Идентификация источников и способых подавления шума при диагностике бытовых машин Текст научной статьи по специальности «Физика»

УДК 544.6.076;556

ИДЕНТИФИКАЦИЯ ИСТОЧНИКОВ И СПОСОБЫХ ПОДАВЛЕНИЯ ШУМА ПРИ ДИАГНОСТИКЕ БЫТОВЫХ МАШИН

А.С.Чурилин1, Т.В. Потемкина2

Санкт - Петербургский университет сервиса и экономики (СПбГУСЭ),

191015, Санкт - Петербург, ул. Кавалергарская, 7

Аннотация - Рассмотрены методы идентификации источников шума машин и их вклада в шумовое поле. Для поиска источника образования шума и определения эффективного метода его глушения предложено производить идентификацию шума путём последовательного отключения узлов в механизме, а также производить корреляционный и фазовый анализ источников шума в ближнем поле.

Ключевые слова: источник шума; метод исключения; метод частот; метод фазопо-ложения; корреляционный метод; виброизолятор.

HOUSEHOLD VEHICLES IDENTIFICATION SOURCES AND METHODS OF ITS

SUPPRESSION

A.S. Churilin, T.V. Potemkina The St.-Petersburg state university of service and economy (SPbSUSE), 191015, St.-Petersburg, streetKavalergardsky, 7

The summary - Household vehicles identification sources methods of noise and their contribution to a noise field are considered. To find the noise source and its muffling it is offered to make noise identification by method consecutive switching-off of knots in the mechanism and by phase analysis of sources of noise in a near field.

Keywords: a noise source; an exception method; a method of frequencies; a method of position of phases; a correlation method; a vibration quencher

Метод исключения источников исходит из положения принципа интеграции энергии звуковых волн, создающих поле, интенсивность которого определяется суммой интенсивностей всех источников. Существует критерий использования метода исключения, когда разность уровней звукового давления отдельных источников отличается на 5 -7 дБ. Соответственно, если источники излучения акустически не связаны, то уровень их интенсивности определяется по уровню звукового давления в дальнем поле. Метод исключения имеет свои достоинства: надежен, технически

прост, эффективен при спектральной оценке источников звука. Имеет место и недостаток - метод может использоваться только при акустически независимых источниках, а также, если вклад

каждого источника соизмерим с основным по интенсивности.

Метод расчетных частот применяют при наличии узкополосного анализатора, с помощью которого проводят измерения в ряде точек. Затем производится расчет частот возмущающих сил в отдельных узлах. Расчетные резонансные пики наносятся на измеренную спектрограмму, что позволяет выявить основные источники шума.

Метод фазоположения применяют при сравнении спектров шумов и вибраций, изменяющихся во времени. При этом используют одновременно микрофон и вибродатчик и сравнивают спектры. Такие измерения позволяют определить фазовое положение механизма, при котором интенсивность звукового излучения максимальна.

При наличии современной измерительной аппаратуры применяют корреляционный метод идентификации источников. Метод применяется в тех особых случаях, когда отделить один механизм - источник от другого невозможно. В этом случае применяют два микрофона, помещенных вблизи источника, но вне зоны интерференционных наложений волн. Измеряемые сигналы ^(т„) и Р^(/) статистически обрабатываются, а доля шума, создаваемая источником, определяется как: .

где: - нормированная функ-

ция взаимной корреляции; Р (т„) - значения сигнала от микрофона 1 в момент ти, соответствущий максимальному значению функции корреляции; Г ^) - значение сигнала от микрофона 2, осред-ненное по времени t.

Корреляционный метод имеет особенности. Так, микрофон 2 должен воспринимать сигнал от источника с обеспечением максимального приближения и с коррекцией на интерференцию. Метод эффективен, но сложен технически.

Современные методы технической и акустической диагностики позволяют оперативно идентифицировать источники шума, но требуют использования специальной дорогой и дефицитной аппаратуры, которая недоступна пока вузовской науке.

