20. ZGOMOTUL SI VIBRATIILE LA MIJLOACELE DE TRANSPORT RUTIER

20.1. Generalitati Cresterea puterii motoarelor de autovehicule si a vitezei de deplasare a acestora a dus in ultimul timp la cresterea nivelului de zgomot generat de acestea. Problema studiului si combaterii zgomotului generat de autovehicule este complexa si cuprinde o serie de aspecte: 1) Studiul aspectului fizic al aparitiei zgomotului, depistarea surselor de zgomot si analiza spectrului zgomotului; 2) studiul calitatii nivelurilor de zgomot generate de diferitele agregate ale autovehiculului in diferite regimuri de viteza si sarcina; 3) stabilirea unui complex de solutii de combatere la sursa a zgomotului sau de impiedecare a propagarii sale in mediul inconjurator; 4) proiectarea si realizarea unor atenuatoare de zgomot eficiente din punct de vedere acustic; 5) elaborarea unor metode unice de masurare a zgomotului generat de autovehicule si stabilirea unor niveluri acustice limita. O alta problema importanta este aceea a socurilor si a vibratiilor autovehiculelor, precum si conditiile de calatorie si de transport pentru pasageri si marfuri. Efectele daunatoare ale socurilor si vibratiilor la autovehicule se pot imparti in 3 mari categorii : 1) efecte asupra performantelor vehiculului, ca urmare a deteriorarii sau functionarii necorespunzatoare ale accesoriilor lui ale aparatelor sau ale motorului; 2) efecte asupra conducatorului si asupra pasagerilor; 3) efecte asupra marfurilor transportate. O atentie deosebita trebuie sa se acorde confortabilitatii autovehiculelor care se caracterizeaza prin capacitatea de a circula timp indelungat cu viteze de exploatare, fara ca pasagerii si conducatorul sa aiba senzatii neplacute sau sa oboseasca repede si de asemenea fara ca marfa transportata sa fie deteriorata. In cazul studierii influentei vibratiilor asupra organismului uman, trebuie sa se aiba in vedere ca in general conducatorul si pasagerii dintr-un autovehicul stau pe scaune tapisate cu suspensie si amortizare. Sistemul scaun-om se deosebeste de sistemul om" printr-o mai mare elasticitate ca urmare a prezentei scaunului si prin urmare rezonanta primului sistem se va situa sub 5 Hz, frecventa la care se considera ca organismul omenesc are impedanta maxima. Pentru studiul teoretic al vibratiilor unui autovehicul care iau nastere datorita unei excitatii externe, de obicei neregularitatile drumului, aceasta se inlocuieste printr-un sistem oscilant echivalent (fig. 20.1), [38]

z

2

Fig. 20.1. Sistem oscilant echivaFig. 20.2. Autovehicul considerat ca un sistem lent pentru studiul vibratiilor unui cu doua grade de libertate. autovehicul: 1 caroseria autovehicului; 2- scaunul pasagerului; 3 suspensia elastica amortizarea scaunului; 4 mecanismul de antrenare; 5 suspensia elastica. a mecanismului de antrenare: 6 suspensia cu amortizare a autovehiculului; 7 roata, ,frana etc.; 8 pneu.

Acest sistem care neglijeaza o serie de amanunte din constructia autovehiculului, ca de exemplu existenta mai multor pasageri, constructia puntilor etc., este totusi foarte complicat, datorita celor 11 posibilitati principalede miscare. Deducerea unor principii generale este posibila doar cu foarte mare greutate. De aceea, tinind seama de particularitatile fizice ale vibratiilor si de" scopurile practice ale cercetarilor vibratiilor autovehiculelor, s-a constatat ca pentru calculele ingineresti este posibila inlocuirea sistemului din figura 20.1, cu un sistem simplificat cu doua grade de libertate (fig, 20.2), [36].

20.2. Sursele de zgomot si vibratii la vehiculele rutiere si combaterea lor

Cele mai importante surse de zgomot si vibratii care apar in timpul deplasarii unui autovehicul sunt motorul de propulsie, organele de transmisie, rezistenta aerului la inaintarea vehiculului si rulajul acestuia. In figura 20.3 sunt reprezentate principalele surse de zgomot si vibratii la un auto-camion. Principali factori care influenteaza nivelul si spectrul zgomotului la autovehicule sunt tipul caroseriei, al motorului (motor cu aprindere sau motor Diesel), turatia si puterea motorului, ritmul supapelor, tipul racirii motorului cilindru jocurile constructive in lagare si jocul dintre piston si cilindru. Un rol foarte important in generarea zgomotului si a vibratiilor la autovehicule il are tipul imbracamintii rutiere, precum si neuniformitatile caii de rulare.

Fig. 20.3. Principalele surse de zgomot la un autocamion 1- motor de actionare; 2- redactor; 3- ax cardanic;4- toba de esapament, 5- angrenaj diferential; 6-zgomot de rulare; 7- teava de esapament; 8- cabina; 9- caroseria si peretii laterali ai cutiei,

Nivelurile de zgomot generate de diferite tipuri de autocamioane au fost studiate in lucrarea [9]. In cadrul acestei lucrari au fost supuse incercarilor acustice autocamioanele SR-113 si SR-113 N fabricate la Uzina Steagul Rosu" Brasov, comparativ cu unele modele straine ca Ford D 300y Chevrolet, Viking G.M.C. 550 si Berliet Stradair. Din datele obtinute rezulta o variatie destul de accentuata a caracteristicilor fonice ale aceluiasi autocamion in diferite conditii de masurare, Dupa nivelul zgomotului existent in cabine, se poate face urmatoarea clasi-ficare: Berliet-Stradair, S.R. 113, Ford D 300, SR. 113 N G.M.C. 5500 si Chevrolet-Viking. Autocamionul cel mai silentios este Berliet-Stradair, fiind echipat cu un motor Diesel si avand cabina semiavansata. Autocamioanele SR. 113 si SR 113 N se situeaza la un nivel mediu. Cu toate ca autocamioanele romanesti au un zgomot interior acceptabil, s-a apreciat totusi utila reducerea in continuare a nivelului de zgomot. Astfel au fost experimentate o serie de echipamente de insonorizare ale cabinei. Dupa cum rezulta din masurarile efectuate, prin amenajarile respective, s-a realizat o scadere a nivelului de zgomot interior cu 4,5 dB (A) in ambele trepte de viteze, precum si o reducere a tariei zgomotului cu 13 soni in treapta IV, respectiv 11 soni in treapta V de viteza. In lucrarea [39] sunt prezentate rezultatele masurarilor de zgomot efectuate pe 33 tipuri diferite de autovehicule produse de diferite firme vest-europene. Testarile s-au efectuat pentru fiecare tip de vehicul, in urmatoare regimuri: 1) pornirea motorului; 2) mers in gol; 3) fata motor, cu 50 km/h constant, in treapta III de viteza; 4) 50 km/h constant, in treapta II de viteza; 5) accelerare maxima in treapta II de viteza, de la 20 km/h; 6) accelerarea in treapta I pana la turatia nominala; 7) demaraj rapid de pe loc. Variatia nivelului de zgomot generat de diferite tipuri de vehicule rutiere in functie de viteza de deplasare este reprezentata in figura 20.4. Din datele prezentate in aceasta figura rezulta cel putin doua concluzii interesante: 1) bicicleta la viteza de 45 km/h produce un zgomot de 60 dB (A) 2) zgomotul generat de un autoturism la viteza de peste 110 km/h (curba 4), depaseste zgomotul unei camionete la viteza de 70 km/h (curba 3).

In literatura de specialitate s-a facut o clasificare a autovehiculelor testate din punct de vedere al nivelului de zgomot generat. Din datele prezentate rezulta care sunt sursele principale de zgomot in marile orase. In primul rand avem masinile prevazute cu motoare racite cu aer, cum sunt Citroen 2 CV 6, VW 1302 LS, Porche 911 T, VW-Porsche 914/4 si Fiat 500. In al doilea rand sunt masinile dotate cu motoare puternice ca Peugeot 504 Injection, Fiat 128 Coupe, 1300, Alfa Romeo Giulia S si Mercedes 6,3. Dupa cum se afirma in literatura de specialitate, in prezent exista posibilitatea de a face din oricare automobil o masina silentioasa. Astfel, in afara de realizarea unor atenuatoare de zgomot mai eficiente la esaparea gazelor si la care posibilitatile de dezvoltare sunt limitate, exista si alte cai de a face automobilele mai silentioase si anume: 1) utilizarea unor filtre de absorbtie imbunatatite; 2) incorporarea unor ventilatoare de racire deconectabile; 3) o izolare fonica mai buna a blocului motor si a incintei motorului; 4) introducerea schimbatoarelor de viteza automate.

Influenta deosebit de favorabila, din punct de vedere al nivelului de zgomot generat, a introducerii schimbatoarelor automate, este prezentata in figura 20.5, unde se compara varianta clasica cu schimbator de viteza automat a automobilelor Audi 100 LS, Mercedes 220, Opel Rekord 11:1900.

