также со стороны внешней среды (воздушный поток, дорожная поверхность), в ее элементах возникают различного вида упругие волны — звуковая вибрация. Это приводит к образованию в окружающей КМ среде (воздухе) звуковых волн. Разделение волновых процессов на звуковую вибрацию и звуковые волны вводят для того, чтобы различать среды, в которых распространяются упругие волны.
   В общем случае звуковые волны распространяются в упругих средах — в твердых телах, жидкостях и газах — в виде колебаний давления. Зарождаются они при любом нарушении стационарности состояния сплошной твердой, жидкой и газообразной среды в какой-либо точке пространства. Это приводит к появлению колебательного движения частиц среды, которое передается со скоростью звука. Скорость звука является скоростью переноса энергии звуковых волн. Деформации упругой среды под воздействием звукового давления имеют относительно небольшие значения. После прохождения волны элементарная частица среды остается в своем исходном положении. Скорость распространения звуковой волны определяется упругими свойствами среды (чем больше упругость, тем значительнее возникающие при деформации напряжения, а значит, быстрее передается возмущение от частицы к частице), а также ее плотностью.
   Различают два типа волн в безграничных средах: продольные и поперечные. Первые характеризуются совпадением векторов скорости колебаний частиц среды и распространения звука. Во вторых скорость движения частиц среды имеет направление, перпендикулярное направлению распространения звука. В твердых средах существуют продольные и поперечные волны, в газообразных и жидкостных - только продольные. Скорость продольных звуковых


5

волн в однородных безграничных средах не зависит от частоты колебаний твердых тел, а поперечных — зависит.


1.2. Распространение волн в упругих средах

   Продольные колебания стержня. Будем считать, что при распространении упругой волны вдоль стержня каждое его поперечное сечение остается плоским, а напряжения распределены равномерно. Кроме того, не будем учитывать силы инерции, связанные с изменением поперечного сечения стержня при его растяжении-сжатии.
   Рассмотрим малый элемент стержня PQ длиной dx с постоянной площадью S поперечного сечения (рис. 1, а). Уравнение динамического равновесия для него имеет вид
_,Э²г/(х,?) ЭР (х,г) р S---dx = * dx,
Э/²        Эх
где р — плотность материала стержня; и(х, t) — перемещение сечения стержня вдоль оси Ох.
   Продольная сила Рх(х, f) связана с продольной деформацией
   , du(x,f)
E,ᵣ(x,t) = —соотношением
 Л ⁴ Z     ZJ-V.


Рх(х,0

„ „ ч dPₓ(x,t) , Л(х,0 + —ах        э*

X

dx

а

Рис. 1. Схемы для расчета продольных (а) и изгибных (б) колебаний стержня

6

PM ₌ SE^M, ox
где E — модуль упругости первого рода.
   Подставив последнее выражение в уравнение динамического равновесия, получим

d²w _ р d²w

При этом скорость распространения звуковой волны вдоль стержня

Спрст — л/^/Р'
   Приведенные соотношения дают удовлетворительные результаты, если длина продольной волны значительно больше максимального размера поперечного сечения стержня.
   Изгибные колебания стержня. Воспользуемся гипотезой Бернулли и пренебрежем силами инерции частиц стержня вдоль оси Ох. Рассмотрим малый элемент стержня PQ длиной dx с постоянной площадью S поперечного сечения (рис. 1, б).
   Уравнение динамического равновесия для него имеет вид

      ₒd²w(x,Z) ,  dF(x,t) ,       d²w(x,Z) dF(x,Z)   . .
     pS Д d* =--------y^dx, или р5 у ’ =-------(2)
dr          Эх             dr        ОХ
где w(x,() — перемещение сечения стержня в направлении оси Oz.
   Выразим перерезывающую силу F(x, f) через перемещение w(x, t) и постоянные материала. Суммарный момент относительно центра элемента PQ определяется выражениями


дМ(х, t) , Гпт-z .ч dF(x, Z) , Idx ₙ              . dM„(x, t)
—"      dx- 2F(x,Z) +—У-^dx — = 0 или F(x,Z) =—.
dx                    dx 2                           dx


Согласно дифференциальному уравнению упругой линии стержня, изгибающий момент
/ .ч 77 т 9²w(x,z) Л/И(х, Z) = Е J ———, Л dx²

где Jy — момент инерции поперечного сечения стержня относительно оси Оу.