Наиболее рациональными методами борьбы с шумом машин, когда источник найден, являются конструктивные решения, устраняющие причины генерации шумов в источнике, которые напрямую связаны с виброакустически-ми процессами в механизмах. Уже традиционно для снижения интенсивности генерации применяются несколько способов:

- замена ударных процессов безударными и возвратно-поступательных процессов вращательными;

- ослабление ударных нагрузок за счет изменения конфигураций контактирующих поверхностей;

- устранение в возможных пределах дисбаланса вращающихся частей механизмов, что уменьшает динамические напряжения - достигается повышением качества изготовления деталей и прецизионной сборкой узлов машин;

- улучшение режима трения за счет качественной смазки, изменения формы деталей, оптимального подбора пар трения и пр.

Конструктивные методы наиболее эффективны на стадии проектирования оборудования и при его модернизации. Рассмотрим комплексный подход с применением традиционных и оригинальных методов борьбы с шумом.

Физический смысл применения виброизоляции в предотвращении передачи колебательной энергии через опорные связи от источника на элементы конструкции - излучатели звуковой энергии

Виброизоляция осуществляется амортизаторами, изменением материалов конструкции, их геометрии, установкой виброгасящих масс, внесением неоднородностей. Применяют различные амортизаторы:

- опорные амортизаторы, воспринимающие всю нагрузку станины;

- неопорные - упорные, предотвращающие горизонтальное перемещение объекта относительно фундамента;

- амортизирующие, упругие прокладки.

При выборе параметров виброизолятора основной задачей является подбор собственной частоты виброизолятора ниже частоты возмущающей силы. Упрощенный расчет системы масса -упругий элемент, с учетом лишь нормальной составляющей колебаний, которая, по сути, и является определяющей при генерации воздушных шумов, ведется по формуле:

ЮС1 = Ж,с' (2)

V т

где: С - жесткость (коэффициент упругости), Па; m - масса источника колебаний, кг.

При оценке эффективности виброизоляции определяют градиент уровней вибрации, внесенный виброизоляцией от возмущающих сил. Так, виброизоляцию неоднородностей можно определить как

R = 20^ (Р1/Р2), дБ (3)

где Р1, Р2 - вибрационные энергии падающей и прошедшей неоднородность волн (под неоднородностью понимается изменение импеданса среды).

Для ряда неоднородностей выведены значения для продольных и из-гибных волн при изменениях сечения материала, например, Г-образного и крестообразного соединения стержней и пластин. Достаточно прогнозируемые расчеты производятся по специальным методикам, учитывающим основные технические параметры машин.

На практике с учетом спектра, массы и основной возмущающей частоты, для виброизоляции технологического оборудования применяют стандартные резинометаллические опоры, например, АКСС-1, ОВ-ЗО, ОВ-31, которые зачастую малоэффективны из-за разбалансирования масс и частотных характеристик.

Также традиционным высокоэффективным методом подавления шума в источнике является вибродемпфирование (вибропоглощение), которое осуществляется при целенаправленном увеличении внутренних потерь и диссипации, то есть необратимой трансформации колебательной энергии в тепловую.

Пределы действия эффекта определяются не только динамическими характеристиками вибропоглотителя, но и резонансными параметрами самой конструкции. Наиболее эффективно использование этого метода при демпфировании тонкостенных оболочек и пластин, которое достигается в основном на резонансных частотах.

Эффективность вибродемпфирования определяется величиной коэффициента потерь колебательной энергии:

„ = (4)

2лЖг

где Wn - доля вибрационной энергии, утраченной за цикл колебания; Wr -колебательная энергия, поступающая в систему.

Вибродемпфирующие покрытия подразделяются на: мягкие, жесткие, армированные и многослойные

Жесткие покрытия представляют собой слой пластмассы на основе поливинилацетатной, поливинилхлоридной или эпоксидной эмульсии или смолы, в который добавляют вибропоглощающие наполнители в виде графита, слюды, вермикулита, талька и пр. Существенное влияние на величину коэффициента потерь оказывает величина отношения модуля Юнга покрытия и пластины.