Fig. 20.5. Influenta utilizarii schimbatoarelor automate de viteza asupra nivelui de zgomot.

si Volvo 144, la startul de pe loc si la viteze de 50 km/h cu viteza II, respectiv III. De exemplu in cazul automobilului Opel Rekord II 1900,daca la demarajul rapid de pe loc cu schimbator manual nivelul de zgomot este de 88 dB (A), la varianta Automatica este de numai 71 dB (A). Regimul in care functioneaza automobilul are o mare influenta asupra nivelului de zgomot. Indiferent de faptul ca este vorba de cel mai silentios sau cel mai zgomotos vehicul, pentru fiecare regim de functionare exista anumite domenii de variatie a nivelului de zgomot. Aceste limite sunt prezentate in figura 20.6. Cea mai mica variatie a nivelului de zgomot se constata la rularea cu viteza de 50 km/h fara motor [64-71 dB (A)], iar cea mai mare la startul rapid de pe loc [71-97 dB (A)] In timpul deplasarii unui automobil, exista doua surse principale de zgomot: motorul impreuna cu transmisia si rulajul rotilor. Ponderea celor doua surse in nivelul zgomotului global este diferita pentru fiecare tip de autovehicul. Astfel, in figura 20.7 este reprezentat nivelul de zgomot la diferite tipuri de.vehicule care se deplaseaza cu 50 km/h fara motor si cresterea nivelului de zgomot in cazul deplasarii cu aceeasi viteza in treapta 3 de viteza. Se constata ca daca la Opel Gommodore, si la Ford Taunus S 1600 zgomotul motorului are un efect practic neglijabil la Porsche 911 T motorul ridica nivelul de zgomot de la 65 la 73 dB {A), iar la Fiat 500 de la 67 la 75 dB (A). Si conducatorul auto poate avea o contributie la cresterea nivelului de zgomot generat de autovehicul prin:. 1) trantirea portierelor masinii; 2) accelerarea inutila in timpul stationarii la stopuri; 3) luarea strinsa a curbelor si cu viteza mare, ceea ce duce la scrasnetul strident al pneurilor; 4) demararea prea brusca de pe loc, ceea ce duce la patinarea rotilor, 5) turarea inutila a motorului in diferite ocazii. Motorul de actionare reprezinta una din sursele principale de zgomot la autovehicule. In cazul zgomotului generat de motor se distinge : 1) zgomotul sistemului de admisie care apare ca rezultat al pulsatiilor aerului de admisie; 2) zgomotul cauzat de procesul de combustie care se manifesta sub forma unor impulsuri de vibratii; 3) zgomotul provocat de vibratiile peretilor si chiulasei blocului cilindrilor si a capacelor mecanismului de distributie cu supape; 4) zgomotul mecanismului de distributie cu supape care poate sa ridice nivelul de zgomot al motorului cu aproximativ 5 dB; 5) zgomotul pompei de combustibil Astfel, o pompa de combustibil pentru un motor Diesel cu 6 cilindri are un nivel de zgomot de 105 dB, in timp ce pompele de combustibil silentioase ating valori de 95 -100 dB; 6) zgomotul sistemului de ventilare pentru racirea motorului, la care componenta fundamentala are un nivel de zgomot foarte ridicat (107 dB) ; 7) zgomotul de evacuare a gazelor arse care are nivelul cel mai ridicat. Aspectul spectrului si nivelul zgomotului de esapare depind de numarul de cilindri, de numarul de timpi ai motorului, cilindree, putere, fazele de distributie a gazelor si de constructia sistemului de evacuare. Pentru atenuarea zgomotului la sistemul de esapare a gazelor, la motoarele de autovehicule, se utilizeaza atenuatoare (tuburi de esapament) active, reactive si combinate. In figura 20.8 sunt prezentate diferite variante de atenuatoare reactive, utilizate la motoarele de autobuze.[12].

S O *

Fig. 20.10. Atenuator de zgomot combinat: 1 tevi de racord; 2 corpul atenuatorului; 3 material fonoabsorbant; 4 teava perforata. Fig. 20.8. Diferite. variante de atenuatoare reactive utilizate la rnotoarele de autobuze: 1 teava de legatura; 2 rezonator.

Fig. 20.7. Cresterea nivelului de zgomot ca urmare a functionarii motorului la diferite marci de automobile/

Atermatoarele active sau prin absorbtie se bazeaza pe principiul absorbtiei energiei acustice. In figura 20.9 sunt reprezentate doua variante de asemenea atenuatoare. Ca material fonoabsorbant se foloseste fibra de sticla sau fibrele

Fig.20.9. Atenuatoare active: 1- material fonoabsorbant, 2- conducta perforata

bazaltice. La unele tipuri de motoare se pot utilize atenuatoare combinate. Un asemenea tip de attenuator este reprezentat in figura 20.10. Scopul principal urmarit la proiectarea atenuatoarelor este de a determina nivelul maxim si spectral de frecventa al zgomotului in sistemul de evacuare al motorului. Pierderile de putere ale motorului din cauza contrapresiunii in sistemul de evacuare nu trebuie sa depaseasca 23% la turatia nominala a motorului. Zgomotul generat de sistemul de admisie a aerului depinde de fazele de distributie si mareste nivelul acustic al motorului cu 810 dB. . Aceasta componenta, a zgomotului se poate reduce prin utilizarea unui atenuator la admisia aerului sau prin folosirea unui filtru de aer eficient din punct de vedere acustic. Prin montarea la un motor cu carburator a unui bun atenuator la admisia aerului, componentele spectrului zgomotului se pot reduce cu 15-17 dB. O sursa puternica de zgomot o constituie vibratiile peretilor si chiulasei blocului cilindrilor, a capacelor mecanismului de distributie a rotilor dintate de distributie. Aceste vibratii sunt generate de fortele de inertie ale maselor in miscare de rotatie sau de translatie, precum si de cuplurile acestora. PENTRU A REDUCE ZGOMOTUL GENERAT DE VIBRATIILE MOTORULUI, SE RECOMANDA: 1) sa se elimine jocurile dintre piston si cilindrii; 2) sa se asigure o cat mai mare rigiditate a peretilor carterului, ale capacelor mecanismului de distributie a carburatorului; 3) sa se asigure o echilibrare buna a diferitelor piese cu pistoane, biele, arbore cotit, volant, roti de transmisie etc. Trebuie sa se realizeze o buna suspensie a agregatului de forta (motorul si cutia de viteze). Rigiditatea suspensiei motorului are o mare influenta asupra eficientei ei. In cazul unei rigiditati marite, este posibil ca prin folosirea unor amortizoare de cauciuc sau metal sa se reduca transmisia vibratiilor de la agregatul de forta la sasiu sau la caroseria autovehiculului. Trebuie sa se aiba in vedere ca frecventa vibratiilor proprii ale agregatului de forta sa fie pe cat posibil mai mica decat frecventa vibratiilor fortate.

Fig. 20.11. Suspensie in 3 puncte ale agregatului de forta:1 suspensii elastice; 2 agregat de forta, (motorreductor).

Fig. 20.12. Suspensia in 4 puncte ale agregatului de forta: 1- suspensie elastica; 2- agregat de forta.

O frecventa relativ mica a oscilatiilor unghiulare proprii ale agregatului de forta se

poate obtine in cazul suspensiei in 3 puncte, ca in figura 20.11. Un alt avantaj al

suspensiei in 3 puncte ale agregatului de forta consta in faptul ca deformatiile sasiului autovehiculului nu provoaca tensiuni suplimentare in blocul cilindrilor motorului. Suspensia in 4 puncte ale agregatului de forta (fig. 20.12) are dezavantajul ca este mai rigida la deplasarile unghiulare ale agregatului. In ambele variante de suspensie se utilizeaza in ultima vreme cu rezultate bune suspensii in intregime metalice [41], cum este cel reprezentat in figura 20.13. O asemenea suspensie poate prelua o sarcina statica cuprinsa intre 150 si 250 daN. Alte surse de zgomot sunt vibratiile axului cardanic si ale caroseriei. Neuniformitatile cuplului de rotatie al motorului au o mare influenta asupra functionarii fine a unei transmisii cardanice. Pe de alta parte, chiar la viteza unghiulara constanta cand transmisia se face sub un anumit unghi, viteza de rotatie a axului condus variaza de doua ori pentru fiecare turatie a arborelui conducator. Ca urmare a neuniformitatilor de rotatie ale axului cardanic apar vibratii torsionale si unghiulare, precum si vibratii ale maselor inertiale amplasate la capetele sistemului de transmisie car-danica. Aceste vibratii fiind preluate de suportii transmisiei cardanice se transmit la pardoseala caroseriei sau la sasiu si mareste nivelul de zgomot in cabina sau caroseria autovehiculului.