7

   С учетом выражений для F(x,f) и Ми(х,Г) уравнение (2) принимает вид
ₒ9²w „ т d⁴w „
PS ~^2 ⁺ Е Jy ЧХ ~ °’ dt          дх
а скорость распространения поперечной волны вдоль стержня


с ^попст

EJy(S?

р5

где ю — частота колебаний стержня.
   Продольные колебания пластины. При распространении продольной волны поперечные сечения пластины колеблются в направлении движения этой волны. При этом сечения считаются плоскими, что справедливо для звукового диапазона частот. Уравнение движения пластины постоянной толщины h в плоскости хОу (рис. 2), по которой распространяется продольная волна, имеет вид


д²и д²и _ р(1⁻Н ) Э²и
дх² ду² Е Э/² ’
где и = и(х,у, f) — перемещение сечения пластины вдоль направления распространения волны; ц — коэффициент Пуассона.


Рис. 2. Схема для расчета продольных и изгибных колебаний пластины

   Скорость продольной волны зависит только от постоянных материала пластины:

спрпл

   Изгибные колебания пластины. Используя гипотезу Кирхгофа, запишем уравнение движения пластины постоянной толщины h (см. рис. 2) в следующем виде:

8

           d⁴w ~d²wd²w d⁴w 12p(l Ц ) g²w
Эх⁴ Эх² dy² dy⁴ Eh² dt² ’

где w = w(x,y, f) — перемещение сечения пластины в направлении оси Oz.
   Скорость распространения гармонической поперечной волны в тонкой упругой пластине


с '"ПОППЛ

Eh²G? 4---------.
\12р(1-ц²)


Полученное соотношение дает точное значение скорости звука, если длина волны в шесть и более раз превышает толщину пластины.


1.3. Распространение волн в жидкостях и газах

   Изменение состояния среды при распространении звуковой волны полностью определено, если известны как функции времени и координат следующие ее параметры: избыточное давление р (его изменение по сравнению с давлением в невозмущенной среде); плотность р; компоненты vₓ, vy, vz вектора скорости колебаний частиц среды; температура Т. Если предположить, что внешние силы и объемный источник звука отсутствуют, пренебречь влиянием вязкости и считать процессы сжатия и разрежения среды адиабатными, то линеаризованные уравнения акустического поля в неподвижной однородной среде будут следующими:
    уравнение движения (Эйлера) в проекциях на оси координат


dvₓ др п dvy др _ dv, др п р—- + — = 0; р—- + — = 0; р—- + — = 0; и dt Эх ’ н dt dy ’ н dt dz ’


    уравнение неразрывности


уравнение состояния

'dvₓ dvy dvz
  Эх    dy    dz


Эр _ 1 dp dt c² dt ’

(3)

(4)




(5)

9

где р, p = p(x,y,z,t) — плотность невозмущенной и возмущенной среды соответственно; р = p(x,y,z,f); с — скорость звука в среде, для жидкости c = yJV(yp), для газа с = 'JkRT; у — коэффициент сжимаемости; к — показатель адиабаты; R — универсальная газовая постоянная.
   Решая систему уравнений (3)-(5) относительно давленияр, получаем уравнение распространения звуковой волны в среде:


Э²р Э²р Э²р _ 1 Э²р
Эх²  Эу²   Эг² с² Э/²


(6)

   Для существующих на практике звуковых полей используют понятие потенциала Ф скорости, являющейся функцией координат и времени. По определению, скорость колебаний частиц среды связана с потенциалом Ф следующим образом:

ЭФ ЭФ ЭФ
Эх   у ду      z dz

(7)

   Волновое уравнение, записанное относительно потенциала, имеет тот же вид, что и уравнение (6). Звуковое давление связано с потенциалом скорости соотношением

ЭФ


(8)

   Рассмотрим сначала плоскую звуковую волну. Предположим, что в любой плоскости, перпендикулярной оси Ох, все величины, характеризующие волновое движение в данный момент времени, одинаковы и изменение состояния движения происходит только при переходе от одной плоскости к другой. В этом случае волновой процесс представляет собой плоскую звуковую волну, уравнение движения которой

Э²Ф _ 1 ЭФ
                      Эх² с² Э1² имеет следующее решение:

(9)

              Ф (х, t) = Ф[ (ct - х) + Ф₂ (ct + х), гдеФ1 (ct - х), Ф₂ (ct + х) — произвольные функции, первая из которых характеризует плоскую волну, распространяющуюся в положи

10