Мягкие покрытия представляют собой слой вязкоупругого материала, в котором энергия изгибных колебаний конструкции рассеивается за счет деформаций, возникающих при распространении упругой волны в демпфируемой конструкции. Для повышения эффективности покрытий в структуру вводят массивные частицы в виде металлических опилок, свинцовой дроби, что действенно как для сдвиговых так и продольных волн в структурах, но эффект существенно зависит от частоты колебаний.

Армированные покрытия выполняются в виде слоя вязкоупругого материала, поверх которого наносится армирующий слой, за счет чего происходит поглощение колебательной энергии при деформации сдвига в вязкоупругом слое.

Комбинированные демпфирующие конструкции типа ”сандвич” состоят из слоев металлических пластин, перемежающихся вязкоупругими слоями, что обеспечивает физический эффект вибропоглощения за счет деформаций сдвига. В России в авиацион-

ной и судостроительной промышленности были разработаны эффективные вибропоглощающие покрытия:

- листовые и пленочные (“Агат”, ВМЛ-25, ”Адем-К” и др.);

- композиционные (“Полиакрил-ВС”, ”Фольгоизол”, СКЛ, ”Випонит” и

др);

- мастичные (“Антивибрит”, ВД-17, ”Адем-НШ, ВМ и пр.).

Традиционно в качестве эффективных конструкционных материалов с большими потерями применяются пластмассы, текстолит, фибролит, которые позволяют производить детали машин, снижающие инерционные и ударные нагрузки, увеличивающие потери колебательной энергии. К сожалению, упомянутые демпфирующие материалы, дороги и дефицитны из-за нарушения производственных баз, а применение пластмасс в качестве конструкционных материалов ограничено прочностными характеристиками.

Особое внимание следует обратить на металлы высокого демпфирования “хайдаметы”, которые эффективны при изготовлении практически любых деталей малошумных механизмов. Однако также из-за дефицитности и высокой стоимости, кроме опытных исследований, такие материалы не нашли практического применения при глушении шума бытового оборудования.

Рассмотрим возможности создания упрощенной методики прогнозирования шумоизлучения и глушения шума отдельных узлов и самих машин.

Известны сложные аналитические зависимости, позволяющие рассчитать интенсивность звукового потока или акустическую мощность.

С энергетической точки зрения неважно возникает ли шум в результате ударов вибраций или при вращении тела в потоке. В любом случае имеет место преобразование кинетической энергии движения в движение переменных давлений газа с образованием хаотических пульсаций. Это одна из причин возникновения широкополосного шума. Зная амплитуду пульсаций давления на

стержне, можно рассчитать акустическое излучение. Излучаемая одним стержнем или цилиндром акустическая мощность может быть представлена в самом общем виде:

Р2

¥ = У(^)^^Р, (5)

2Рс0

где: ¥(<%)- коэффициент эффективности излучения; ^ - волновой параметр; Рт -звуковое давление, излучаемое материальным телом; F - эффективная площадь стержня или цилиндра; с0 - скорость звука; р - плотность среды.

Эффективность излучения определяется величиной соотношения длины волны и размеров излучателя и определяется количественно волновым параметром:

„ „ (1 СО (1

^ = 2п- =-----, (6)

л Со

где А - длина волны;

со - частота вращения;

d - характерный размер излучателя;

В конкретном случае основные частоты возмущения напрямую связаны с частотой вращения ротора, например, ведущего вала привода, зависимостью

60 ’

-1 ^7

где: п - частота вращения, мин ; Z -число элементарных излучателей (неровностей на поверхности ротора).

За характерный размер принимают радиус тела вращения.

Так как фазы излучения отдельных источников не согласованы, то согласно принципу суперпозиций, суммарная мощность приближенно равна сумме мощностей отдельных элементов.

Строгий расчет звукового поля сложной колебательной системы - практически невыполнимая задача, однако в ряде случаев можно обойтись приближенным расчетом. В случае, например, типовой стиральной машины отдельные источники звуковых колебаний находятся близко друг от друга, однако механическое взаимодействие между ними проходят, например, между шестернями редуктора, ведущим валом, элементами

кожуха и станины, поэтому излучаемая мощность равна энергетической сумме мощностей отдельных излучателей.