. 20.13. Suspensie in intregime metalica utilizata la motoare:1- Legatura metalica; 2 arc; 3 placa su-perioara; 4 placa de baza..

Vibratiile care apar intr-o transmisie cardanica se manifesta mai intens in cazul arborilor lungi, a turatiilor mari si a unor unghiuri mari intre axul cardanic conducator si cel condus. Din aceasta cauza, la autovehiculele cu distanta mare intre motor si rotile motoare se introduce un ax intermediar, turatia admisibila a axului cardanic crescind in acest caz. Axele cardanice si suportii acestora se calculeaza astfel incat la viteza maxima de deplasare a autovehiculului, frecventa vibratiilor lor sa fie cel putin cu 20% mai mica decat frecventa critica. Este deosebit de important sa nu existe o coincidenta a frecventei vibratiilor proprii ale axului cardanic si frecventa fortelor perturbatoare care actioneaza asupra acestuia. Pentru a se impiedeca transmiterea vibratiilor axelor cardanice se pot utiliza mansoane elastice. De asemenea se pot realiza axe cardanice de constructie speciala care consta din doua tevi concentrice, intre care se interpun inele de cauciuc. O atentie deosebita trebuie sa se acorde echilibrarii dinamice a axelor cardanice. O echilibrare dinamica corecta atat a motorului, cat si a axului cardanic, ofera posibilitati importante de reducere a nivelului de zgomot in cabina sau caroseria autoturismelor, in special in regimurile de rezonanta. Problema zgomotului caroseriei este legata de tipul constructiv al acestuia. In general aceasta problema se poate rezolva prin utilizarea unor vopsele (chituri) antifonice la acoperirea suprafetelor din tabla si prin vibroizolarea caroseriei fata de sasiu si de motor, in unele cazuri, pentru preintampinarea patrunderii zgomotului motorului in cabina sau caroseria autovehiculului, un rol hotaritor il are sistemul de etansare al orificiilor pentru pedale, tije si pentru conductorii instalatiei electrice. In scopul reducerii nivelului de zgomot pardoseala si acoperisul caroseriei, capota motorului si capacul port-bagajului, panourile exterioare ale usilor si panourile anticondens (antistrop) se acopera cu materiale fonoizolante ca chit sau vopsea antifonica, pisla bitumizata, fibre de sticla sau poliuretan expandat. Cercetari, cu rezultate bune, s-au efectuat si in tara cu privire la imbunatatirea confortului acustic in interiorul autobuzelor reparate capital, de fabricatie romaneasca [42]. Pentru insonorizarea acestor autobuze, s-a aplicat un complex de masuri care au constat din: 1) acoperirea caroseriei cu un strat gros de 23 mm de vopsea antifonica seria 1200 (fabricat la Policolor Bucuresti) care s-a aplicat pe peretii laterali si frontali pe plafon si podea; 2) captusirea capotajului motorului cu un strat de 23 mm grosime vopsea antifonica seria 1200 si un strat de 10 mm grosime pisla din vata minerala; 3) izolarea compartimentului motorului de salonul autobuzului printr-un panou din tabla de aluminiu perforata. Pentru a se determina eficienta solutiilor adoptate, masurarile de zgomot s-au efectuat in conditii identice de sosea, viteze de deplasare (60 km/h) si numar de persoane. autobuzului si langa motor. Masurarile efectuate au aratat ca prin insonorizarea caroseriei autobuzului TV 20 se poate reduce nivelul de zgomot cu: 1) 512 dB pe componentele spectrului de frecventa langa conducatorul auto; 2) 515 dB pe componentele spectrului, in mijlocul autobuzului; 3) 518 dB langa motor. In toate cazurile, atenuarile mai mari se realizeaza in domeniul frecventelor intre 1 000 si 31500 Hz. Punctele de masurare au fost amplasate langa conducatorul auto, in mijlocul

In anumite conditii de functionare, franele pot fi surse importante de zgomot, al carui spectru este foarte bogat in frecvente inalte. Zgomotul franelor este general de vibratiile discului-suport, ale tamburului si sabotilor. S-a constatat ca in franele constituite din sisteme elastice pot apare oscilatii proprii provocate de existenta unei diferente pozitive intre forta de frecare in stare de rapaos si cea de alunecare. Aparitia vibratiilor in frane este legata in principal de constructia discului suport si calitatea materialului de frictiune, folosit la garniturile de frina. O mare influenta asupra aparitiei zgomotului franelor o are strangerea camei discului suport. Daca aceasta cama este stransa slab, apare posibilitatea aparitiei zgomotului de frana. Zgomotul de frana se poate inlatura prin montarea unei garnituri vibroamortizoare intre cama discului suport si sabot. Un efect favorabil, in sensul inlaturarii zgomotului de frana, il are marirea rigiditatii discului-suport. Anvelopele reprezinta o alta sursa de zgomot la autovehicule si se evidentiaza clar pe fondul celorlalte zgomote de obicei la viteze de deplasare peste 50 km/h. Masurarile efectuate pe bancul de proba au scos in evidenta faptul ca nivelul de zgomot al anvelopelor depinde de profilul stratului protector (crestaturile antiderapante ale anvelopei) . Nivelul coborat de zgomot au anvelopele cu strat protector absolut neted si cele cu 4 canale drepte de periferie. Un nivel ridicat al zgomotului il au anvelopele la care invelisul antiderapant este constituit dintr-o imbinare de crestaturi transversale si canale circulare, de asemenea cele de tip orice teren" cu aderare la sol nedirectionala. Diferenta dintre nivelurile de zgomot produse de diferite tipuri de anvelope poate sa atinga 18 dB. In zgomotul anvelopelor se manifesta cel mai clar componentele de frecventa de la 30 la 50 Hz. Unul din procedele de reducere a nivelului de zgomot generat de anvelope, consta in folosirea unor anvelope cu pas neuniform de amplasare a crestaturilor laterale pe stratul protector. Solutia ideala in vederea realizarii de autovehicule silentioase consta in actionarea acestora cu motoare electrice alimentate de la baterii de acumulatoare. In prezent se fac cercetari intense in vederea realizarii unor baterii de acumulatoare usoare, convenabile ca pret de cost, care sa asigure o suficient de mare autonomie de circulatie autovehiculului respectiv. Adaptarea si raspandirea unor asemenea sisteme de actionare a autovehiculelor va asigura rezolvarea atat a problemei poluarii atmosferei, cat si a poluarii sonore in mediul urban. In figura 20.14 este reprezentat un autobuz cu acumulator, motoarele electrice fiind amplasate chiar pe axele rotilor de antrenare, iar in figura 20.15 un autoturism cu acumulatoare, motorul electric antrenand rotile din spate.

Fig. 20.14. Autobuz cu acumulatoare. electrice: 1 - acumulatoare electrice; 2-motoare electrice de antrenare.

Fig. 20.15. Autoturism cu acumulatoare electrice: 1 - acumulatoare electrice; 2 - motor electric de antrenare.

21. ZGOMOTUL SI VIBRATIIIE IN TRANSPORTURILE FEROVIARE

21.1.

Generalitati

In prezent o parte insemnata a traficului de marfuri si de calatori se efectueaza pe calea ferata. Dezvoltarea intensa a tehnicii moderne si marirea traficului de marfuri, precum si a vitezei de deplasare, a dus la cresterea nivelului de zgomot in transporturile feroviare. Zgomotul generat in timpul circulatiei trenurilor actioneaza in mod nefavorabil asupra calatorilor, personalului de deservire, cat si asupra populatiei din zonele strabatute de calea ferata. In afara de aceasta, zgomotul intens face sa se distinga greu comenzile verbale si semnalele acustice si prin aceasta, inrautateste conditiile de securitate a transporturilor pe caile ferate. Echipamentul feroviar prezinta o serie de probleme specifice din punct de vedere al socurilor si vibratiilor, aceasta deoarece putine vehicule circula. pe o cale de rulare aparent atat de neteda. Intr-adevar, la o cale ferata denivelarile de 6 mm sunt considerate accidentale, iar o denivelare de 12 mm trebuie imediat reparata [34].

Fig. 12.1. Principalele surse de zgomot la un vagon automotor: 1 sisteme de rulare si suspensie; 2 motoare de antrenare; 3 reductoare ; 4 transformator; 5 esapamentul motorului; 6 compresor de aer; 7 claxon.

Socurile si vibratiile la vehiculele pe cale ferata pot aparea ca urmare a variatiei vitezei de mers, jocului la capetele de sina (joante), denivelarilor, curbelor si elasticitatii cailor, conicitatii, excentricitatii si abaterilor de la forma corespunzatoare a bandajelor, ghidarii rocii de rulare pe sina prin buza de bandaj, smuciturile in timpul manevrei la franari si desfranari [33]. Sistemul de suspensie al materialului rulant are scopul de a amortiza aceste socuri si vibratii. 21.2. Sursele de zgomot si vibratii in transporturile feroviare si combaterea lor.

Sursele de zgomote si vibratii la vehiculele feroviare pot fi exterioare sau interioare. Cele mai importante surse de zgomot si vibratii exterioare sunt rularea rotilor pe sine, sistemele de suspensie si organele de cuplare, actiunea aerului asupra peretilor exteriori, actiunea de franare a vagonului etc. Zgomotul de rulare este produs de toate elementele aflate in contact direct in momentul rularii ca sinele si rotile cu bandajele lor metalice. Daca suspensia sasiului nu este suficient de eficace, este posibil ca intreaga structura metalica a vagonului sa intre in vibratie. Datorita opririlor si schimbarilor de viteza, diferitele organe de cuplare pot deveni noi surse de zgomot si vibratii. Actiunea aerului asupra peretilor vagonului produce zgomote aerodinamice, acestea luand nastere in mod deosebit la peretii frontali si in partile proeminente ale vagonului. Surse de zgomot si vibratii interioare apar in mod deosebit la automotoare (fig.

21.1). Aceste surse sunt motoarele principale cu ardere interna, generatoarele de curent, compresorul de aer si sistemele de transmisii. Transmiterea zgomotului exterior spre interiorul vagonului se face pe trei cai:

1) prin aer, prin canale de ventilare sau alte orificii, prin neetanseitati, aceasta componenta fiind denumita zgomot aerian; 2) prin structura vagonului sub forma de vibratii, reprezentand zgomotul de struc-tura a vagonului; 3) prin actiunea undelor acustice exterioare asupra elementelor despartitoare ale vagonului. La vagoanele de cale ferata se cere ca nivelul zgomotului in compartimente sa fie cat mai mic si in acelasi timp sa nu se transmita in vecinatatea caii ferate, pentru a nu deranja locuitorii respectivi. Prima problema a putut fi rezolvata in mare parte in ultimii 15 ani, pe baza unor cercetari sistematice, de natura constructiva, la diversele parti ale vagoanelor, ca pardoseli, pereti si ferestre. Drept normativ pentru vagoanele noi, la viteze medii de 80 km/h se iau in consideratie urmatoarele niveluri de zgomot: trenuri rapide 55 dB(A), trenuri accelerate 60 dB {A), vagoane pentru distante scurte 65 dB (A) in camp liber si 75 dB (A) in tuneluri. La dublarea vitezei de circulate, nivelul zgomotului creste in interiorul vagoanelor cu circa 6 dB (A), astfel incat la vagoane de trenuri rapide care dezvolta o viteza de 200 km/h se ia in ccnsiderare un nivel de zgomot de 62 dB (A). Masurarile efectuate au aratat ca nivelul zgomotului produs de un tren in miscare depinde de viteza de deplasare, starea caii ferate, tipul locomotivei, vagoanele care intra in componenta garniturii etc. Astfel, daca trenul se deplaseaza cu viteza de 80 km/h pe o cale ferata fara joante, zgomotul masurat la o distanta de 1 m de vagoane este de 105 110 dB si se mareste cu 34 dB la fiecare marire cu 10 km/h a vitezei. Pentru a satisface exigentele aetuale de confort acustic in vagoanele de calatori , s-a studiat influenta zgomotului transmis prin aer si prin peretii acestora, asupra nivelului de zgomot din interior [7]. S-au masurat atenuarile realizate de pereti simpli de tabla, din saltele de cauciuc cu plumb, din placi de lemn, de asemenea si acelea realizate de peretii

Fig. 21.2. Valoarea atenuarii zgomotului la pereti dubli: 1 tabla de 1 mm; spatiul gol de 50 mm umplut cu material neplastifiat avand'22 kg/m2; 1,3 mm resopal avind 32,6 kg/m2; Rm = 33,5 dB ; 2 tabla de 2 mm grosime, tratata cu chit antifonic de 3,5 mm grosime, spatiul gol de 50 mm umplut cu vata minerala avind 10 kg/m2; 2 mm resopal avand 34,6 kg/m2;Rm =' 4O,5 dB ; 3 ca la 2, insa cu resopal de 2mm grosime avand 36,3 kg/m2; Rm = 44 dB. Dreptele 1, 2 si 3 conform teoriei maselor; curbele 1', 2' si 3' masurate.

Fig. 21.3. Valoarea atenuarii zgomotului la peretii sandvis in manta dubla: 1-perete sandvis cu doua mantale de tabla de 0,7 mm cu strat intermediar de material plastic de 1mm si cu vata minerala in spatial gol de 50 mm grosime; 2- perete sandvis cu doua mantale de tabla de 1,5 si cu strat intermediar din material plastic de 0,3 mm , spatial gol de 50 mm fiind umplut cu vata minerala. Dreptele 1 si 2 conform teoriei maselor ; curbele 1 si 2 masurate, iar 3 curba prescrisa de norme.

dubli din tabla de otel si placaj de lemn, spatiul dintre pereti fiind umplut cu vata minerala sau cu material spumos neplastifiat. Astfel, atenuarea realizata in functie de frecventa, de un perete dublu, spatiul gol fiind umplut cu diferite materiale este reprezentat in figura 21.2. O comportare acustica exceptionala o prezinta un perete sandvis cu manta dubla, de constructie simetrica, cu masa de 33 kg/m2. Valoarea medie a atenuarii zgomotului Rm este de 52,5 dB intre 100 si 3 150 Hz si de 58 dB intre 250 si 2 000 Hz (fig. 21.3). Din cercetarile efectuate rezulta ca prin masurile propuse si cu o cheltuiala justificata din punct de vedere economic, se pot obtine in interiorul vagoanelor de calatori niveluri ale zgomotului de ordinul a 54 dB (A) la 80 km/h. La viteze mai mari de deplasare, pana la 200 km/h, nivelul zgomotului in interiorul acestor vagoane va trebui limitat la 6070 dB (A). In cazul locomotivelor Diesel, principalele surse de zgomot interioare sunt motorul, transmisia si conducta de esapament (fig. 21.4). Sursele de zgomot exterior sunt evacuarea gazelor, aspiratia aerului la motor si compresor sistemul de rulare ca urmare a interactiunii cu calea ferata , claxonul etc. In timpul mersului locomotivei, zgomotul exterior creste mult si de aceea se irautateste perceperea de catre mecanic a comenzilor prin difuzoare si prin radio. Se considera, ca pentru a se asigura o inteligibilitate acceptabila a vorbirii in asigura o inteligibilitate acceptable a vorbirii in cabina mecanicului de locomotiva este necesar ca. zgomotul exterior la distanta de 1 m de cabina sa nu depaseasca 9095dB ; 1 m de cabina sa nu depaseasca 9095dB ; cu cat componentele inalte ale spectrului de zgomot vor avea un nivel mai scazut, cu atat se asigura o mai buna inteligibilitate a vorbirii si a semnalelor.

Fig. 21 A. Principalele surse de zgomot la o locomotiva Diesel: 1 motor; 2 transmisie; 3 conducta, de esapament.

Principala sursa de zgomot la locomotivele Diesel, Diesel-electrice (LDE) si Diesel-hidraulice (LDH) este motorul. In timpul functionarii motorului, sursele de zgomot sunt socurile care apar in mecanismele motorului,. procesele de ardere a gazelor in cilindru, sistemul de admisie a aerului si de evacuare a gazelor, aparatura de injectie a combustibilului, vibratia elementelor constructive ale locomotivei etc. Pentru a evalua nivelul de zgomot si vibratii, in ultimii ani in tara s-au efectuat o serie de masurari pe tipurile de locomotive aflate in exploatare in cadrul C.F.R., sau pe liniile uzinale [36 si 37]. Astfel, pe locomotivele Diesel hidraulice (L.D.H.) de 450 CP, de ecartament ingust (760 mm), s-au efectuat o serie de masurari de zgomot in vederea verificarii calitatilor fonoabsorbante ale peretilor cabinei. Masurarile de zgomot s-au efectuat in timpul mersului si in stationare, in diverse regimuri de functionare. Spectrele zgomotelor masurate in exterior s-au comparat cu curba limita Cz 85, iar cele masurate in cabina cu curba Cz 75. Pentru a se mari capacitatea de izolare fonica, peretii cabinei au fost tratati cu chit antifonic seria 8 300, produs de Intreprinderea Policolor" Bucuresti. In timpul stationarii masurarile de zgomot s-au efectuat in cabina la mers incet si la 500 rot/min. In timpul mersului, masurarile in cabina s-au efectuat la vitezele de 25 si 50 km/h pe ruta Agnita-Sibiu, cu o sarcina de aproximativ 100 tf. Din analiza masurarilor efectuate rezulta: 1) In afara de motor, o sursa foarte importanta de zgomot este compresorul de aer. Spectrul zgomotului masurat cu usa de vizitare deschisa, depaseste curba Cz 85 cu valoarea maxima de 32 dB la frecventa de 1 000 Hz. 2) Nivelul de zgomot existent in cabina creste o data cu cresterea turatiei si a vitezei de deplasare. 3) In timpul stationarii nivelul de zgomot din cabina este situat sub curba Cz 75, iar la mers in sarcina, nivelul de zgomot depaseste aceasta curba in domeniul 63-2 000 Hz, cu valoarea maxima de 11 dB. O alta serie de masurari de zgomot s-au efectuat pe locomotivele Diesel electrice cu o putere de 3 100 CP, cu o viteza maxima de 160 km/h. Aceste locomotive au doua posturi de comanda (I si II), despartite intre ele de sala masinilor, prin pereti tratati fonic. Postul I de comanda fiind situat mai aproape de motorul Diesel, majoritatea masurarilor s-au efectuat in acest loc. Masurarile de zgomot s-au efectuat in timpul mersului la diferite viteze (140, 120, 110 si 75 km/h) si in timpul stationarii in exteriorul locomotivei la turatiile de 550 si 1100 rot/min.