В качестве модели отдельного излучателя может быть принята модель параллелепипеда, полушара, цилиндра или полуцилиндра, которые можно представить в виде монополя или диполя.

При колебаниях твердого тела в газообразной среде излучение воздушного шума по мощности в общем виде, может описываться выражением:

(8)

где: рс - характеристическое акустическое сопротивление; £ - площадь звукоизлучающей поверхности; а - коэффи-—2

циент излучения; V э™ - квадрат средней нормальной скорости звукоизлучающей поверхности.

Для самых упрощенных инженерных расчетов можно принять, что коэффициент излучения зависит от отношения длины волны излучаемого шума к размерам излучателя и от распределения фаз звуковых колебаний по излучаемой поверхности. Для вращающегося цилиндра радиусом R и 2п - узловыми линиями по окружности при частоте вращения ю и в области:

соЯ

c

4

(9)

и коэффициент излучения приближенно равен:

471

су —

п

(оЯ

2 с

\2и+1

(10)

Если расстояние между узлами больше половины длины волны, то при точном расчете коэффициент излучения можно вычислить для отдельной формы колебаний, а полученные составляющие излучений складываются. Несмотря на большие амплитуды, ”вклад” отдельной составляющей может быть незначительным вследствие малого коэффициента излучения.

Процесс возникновения и генерации механических колебаний весьма сложен, так как определяющими факто-

рами являются форма, размеры, частота вращения, тип конструкции, механические свойства материала, способ возбуждения колебаний, состояние поверхностей взаимодействующих тел. Расчетным путем определить излучаемое звуковое поле обычно не удается.

В аналитической форме возможно представить лишь поля излучений простых излучателей: пластин,

мембран, стержней и пр. Однако можно сделать некоторые общие выводы относительно излучения звуковых волн сложных колебательных систем, характерных наличием ближнего поля, возникающего при перетекании и выравнивании звукового давления между соседними участками, колеблющимися в про-тивофазе, и энергию звукового поля, излучаемого на большие расстояния.

Для монополя звуковое давление ближней зоны убывает по закону

1 г2, если излучатель диполь - по экспоненте, если у излучателя много узловых линий и длина волны больше чем в два раза превышает расстояние между узловыми линиями. Звуковое давление, излучаемое на большое расстояние, обусловлено возбуждением звуковых колебаний поверхностей, противодействующих тем составляющим колебаний, которые находятся в фазе с амплитудой скорости. Звуковые колебания, излучаемые на расстоянии, превышающем половину длины волны, можно рассматривать как пространственно некоррелированные, а энергия суммируется так, как если бы между излучателями не было взаимодействия, что дает возможность рассчитывать звуковое излучение сложных колебательных систем, суммируя энергетические вклады отдельных элементов.

Задача состоит в том, чтобы выделить элементы, излучающие звук и исследовать их. Звуковое поле, создаваемое излучателем, можно разложить в ряд сферических волн. Можно считать, что всякое звуковое поле состоит из простого поля, возбуждаемое всей поверхностью излучателя, и интерферен-

ционного поля, возникающего на границе излучателя.

Применение теории размерностей к расчету механического шума не дает его однозначной оценки. Для оценки и сравнения шумности отдельных деталей можно использовать разные формулы для оценки излучаемой звуковой мощности. В соответствии с теорией размерности, предполагают, что звуковая мощность узла зависит от массы соударяющихся деталей, модулей упругости материалов, из которого они изготовлены, их скоростей, характерного размера и плотности материала деталей, критерия подобия. Эти соотношения позволяют оценить изменение характера и интенсивности шума при увеличении частоты вращения, изменении материала и размеров детали.

Рассмотрим теоретический аспект глушения шума машин с позиции упрощенного взгляда на теорию излучения при наличии градиентов спада звукового давления при реализации различных методов глушения шума бытовых машин, в частности, при использовании демпфирующих конструкций различного вида.