Din analiza masurarilor efectuate rezulta: 1) In regimul de viteza de 75 km/h (regim de marfa), spectrul zgomotului in cabina mecanicului este situat sub curba limita Cz 75. 2) La viteza de 120 km/h masurarile s-au efectuat la mers in panta si la mers orizontal. In cazul mersului in plan orizontal nu s-au inregistrat depasiri ale curbei Cz 75, iar in cazul mersului in panta nivelul de zgomot pe componentele spectrului este mai ridicat cu 210 dB. 3) La viteza de 140 km/h, nivelul presiunii acustice nu depaseste curba Cz 75 decat in banda de frecvente centrata pe valoarea de 63 Hz cu 23 dB. 4) La stationare, in regim de 550 rot/min, nivelul presiunii acustice nu depaseste curba Cz 85, in limp ce in regim de 1100 rot\min apar depasiri de 26 dB pe banda de frecvente cuprinsa intre 250 si 4 000 Hz. 5) Deoarece componentele de inalta frecventa ale spectrului, au valori coborile in cabina mecanicului, se asigura o buna inteligibilitate a vorbirii si a semnalelor radio. In cazul locomotivelor electrice, principalele surse de zgomot sunt motoarele electrice, compresorul de aer cand acesta functioneaza si ventilatoarele motoarelor de tractiune si ale rezistentelor de franare.

O serie de masurari de zgomot s-au efectuat la locomotivele electrice cu o putere de 5 100 kW, avand o viteza maxima de 120 km/h, aflate in exploatare pe unele linii electrificate ale C.F.R. O asemenea locomotiva are doua posturi de comanda (I si II) despartite intre ele de sala masinilor prin pereti tratati fonic. Masurarile de zgomot s-au efectuat in totalitate in cabina postului II de comanda, aceasta fiind amplasata mai aproape de compresorul de aer. Masurarile s-au efectuat la sarcini de 1 043, 1 545 si 3 022 tf, cu diferite viteze variind intre 50 si 70 km/h, iar graduatorul a variat intre 6 si 40. Din masurarile efectuate rezulta urmatoarele: 1) Nivelul de zgomot din cabina postului de comanda este proportional cu graduatorul, adica cu marimea vitezei si a sarcinii. 2) In regimul de franare si graduator mic nu se constata o deosebire cantitativa si calitativa intre nivelul zgomotului existent in locul mecanicului principal si cel al mecanicului ajutor. In regimul de tractiune si graduator ridicat G = 40), apare o diferenta de 9 dB la componenta de 125 Hz, intre nivelul presiunii acustice in locul mecanicului ajutor si cel al mecanicului principal. 3) In regim de franare, nivelul zgomotului este mai ridicat decat in regim de tractiune. 4) In cabinet postului de comanda se constata depasiri ale curbei Cz 75 numai la graduatorul 40 si anume de 10 dB la componenta de 125 Hz. Datorita faptului ca componentele de inalta frecventa ale spectrului zgomotului din cabina de comanda au valori foarte coborate se asigura o buna inteligibilitate a vorbirii si a semnalelor radio. Cercetarile efectuate pentru combaterea zgomotului la sursa la locomotivele Diesel si electrice sunt deosebit de complicate. Pana in prezent nu au fost gasite cai eficiente pentru reducerea acestor zgomote. La noile tipuri de locomotive Diesel se efectueaza lucrari pentru izolare acustica si la vibratii, de asemenea se utilizeaza atenuatoare la sistemele de evacuare si de admisie. Zgomotul in sistemul de evacuare apare in principal datorita evacuarii gazelor din cilindri in momentul deschiderii supapelor de evacuare. Pentru reducerea zgomotului de evacuare a gazelor se utilizeaza diferite tipuri de atenuatoare. Un asemenea atenuator este reprezentat in figura 21.5, utilizat la locomotivele Diesel 12 KVD 21 A [5], O buna atenuare a nivelului de zgomot se realizeaza si cu sistemul reprezentat in figura 21.6, aplicat la locomotivele Diesel V 200.

Fig. 21Fig. 21.5

Atenuator de zgomot montat pe conducta de esapare a locomotivei Diesel 12 KVD 21A : 1 legatura cu motorul; 2- atenuator de zgomot; 3- evacuarea gazelor, 4- material fonoabsorbant, 5- legatura elastica.

Fig. 21.6. Sistem de atenuare a zgomotului de esapare la locomotivele Diesel V 200: 1-conducta de esapare a motorului; 2 canal cotit; 3 ventilator; 4-canal de absorbtie; 5 camera de rezonanta; 6 evacuarea gazelor; 7 material fonoasborbant; 8 motor Diesel.

US (A)

Fig. 21.7. Nivelul de zgomot in diferite puncte ale atenuatorului de zgomot al locomotivei Diesel V 200: l intrarea gazelor de motor; 2 evacuarea gazelor; a, b, c i puncte de masurare a nivelului de zgomot.

Nivelul de zgomot in diferite puncte ale atenuatorului este reprezentat in figura 21.7, iar atenuarea realizata in figura 21.8. Pentru a reduce transmiterea zgomotului la cabina mecanicului, este necesara o buna izolare la vibratii a motorului si a tuturor mecanismelor auxiliare. In prezent insa nu se poate obtine deocamdata o izolare la vibratii completa a tuturor mecanismelor si, de aceea este necesara o buna izolare fonica si contra vibratiilor cabinei, fata de sala masinilor si fata de sasiu. Acest lucru se realizeaza prin construirea unor cabine flotante. In figura 21.9 este reprezentat modul de amplasare a cabinelor fonoizolante ale mecanicului la locomotiva Diesel V 200, iar in figura 21.10 la automotorul cu motor Diesel SVT 18.16 [4]. Modul de executare a pardoselii unei cabine flotante este reprezentata in figura 21.11.

3

2

/

2

3

Fig. 21.9. Amplasarea cabinelor fonoizolante ale conducatonilui la locomotiva Diesel V 200: 1 camera masinilor; 2 coridoare; 3 pereti fonoizolanti; 4 cabinele conducatonilui.

Fig. 21.10. Amplasarea cabinei conducatonilui la automotorul Diesel tip SVT 18.16: 1 camera masinilor; 2 coridor; 3 perete fonoizolant; 4 cabina

conducatonilui.

Fig. 21.11. Modul de executare a pardoselii cabinei la locomotivele Diesel V 180: l strat de cauciuc; 2 corniere; 35 garnituri de cauciuc; 4 vata minerala;

Pentru reducerea transmiterii vibratiilor de la boghiuri se utilizeaza diferite tipuri de suspensii si amortizoare. O asemenea suspensie utilizata la locomotiva Diesel V 180 este reprezentata in figura 21.12. Problema suspensiilor si amortizoarelor la vehiculele pe cale ferata este tratata pe larg in lucrarea [33].

Datorita conditiilor de gabarit impuse, motoarele moderne ale locomotivelor Diesel nu pot fi complet inchise in carcase fonoizolante si fonoabsorbante. Este insa posibila izolarea acustica partiala a suprafetelor superioare si laterale ale motorului cu ajutorul unor ecrane care se fixeaza pe ambele parti ale motorului. Asemenea ecrane pot da o atenuare a nivelului de zgomot in sala masinilor de 89 dB.

Fig. 21.12. Suspensia locomotivei Diesel V 180: 1 arc cu foi; 2 amortizoare de cauciuc; 3 tije de legatura; 4 tija centrala; 5 bolt.

ZGOMOTUL SI VIBRATIILE IN TRANSPORTURILE NAVALE 22.1. Generalitati Instalatiile de forta ale motonavelor moderne sunt prevazute in prezent pe o scara tot mai larga cu motoare cu turatie ridicata, cu admisia fortata a aerului pentru combustie si care constituie surse intense de zgomot. Ca urmare a acestui fapt, in ultimul timp nivelurile de intensitate a zgomotului a crescut astfel incat in compartimentul masinilor se ridica pana la 110120 dB. Nivelurile de intensitate ale zgomotelor in cabinele echipajului, amplasate in apropierea compartimentului de masini la motonavele la care nu sunt prevazute masuri speciale de insonorizare, se ridica la 8095 dB, depasindu-se mult limitele admise de norme pentru incaperi de locuit. Printre alti factori, intensitatea zgomotului in cabinele de locuit depinde in ultima analiza si de tonajul navei si anume cu cat dimensiunile navei sunt mai mici, cu atat sunt amplasate mai aproape cabinele echipajului de sursele de zgomot. Caracterul neplacut al zgomotului nu se caracterizeaza numai prin intensitatea acustica, ci si prin frecventa acestuia. Astfel, motoarele cu turatie ridicata creaza in compartimentele de masini si in cabinele de locuit zgomote de frecventa mai inalta care sunt mai greu de suportat. De nivelul intensitatii si de spectrul de frecventa al zgomotului depinde audibilitatea, claritatea vorbirii si a semnalelor acustice. Conform Registrului Maritim, pe nave trebuie sa fie asigurata in toate cazurile o audibilitate perfecta, in orice loc al compartimentului de masini, a semnalelor acustice, transmise de la postul de comanda. 22.2. Sursele de zgomot si vibratiile navelor Problema zgomotului la nave trebuie sa fie examinata din doua puncte de vedere. In primul rand din punct de vedere al

crearii conditiilor corespunzatoare de munca ale membrilor echipajului navei, ceea ce este foarte important din punct de vedere al actiunii fiziologice asupra personalului de deservire, precum si din punct de vedere tehnic. Un nivel ridicat al zgomotelor nu are numai o actiune daunatoare asupra organismului uman, ci poate constitui, din cauza neauzirii semnalelor si comenzilor, o cauza indirecta de avarie a diferitelor mecanisme sau a navei in ansamblu. In al doilea rind, aceasta problema trebuie sa fie examinata din punct de vedere al crearii conditiilor favorabile pentru odihna echipajului in afara de serviciu. In mod practic, la nave pot fi surse de zgomot toate mecanismele si masinile avand piese mobile, care genereaza vibratii sau perturbari aerodinamice.

Fig. 22.1. Schema de propagare a zgomotului la o molonava: zgomot aerian - zgomot structural.

Transmiterea zgomotului de la sursa de producere a acestuia se poate desfasura prin aer si prin corpul navei sub forma de vibratii. In primul caz acesta se numeste zgomot aerian, iar in al doilea zgomot structural (fig. 22.1). Zgomotul generat de o sursa amplasata pe o nava se poate propaga pe mai multe cai (fig. 22.2). Zgomotul aerian se propaga in special in incaperile unde sunt concentrate sursele de zgomot. In compartimentele vecine, zgomotul aerian poate patrunde prin diferite canale, orificii, prin luminatoarele deschise, si prin peretii despartitori. Zgomotul structural se produce din cauza transmiterii vibratiilor de la sursa, prin osatura la intreaga nava, ajungand la diferitele compartimente invecinate. Vibratiile peretilor despartitori, ale puntilor si ale altor suprafete, provoaca oscilatii elastice ale aerului, care sunt percepute de om sub forma de zgomot.

Sursele de zgomot si vibratii la o nava pot fi impartite in mai multe grupe si anume: 1) Instalatia de forta, care cuprinde motoarele principale si auxiliare, generatoarele si motoarele electrice de actionare a elicei (la motonavele cu propulsie electrica si motor Diesel). 2) Elicele de propulsie impreuna cu arborii respectivi. 3) Instalatiile auxiliare cum sunt pompele de racire, de ulei, de combustibil, turbosuflantele, convertizoarele de curent, ventilatoarele etc. 4) Loviturile valurilor care produc vibratii fortate in coca navei. Motoarele principale si auxiliare sunt principalele surse de zgomot care in mod efectiv determina nivelul general de zgomot la motonave. Zgomotul motoarelor cu aprindere prin compresie poate fj de provenienta gazodinamica si de provenienta mecanica. Zgomotele de natura gazodinamica se produc ca urmare a turbioanelor create la aspiratia aerului, la evacuarea gazelor arse, precum si in timpul arderii combustibilului in cilindri. Zgomotele de provenienta mecanica apar ca urmare a socurilor mecanice in piesele mobile ale motorului sau din cauza vibratiei insasi a motorului ca urmare a actiunii fortelor si momentelor neechilibrate. In mod efectiv, zgomotul produs de motoare nu se creaza de o singura sursa, ci concomitent de cateva surse acestea pot fi: 1) instalatiile de admisie a aerului si pompele de injectie a combustibilului; 2) procesul de ardere; 3) mecanistnul biela-manivela; 4) mecanismul de distribute cu supape. Elicele navelor constituie, de regula, surse mai mici de zgomot decat motoarele. Sfera lor de influenta se limiteaza in general la pupa. Problema zgomotului si vibratiilor create de elice a devenit in ultimul timp importanta ca urmare a cresterii puterii transmise pe o singura elice, precum si ca urmare a cresterii dimensiunilor navelor cu o singura elice. Zgomotul si vibratiile produse de elice se explica prin: 1) fenomene cu caracter hidrodinamic care apar ca urmare a interactiunii dintre curentul de atac si palele elicei, precum si prin loviturile jetului de apa aruncat de elice in momentul in care palele acesteia depasesc planul etamboului; 2) echilibrarea insuficienta a elicei si executarea sa imprecisa (diferente la pasul diferitelor pale); 3) vibratiile palelor, care provoaca asa numitul vuiet al elicei. In primele doua cazuri se creaza conditii pentru formarea zgomotului de joasa frecventa si a vibratiilor corpului pana la limita de 1 000 Hz; in ultimul caz, frecventa sunetului, cu un caracter tonal bine conturat, se gaseste intre 400 si 1 000 Hz. Foarte neplacut din punct de vedere al zgomotului este si vuietul" elicelor care apare de cele mai multe ori la palele greu solicitate din cauza vibratiilor acestora. Frecventa si intensitatea vibratiilor depind de constructia elicei (de grosimea si de materialul paielor). Vibratiile palelor pot fi torsionale (in raport cu axa longitudinala a palei), de incovoiere (in planul perpendicular pe axa longitudinala), de diafragma (atunci cand vibreaza o oarecare suprafata inchisa de pe pala), precum si mixte. Corpul navei are o serie de vibratii proprii, a caror frecventa depinde de dimensiunile navei, de gradul de incarcare a acesteia si de constructia osaturii. Vibratiile corpului navei, in functie de directia in care actioneaza fortele perturbatoare, se pot produce in planuri verticale si orizontale, precum si in jurul axei longitudinale a navei (vibratii torsionale). Pentru fiecare din aceste tipuri de vibratii, in

figura 22.3 este reprezentata configuratia modului fundamental si a modurilor superioare de vibratii, presupunand ca corpul vasului aproximeaza o bara de sectiune constanta libera la ambele capete [26]. Calculul precis al frecventelor si formelor vibratiilor este foarte complicat si greoi. Cu toate acestea, calculele intocmite inainte de construirea navei sunt recomandate, deoarece este mult mai usor sa se prevada masuri pentru inlaturarea vibratiilor, chiar in timpul constructiei navei, decat sa se inlature aceste vibratii la o nava gata construita. O apreciere a frecventei vibratiilor proprii ale corpului navei se poate face cu formula (22.1) care da rezultate bune pentru calculul frecventei vibratiilor verticale avand forma cu doua noduri [29]:

fv =

c 60 Ln

HT [Hz] (22.1) ( B + 3,6Tx )

in care: L este lungimea navei in mm; H- inaltiea efectiva a bordului , in mm; T- pescajul constructiv , in m; Tx pescajul pentru cazul examinat; B- latimea navei, in m; V -coeficientul de zvelteta a navei; LBT

=

V- deplasamentul, in m3; n=1,23 pentru tancuri, n=1,165 pentru cargouri, c= 20500 pentru targouri cu sistemul longitudinal si mixt al osaturii; c = 15 400 pentru cargouri cu sistemul transversal al osaturii; c =17 400 pentru cargouri cu intarituri longitudinale pe puntea pricipala si pe fund. Frecventa alter forme de vibratii ale navei se stabileste cu relatia: f1 = kf [Hz] (22.2)

Valoarea coeficienUilui k pentru diferitele tipuri de nave si pentru diverse moduri de vibratii e/iste prezentata in tabelul 22.1. Masurarea zgomotului si a vibratiilor in compartimentele cle masim ale motonavelor prezinta o serie de particularitati specifice acestor mijloace de-transport [3]. Abordarea acestei probleme a necesitat examinarea din punct de vedere vibroacustic a mai multor nave prototip construite in tara, precum si a unor nave mai vechi aflate in exploatare.