Например, как было отмечено выше, если определить, что преобладающими источниками шума являются шестерни привода, основной ведущий вал, опоры подшипников и т.д., то, независимо от метода глушения шума уменьшится общая акустическая мощность и соответственно уровень шума на рабочем мести.

Как отмечалось, практически невозможно существенно понизить уровень шума машины без радикального изменения ее конструкции. Однако в арсенале эффективных средств глушения шума есть такие методы как виброизоляция и демпфирование, то есть такие методы, которые не требуют существенного изменения конструкции узлов машины, сохраняя при этом ее работоспособность.

Не вникая пока в конструктивные особенности разрабатываемых средств глушения шума, представим машину в

виде излучающей поверхности или оболочки произвольной формы, излучающая способность которой уменьшится в зависимости от степени демпфирования наиболее активных источников шума -узлов или отдельных деталей машины.

Пусть Г - излучающая поверхность корпуса бытовой машина и совершающая есть колебательные перемещения, например, в точке М, колебательная скорость которой обозначим через V (М, 7). Зависимость от времени -гармоническая с угловой частотой ю:

V (М Г) = V (М) е1Ш, (11)

где V(M - амплитуда (комплексная) скорости колебаний в точке М. Избыточное давление звукового поля, излучаемого при вибрации стенки ограждения в точке М, обозначим через Р (М, Г) = Р (М) е1Ш (12)

Известно, что полная излучаемая звуковая мощность поверхности:

# = Яе( { Р{М) V (М) б/ом). (13)

Т

где: Яе - вещественная часть выражения, V - комплексное сопряжние, Ом -удельная площадь поверхности.

Давление Р(М) в точке М находим при решении краевой задачи для уравнения Гельмгольца:

А Р + К2 Р = 0 ; (14)

Оператор Лапласа А - использован в данном дифференциальном уравнении, так как рассматривается синусоидальная продольная волна , колебания частиц в которой являются гармоническими с одинаковыми циклическими частотами. Отсюда

дР , .

= -I с р V ,

дп дР

= {^--1кР)

дг

(15)

0 , (16)

(условие излучения Зоммерфельда), где: р - плотность воздуха; с - скорость звука, к - волновое число, п - единичный вектор внешней нормали , г - радиус -вектор.

Предположим, что поверхность Г локально демпфирована большим количеством демпферов с размерами малыми по сравнению с поверхностью, что по логике дает эффект уменьшения площа-

г

ди излучения без уменьшения общих размеров излучающей поверхности.

Данная модель эквивалентна проведению гипотетического глушения шума по объему машины или по наружной излучающей площади, например, демпфированием кожуха или применением внутреннего звукопоглотителя.

Обозначим демпфированную часть поверхности через £.

Для определения звуковой мощности при условии Г = £ решить задачу невозможно. Соответственно, для приближенного решения зададимся условием, что радиусы ё демпферов малы, а их число т на единицу площади велико при (15):

,дР дР дР гр-^р+1

(— )г = (—— )г; ( —)г = М^ +Р Згай on on

-I к c p v ,

(17)

где: Р+ и Р звуковое давление , соответственно, на внутренней и внешней сторонах поверхности Г; п - внешняя нормаль; g - удельная емкость (импеданс) на единицу площади демпфированной поверхности.

g= ——сі , (18)

71

где т и С масса и диаметр элемента соответственно.

Кроме равенства (15) и 16) должно выполняться также условие излучения (17) для Р. Решив задачи (13) и (14) и подставив в выражение (13) вместо Р(М), величину Р(М), найдем мощность излучения демфированной поверхности.

При этом, следует учесть, что интегрирование в уравнении (15) распространяется лишь на часть поверхности Г, оставшуюся после демпфирования. Поэтому, найденную мощность излучения следует умножить на коффициент уменьшения излучательной поверхности (или коэффициент демпфирования): к = 1 - п т С / ^ , (19)

равный отношению оставшейся после демпфирования площади поверхности к исходной.