Tabelul 22.1 Valorile coeficientului k pentru diferite naveTipul vibratiilor C u C u C u C u un singur nod doua noduri Ire I noduri pa tru noduri 1,00 1,80 2,60 Vibratii verticale Cargouri Tancuri Vibratii orizontale Cargouri Tancuri Vibratii derasucire Cargouri Tancuri 0,66 1,60 2,10

_1,00 2,10 3,20 1,44 2,60 3,40

_1,54 3,10 4,30

Astfel, au fost examinate cargouri de tip a, avand motoare de tip Sulzer, 5 TAD de 1 840 kW la 155 rot/min;cargouri de tip b pentru transportat cherestea cu un motor Fiat de 2 150 kW la 155 rot/min. Din grupa navelor maritime a fost examinata nava mineralier de 10 500/ 112 500 tdw, pe care s-a instalat un motor tip Cegielski-Sulzer de 5 280 kW la 135 rot/min, in 6 cilindri. Masurarile acustice efectuate la cargourile de tip a de 3 100/4 500 tdw, au scos in evidenta ca in compartimentul masinilor nivelul zgomotului variaza intre 82102 dB (A), in functie de pozitia punctelor de masurare, existand depasiri fata de nivelul admisibil de 8 dB (A). In cabine, nivelul zgomotului variaza intre limitele 5672 dB (A) fata de 50 dB (A), cat este nivelul maxim admisibil. La cargourile de tip b, de 3 500 tdw, se constata conform figurilor 22.4 si 22.5, ca nivelul de zgomot admisibil este depasat atat in compartimentul masinii, cat si in cabine.

LdB

62

250 1000 WOO f Hz La nava mineralier, nivelul zgomotului este sensibil mai scazut (fig. 22.6 si 22.7), in comparatie cu cargourile de tip a si b.

Fig. 22.5. Valorile nivelurilor presiunii acustice in cabinele navelor de tip b.

62 250 WOOf Hz Fig. f

1000

Fig.22.6. Valorile nivelului presiunii acustice in compartimentul masinilor 1 si in postul de comanda al mineralierului 2.

Aceasta imbunatatire a nivelului acustic se datoreste mai multor factori cum sunt dimensiunile navei, caracteristicile principalelor surse de zgomot si vibratii, solutiile constructive privinid izolatia fonica etc. Intrucat principalele surse de zgomot si vibratii sunt motoarele, trebuie acordata o atentie deosebita masurarii acestor surse. Zgomotele motoarelor de propulsie pot fi: 1) zgomote provocate de vibratiile batiului motorului; 2) datorita fortelor excitatoare interioare (zgomote mecanice); 3) zgomotele conductelor de aspiratie a aerului si de evacuare a gazelor arse (zgomot aerodinamic) ; 4) zgomote provocate de vibratia pardoselei sau a altor elemente din vecindiatea motoarelor, datorita fortelor de inertie ale unor piese insuficient echilibrate.\UB

In figura 22.8 este prezentat spectral zgomotului produs de un motor tip 7 DKRN 74/160, de 8 750 CP, la 115 rot/min,

Fig. 22.8. Spectrele zgomotelor produse de motorul 7 DKRN 7-1/160.

ridicat pe un stand de incercari. Punctele de masurare sunt reprezentate pe figura si sunt situate la o distanta de 0,50 m de batiul motorului. Componentele de 2 500 si 5 000 Hz sunt provocate de vibratiile conductelor de aspiratie si refulare, iar cele de 31,5, 80 si 640 Hz de vibratiile corpului motorului. 22.3. Metode de combatere a zgomotului si vibratiilor pe nave Lupta impotriva zgomotului pe nave se poate duce pe doua cai principale:

1) Prima consta in combaterea zgomotelor direct la sursa, prin aplicarea unui complex de masuri constructive, tehnologice si de exploatare, ca de exemplu micsorarea fortelor de inertie datorita neechilibrarii pieselor in miscare de rotatie, preintampinarea aparitiei rezonantei, atenuarea energiei vibratiilor, imbunatatirea tehnologiei de executie si montaj etc. 2) A dona cale de combatere a zgomotului consta in micsorarea energiei acustice care se propaga de la sursa la observalor (prin aer sau prin corpul navei) prin utilizarea unor mijloace de fono si vibroizolatie. Aceste masuri se pot imparti in doua grupe: 1) masuri care se aplica in sectia masini. Acestea an scopul de a micsora zgomotul aerian si structural dezvoltat de instalatiile de forta principale si auxiliare; 2) masuri care se iau in cabinele pasagerilor, al echipajului, pe coridoare, cabine de comanda in scopul de a micsora nivelul zgomotului aerian si structural din aceste incaperi. In figura 22.9 este prezentat complexul de masuri care se poate lua pentru combaterea zgomotului pe nave. Cercetarile referitoare la izolatia antivibratila a navelor civile sunt de data relativ recenta si au presupus rezolvarea unor probleme specifice. Obiectivele majore care se urmaresc in studiul antivibratil si antifonic al navelor sunt : 1) micsorarea pe cat posibil a transmiterii vibratiilor de la masini la structura navei; 2) atenuari acustice maxime, mai ales in zonele din vecinatatea motoarelor si a coloanelor de esapament a gazelor; 3) protejarea echipamentului de radionavigatie, control etc. Aceste obiective pot fi atinse prin: 1) vibroizolarea activa a motoarelor, grupurilor electrogene, turbocompresoarelor si in general a tuturor masinilor generatoare de vibratii, eliminind intr-o masura mare transmiterea vibratiilor la coca navei; 2) vibroizolarea activa a diverselor conducte de esapare, eliminand transmiterea zgomotelor zonelor invecinate; 3) vibroizolarea pasiva a echipamentelor electronice (de navigatie, giroscoape, radar etc.), in vederea impiedecarii transmiterii vibratiilor de la structurile navei. Fiecare din cele trei probleme majore presupun efectuarea unui studiu specific ale carei date generale sunt : 1) tipul de vibroizolatie (activa sau pasiva); 2) definirea surselor de vibratii sau a vibratiilor perturbatoare in frecventa si in amplitudine (deplasare, viteza sau acceleratie); 3) factorii de incarcare maxima datorita efectelor ruliului, tangajului etc.; 4) conditiile de mediu ca temperatura, coroziunea, ungerea etc.; 5) conditiile de spatiu existent si montare, 6) caracteristici particulare care se refera in cazul conductelor de esapare, la dilatari datorita variatiilor de temperatura; 7) caracteristici particulare care se refera la echipamentul electronic de bord in sensul valorilor limita ale acceleratiilor. Dispozitivele antivibratiile utilizate pe nave trebuie sa indeplineasca o serie de conditii ca: 1) o amortizare ridicata in gama de frecvente caracteristice vibratiilor pe nave; 2) posibilitati de adaptare ale frecventelor de rezonanta in functie de amortizarea dorita (de la citiva Hz la 2030 Hz); 3) capacitate de supraincarcare ridicata la cursa mica, printr-o caracteristica efort-deformatie neliniara si o capacitate de incadrare foarte mare (pana la 500 kg / cm2) ; 4) functionare sigura in conditii de temperatura ridicata, in prezenta gazelor, uleiului si a mediului salin. Ansamblul acestor cerinte de natura dinamica (frecventa si rezonanta, amortizare etc.), cat si cele de natura fizico-chimica (insensibilitate la temperaturi ridicate, la diferiti agenti corosivi etc.), asigura dispozitivelor vibroizolante de constructie metalica o pozitie privilegiata. In figurile 22.10 si 22.1 sunt prezentate modurile de carcasare a unor motoare Diesel. La motoarele Diesel moderne, alimentarea cu aer se face cu ajutorul turbosuflantelor. Nivelul zgomotului de inalta frecventa la orificiul de aspiratie al acestora se micsoreaza prin utilizarea atenuatoarelor de tip activ. In figura 22.12 este reprezentat campul acustic al unei turbosuflante, avand turatia de 16 000 rot/min. reprezentata o sectiune printr-o turbosuflanta prevazuta cu atenuator de zgomot. Utilizarea atenuatorului permite sa se micsoreze nivelul de zgomot cu 10-20 dB, la o scadere a randamentului turbosuflantei cu 23%. In figura 22.13 este

3*

Fig. 22.10. Carcasarea fonoizolanta a unui motor Diesel: 1 garnitura elastica; 2 conducta izolata fonic pentru evacuarea aerului de racire; 3, 4 atenuatoare de zgomot la aspiratie si refulare; 5 perete fonoabsorbant; 6 usa de acces fonoizolanta; 7perete fonoizolant; 8 gar-nitura de etansare a arborelui; 9 fixare elastica.

22.11. Carcasarea fonoizolanta a unui motor Diesel: l motor principal; 2 canal de ventilatie: 3 amortizoare de vibratii; 4 legatura elastica; 5 atenuator la evacuarea gazelor; 6 cuplaj elastic.

Fig. 22.12. Campul acustic al turbocompresorului TK-34: 1 nivelul zgomotului fara atenuator, insa difuzor cu aripioare; 2 fara atenuator de zgomot, cu difuzor fara aripioare; 3 cu atenuator si cu difuzor cu aripioare.

Fig. 22.13. Turbocompresor prevaznt cu atenuator de zgomot.

In cazul navelor actionate cu turbine cu gaze, in vederea micsorarii nivelului de zgomot se pot lua urmatoarele masuri: 1) micsorarca nivelului de zgomot la sursa; 2) instalarea atenuatoarelor de zgomot la aspiratie si in special la conducta de refulare; 3)-vibroizolarea suprafetelor despartitoare, in special a conductelor de aer comprimat si a corpului compresoarelor; 4) izolarea fonica a suprafetei agregatelor si conductelor; 5) instalarea agregatelor pe amortizoare vibroizolante pentru micsorarea zgomotului structural. In figura 22.14 sunt reprezentate schematic masurile pentru micsorarea nivelului de zgomot si vibratii la un dragor. O parte din masinile de lucru montate pe nave litereaza la turatii joase sau medii (1 000 la 3 000 rot/min), sursele generatoare de vibratii sunt deci de joasa frecventa (15 50 Hz si armonicele superioare). Frecventele de rezonanta ale elementelor vibroizolante trebuie sa fie deci de maximum 12 Hz. Montarea masinilor pe sasiuri rigide si vibroizolarea acestora asigura conditii bune de functionare si o buna stabilitate a ansamblului. Legatura rigida a conductelor de structura navei este o solutie perimata. Legatura elastica a acestor elemente asigura o atenuare considerabila a nivelului de zgomot si vibratii. Pentru vibroizolarea conductelor se pot utiliza: 1) amortizoare portante cu sarcina admisibila pand la 7 000 daN si frecventa de rezonanta situata inte 15 si 20 Hz; 2) amortizoare stabilizatoare cu sarcina admisibila situata intre 120 si 1 200 daN si frecventa de rezonanta intre 3 si 5 Hz; 3) amortizoare tridirectionale cu sarcina statica situata intre 900 si 35 000 daN. O problema deosebit de importanta care se pune la navele moderne este aceea a protectiei contra vibratiilor a echipamentului electronic de navigatie, control si radio de pe acestea. Vibratiile la care este supusa aceasta aparatura poate fi de un nivel scazut, de cativa microni intr-o banda de joasa frecventa situata intre 050 Hz, dar caracterul continuu al actiunii acestora poate fi cauza unor defectiuni si afectand fiabilitatea echipamentelor. Avand in vedere aceste caracteristici, elementele vibroizolante trebuie sa aiba o frecventa de rezonanta sub 5 Hz. Multe echipamente electronice se prezinta sub forma de rackuri avand o inaltime mare in raport cu baza si la care este necesar sa se asigure stabilitatea prin plasarea unor elemente stabilizatoare in spate sau lateral. Aceste elemente asigura o limitare a cursei, impiedica cand deplasarea echipamentului electronic peste anumite valori in cazul eforturilor dinamice determinate de ruliu sau tangaj puternic. Elementele vibroizolatoare portante utilizate in asemenea situatii au frecventa de rezonanta de 35 Hz, iar sarcina admisibila situata intre 2-600 daN. Stabilizatoarele au frecventa de rezonanta de 35 Hz, iar sarcina admisibila variaza intre 20 si 1 000 daN.

Fig. 22.14. Masurile de combatere a zgomotului la un dragor : l atenuator la aspiratie in compresor; 2 atenuator la refulare; 3 captuseala de vata minerala. carcasa turbine!;

amortizoare de vibratii. zgomotului la un dragor:

In continuare vom da cateva exemple de elemente vibroizolatoare utilizate pe nave, produse de firma Vibrachoc [31]. In figura 22.15 este reprezentata o sectiune printr-o nava, indicandu-se locul de amplasare a diferitelor tipurii de amortizoare si stabilizatoare. Pentru vibroizolarea masinilor de lucru ( fig. 22.15) se pot utiliza urmatoarele tipuri de amortizoare: Seria HV 78 in intregime metalice (fig. 22.16) avand frecventa de rezonanta 915 Hz, amplitudinea maxima 1,5mm si o incarcare de maximum 600 daN; Seria V 318 de asemenea in intregime metalice (fig. 22.17), avand frecventa de rezonanta 18-25 Hz pentru o amplitudine de 0,3 mm si la un efort de compresiune maxim de 22 500 daN; Sena E 1 N 718 G (fig. 22.18) cu elementul elastic din policloropren, are frecventa de rezonanta la vibratii verticale intre 10 15 Hz, iar la vibratii orizontale intre 6-12 Hz. Amplitudinea maxima a deplasarii este 0,5 mm, iar sarcina maxima 300 daN. Se utilizeaza pentru motoare marine de 120400 kg, grupuri electrogene, ventilatoare cu turatia mai mare de 1 200 rot/min. Pentru vibroizolarea conductelor (fig. 22.15) se utilizeaza diferite tipuri de amortizoare, cu multiple variante de montaj. Astfel avem vibroizolatoare telescopice in intregime metalice seria V 107, V 207 si V 307 avand frecventa de rezonanta de 2-5 Hz, iar sarcina variind intre 20 si 1 200 daN (fig. 22.19).

22.15. Zonele de amplasare ale amortizoarelor de vibratii si a stabilizatoarelor la o nava: I- masini de lucru; II- conducte de esapare a gazelor, III- aparatura electronica.

Fig. 22.17 Amortizor seria V 318

Fig. 22.18. Amortizor seria E1 N 718 C

Fig. 22.21. Amortizor de tip V IN 5028: 1 aripioara sudata de peretele conductei; 2 element vibroizolant. Fig. 22.19. Vibroizolator telescopic V 107 (Vibrachoc): a sectiune; b vibroizolarea conductei cu ajutorul a trei elemente; l pozitia la rece: 2 pozitia la cald.

In figurile 22.20, a, b sunt reprezentate alte posibilitati de vibroizolare a conductelor. Pentru suspendarea elastica a conductelor se pot utiliza amortizoarele de tip VIN 5028 reprezentat in figura 22.21. In zona coturilor la conducte se poate aplica una din cele patru variante de amplasare a amortizoarelor, reprezentate in figura 22.22, a, b, c, d. Pentru suspendarea elastica a conductelor se pot utiliza cuzineti din tesatura metalica tip VI 700 (Vibrachoc) montati ca in figura 22.23. Modul de suspensie elastica a aparaturii electronice este reprezentata in figura 22.24, a, iar amortizoarele utilizate in figura 22.24, b, c, d.

Fig. 22.25. Diferite constructii despartitoare fono si vibroizolante: a) pereti plutitori; b) punti plutitoare; c) cabine plutitoare; 1- pereti despartitori; 2- carcasele constructiilor; 3 garniture de etansare; 4 invelisurile puntilor, 5-socluri; 6 bratara; 7- straturi de linoleum; 8 ciment cu nisip ; .9 ciment cu granule de pluta; 10 ciment; 11 pasla; 12 carton bitumat; 13 element elastic din cauciuc; 14 strat superior; 15 straturi vibroizolante; 16 element elastic sub forma de ferma; 17 invelis de cauciuc.

Fig. 22.27. Exemple de montare incorecte, respectiv corecta a instalatiilor unei nave, din punct de vedere a impiedicarii propagarii zgomotului si vibratiilor.

Intr-o serie de cazuri, aplicarea mijloacelor vibroizolante si fonoizolante se poate dovedi insuficienta pentru asigurarea unui nivel satisfacator al zgomotului structural. In aceste cazuri, zgomotul structural se poate micsora cu ajutorul imbinarilor vibroizolatoare a podelelor plutitoare si a suprafetelor fonoabsorbante. In figurile 22.25, a, b, c[5] sunt reprezentate diferite constructii fonoabsorbante si fonoizolante ca pereti plutitori" (fig. 22.25, a), punti plutitoare" (fig. 22.25, b) si cabine plutitoare" (fig. 22.25, c). In constructia fonoizolanta si fonoabsorbanta a elementelor despartitoare (pereti si punti) pot aparea diferite erori de montaj care pot sa scada mult eficienta din punct de vedere acustic a constructiei. In figurile 22.26, a,b, c,d,e, f sunt date cateva exemple mai frecvente de montare incorecta respectiv corecta a elementelor despartitoare. In figura 22.26, a stratul fonoabsorbant este acoperit, in partea pe care cad undele sonore, cu un strat de material decorativ rigid, scazand efectul fonoabsorbant al peretelui. Corect, stratul fonoabsorbant se poate acoperi cu o plasa metalica, labia perforata sau impislitura din fibre de sticla. In constructia reprezentata in figura 22.26, c, in mod gresit materialul fonoabsorbant este lipit pe un perete rigid, ceea ce micsoreaza efectul fonoabsorbant al stratului de aer dintre cele doua elemente. De asemenea, pentru a impiedeca propagarea zgomotului si vibratiilor de la sursa la structura navei, trebuie sa se evite o serie de greseli de montaj reprezentate in figura 22.27, a, b, c,