Представим теперь машину, излучающую шум в виде монополя. То есть, излучающая поверхность Г примет вид, например шара или цилиндра с радиусом а и длиной Ь. Считая Ь > а, рассмотрим идеализированный случай бесконечно длинного цилиндра. Примем для простоты, что возбуждены лишь радиальные моды (гармоники) колебаний поверхности цилиндра. Вводя полярные координаты г и ф, выражение для колебательной скорости, можно записать в виде ряда Фурье

F(cp) = ^ ап cos т ф (20)

п-0

Решение в конечном виде примет вид: Р~ (г ф ) = ^ АпНп (k г) cos т ф;

п-0

Р\г ф ) = ^ Вп ./„ (к г) сое да ф , (21)

п-0

где Вп Зп - функции Бесселя и Ханкеля первого рода порядка п .

Коэффициенты Ап и Вп - можно определить при соответствующих под-ставновках:

Ап—

керап

kH,„1

ka

1-g / kHn^+g / k-J4^ H (ka) J (ka)

(22)

Сравнивая полученный результат с (11) для сплошного излучающего монополя, найдем снижение уровня звуковой мощности, полученного на единицу площади для моды с номером п:

АL = - 10 1§

i.glk^LM+glkMk^

Нп(ка)

Н" •••

^- = 201§ . в... . в...

< [_ Н1(к“) А^а)

... + т%к (23)"

В реальном случае, если задаться гипотезой о прямой зависимости уменьшения излучающей способности поверхности машины (условной оболочки или излучающей площади) от степени демпфирования ее наиболее шумных узлов, то для практического расчета не важна форма условной оболочки, а лишь степень уменьшения излучающей способности площади, то

есть - уменьшения уровня акустическом мощности.

Ли«Бг

/

/У /

/V /> > / /

/У /У + ^ * ✓ -

-О

Vі 1 Г и 1 Пн і 11 м і ^ - і ^

11=0,7

п=Об

п=0.5

^=0,4

п=0.3

П=0,2

71=0,1

Частота, Гц

Рисунок 1 - Снижение уровня звуковой мощности от коэффициента потерьдемп-фирующего материала

При моделировании на ЭВМ получены зависимости (23) от частоты звука для значений g (при а = 5 .10 м, при шаге 50, 30, 20, 10 . 10" 3 м.)

Расчет показал, что эффект глушения шума при уменьшении удельной эффективности излучения при сохранении габаритов условной машины и при пропорциональном уменьшении излучающей способности, может достигать 10 - 30 дБ (рис 1).

Данная задача наглядно иллюстрирует возможности прогнозирования эффективности глушения шума при использовании различных методов подавления колебаний в источнике его возникновения или по ограждению машины, применяя звукоизоляцию или акустическое экранирование.

Формула (23) позволяет рассчитать эффект глушения шума в зависимости от удельной излучающей мощности

и частоты для симметрично излучающего монополя.

Однако реальные источники чаше всего излучают шум (если они не закрыты герметичным кожухом) крайне асимметрически. В этой связи требуется получить расчетную формулу, учитывающую эти моменты.

В обзорной части работы и последующих разделах было определено, в самом приближенном виде, что воздушный шум определяется акустической мощностью источника Р и прямо пропорционален площади 8=аЬ (пластины - например, корпуса бытовой машины) излучаемой поверхности источника:

Р-У^р-с-а-Ь, (24)

где ¥0 - среднеквадратичная скорость частиц воздуха у поверхности ограждения машины, вызываемая изгибными колебаниями механического или аэродинамического происхождения; а и Ь -линейные размеры стенки ограждения станка, считая, что большинство бытовых машин имеет форму параллелепипеда.

-у -25' • /а

У1р-с-Ъ-Си "

Р =

где: 8„ =

4 дп-ї РСХ

-(!■

) (25)

/

- логарифмический дек-

ремент колебаний; р - пространственный коэффициент затухания;

С.. =

І

(0-

Н

’12 V

Е

- фазовая скорость

р(-о )2

изгибных колебаний; ттт = 2тг/ - круговая частота возмущающей силы; к -толщина стенки ограждения; Е - модуль Юнга конструкции; а - коэффициент Пуассона; р - плотность материала ограждающей конструкции.

Учитывая возможности локального демпфирования для конкретной машины, имеющей разрывы в ограждении и источники шума разнохарактерного происхождения, были разработаны формулы для оценки общего эффекта глушения шума (градиентов спада звукового давления), учитывающую главные аспекты, с учетом основного крите-

рия - площадей, излучающих звуковые колебания поверхностей ограждений или локальных источников, подвергнутых демпфированию (21 - 25).

Величина ^ градиента спада звукового давления, определяется как разность уровня звукового давления до и после проведения мероприятий глушения шума. Например, интегральный уровень звука машины в контрольной точке составил 98 дБ А. Применение повышенной звукоизоляции дало эффект 5 дБА, применение демпфирования - 3 дБ А, а звукопоглощение - 2 дБА. Таким образом, для данного примера ^ = 5 + 3 + 2 = 10 дБ А. А общий уровень звука после проведения мероприятий глушения шума составит 88 дБ А.

Пользуясь этой логикой расчетную формулу можем записать в виде:

АЬ = АЬ1 + АЬ2 + АЬ3 , (26)

где: - градиент спада звукового

давления при условном изменении площади ограждения с использованием демпфирующих конструкций расположенных симметрично по контуру ограждения машины; АЬ2 - то же при локальном ассиметрическом демпфировании; АЬ3 - то же при использовании диссипативных конструкций различной степени демпфирования.

Как отмечалось, основными источниками излучения шума в бытовых машинах являются механические узлы и детали, в которых возбуждение механических, а затем и воздушных, колебаний происходит при взаимодействии соударяющихся деталей (шестерни), при структурном возбуждении (опоры подшипников), аэродинамическом возбуждении (вентилятор) и пр. При достаточ-

но большой сложности кинематической схемы машин, все ее элементы можно разбить на динамически взаимодействующие пары, рассчитать их акустические мощности и дать интегральную характеристику общей излучаемой акустической мощности.

Литература

1. Чурилин А.С. Демпфирование деталей бытовой техники с диссипативными покрытиями из отходов мелкодисперсных волокон.\Технико-технологические проблемы сервиса., № 3(5), 2008, с. 26 - 29

2. Чурилин А.С. Проектирование демпфирующих конструкций виброактивных механизмов сервиса./Технико-технологические проблемы сервиса. № 3(9), 2009. с. 35 - 49

3. Чурилин А.С. Разработка аналитической модели шумозащитного экрана транспортных потоков. /Технико-технологические проблемы сервиса. № 2(8), 2009. С. 39 - 46

4. Чурилин А.С. Разработка шумозащитных комплексов бытовой и сервисной техники.\ Технико-технологические проблемы сервиса. № 4(10), 2009. с.35 - 39

5. Чурилин А.С. Исследования изгибно-продольных колебаний роторов бытовых машин при упругой подвеске. Технико-технологические проблемы сервиса. № 4(10), 2010. с.14 -18

6. Чурилин А.С. Новые диссипативные материалы на полимерно-масляных связующих. Тез. докл. на Второй междунар. научно-технич. Конф. "Актуальные проблемы химии и химической технологии (“Химия -99”)-11 -13 мая 1999 г, Иваново, с .225 - 226 с.

7. Чурилин А.С. Разработка средств снижения шума машин легкой промышленности с использованием диссипативных конструкций из отходов отрасли и агрегатов их переработки. - 2000 г., СПб. СПГУТД. 168 с.

1Чурилин Александр Сергеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры “Техническая механика” СПбГУСЭ, тел.: (812) 362-31-27, e-mail: master-chu@inail.ru

2 Потемкина Татьяна Владимировна, ст. преподаватель кафедры «Сервис торгового оборудования и бытовой техники» СПбГУСЭ, тел.: (812) 3684289, , e-mail:stoubt@mail.ru