SirbuNicolae.pdf

. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .

1

Investeşte în oameni!

FONDUL SOCIAL EUROPEAN Programul Operaţional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane 2007 – 2013 Axa prioritară 1 „Educaţie şi formare profesională în sprijinul creşterii economice şi dezvoltării societăţii bazate pe cunoaştere” Domeniul major de intervenţie 1.5. „Programe doctorale şi post-doctorale în sprijinul cercetării” Titlul proiectului: „Burse doctorale pentru dezvoltare durabila” BD-DD Numărul de identificare al contractului: POSDRU/107/1.5/S/76945 Beneficiar: Universitatea Transilvania din Braşov

Universitatea Transilvania din Braşov Şcoala Doctorala Interdisciplinară

Departament: Inginerie mecanică

Ing. Nicolae SÎRBU

CERCETĂRI PRIVIND SOLICITĂRILE DIN CARCASA CUTIEI DE VITEZE SUMATOARE ÎN VEDEREA REDUCERII

ZGOMOTULUI ŞI ÎMBUNĂTĂŢIREA SOLUŢIEI CONSTRUCTIVE

RESEARCH ON STRAINS OF THE CASE OF THE ADDING BOX IN ORDER TO REDUCE THE NOISE AND IMPROVEMENT OF THE

CONSTRUCTIVE SOLUTION

Conducător ştiinţific Prof. univ. dr. ing. mat. Sorin VLASE

BRASOV, 2014


2

MINISTERUL EDUCAŢIEI NAŢIONALE UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV

BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525 RECTORAT

D-lui (D-nei) ..............................................................................................................

COMPONENŢA

Comisiei de doctorat Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov

Nr. 5980 din 26.07.2013

Preşedinte: Prof. univ. dr. ing. Anghel CHIRU, Universitatea “Transilvania” din Braşov

Conducător ştiinţific: Prof. univ. dr. ing. mat. Sorin VLASE, Universitatea Transilvania din Brasov

Referenţi: Prof. univ. dr. ing. Polidor BRATU, Universitatea „Dunărea de Jos� din Galaţi

Prof. dr. ing. Iuliu NEGREAN, Universitatea Tehnică din Cluj-Napoca

Cercet. st. pr. I, dr.mat. Veturia CHIROIU, Institutul de Mecanica Solidelor al Academiei Române

Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 15.02.2014, ora 12:00,

Colina Universităţii, corp C, sala CP8 Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le transmiteţi în timp util, pe adresa: [email protected] Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de doctorat. Vă mulţumim.


3

CUPRINS

Pag.

INTRODUCERE............................................................................................................ 9 OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT.................................................................. 12 1 STADIUL ACTUAL AL CUNOAŞTERII ÎN DOMENIUL ZGOMOTULUI

STRUCTURAL AL AGREGATELOR TRANSMISIILOR MECANICE ALE AUTOVEHICULELOR. SOLUŢII CONSTRUCTIVE, TENDINŢE MODERNE ÎN VEDEREA REDUCERII ZGOMOTULUI STRUCTURAL AL ACESTORA ............................................................................... 14

1.1 Caracteristici de bază ale generării zgomotului şi vibraţiilor în agregatele transmisiilor mecanice …...................................................................................... 15

1.2 Soluţii privind reducerea nivelului de zgomot în agregatele transmisiilor autovehiculelor .................................................................................................... 16

1.2.1 Modificarea parametrilor constructivi ai angrenajelor cilindrice din transmisii .................................................................................................... 16

1.2.1.1 Calculul angrenajelor cilindrice ............................................... 19 1.2.1.2 Măsurări de zgomot pe cutiile de viteze etalon, modificată

şi nemodificată ......................................................................... 19 1.2.1.3 Analiza şi compararea rezultatelor măsurărilor de zgomot

efectuate ................................................................................... 20 1.2.2 Soluţii privind reducerea nivelului de zgomot în agregatele

transmisiilor autovehiculelor .................................................................... 22 1.2.3 Modificarea parametrilor de exploatare ai angrenajelor din

transmisii ................................................................................................... 24 1.2.4 Modificarea parametrilor angrenajelor conice din transmisii ................... 25 1.2.5 Soluţii de reducere a zgomotului în lagărele din transmisii ...................... 26 1.3 Metode moderne de măsurare şi analiză a vibraţiilor structurilor ........................ 27 1.3.1 Analiza semnalului şi a sistemului .......................................................... 28 1.3.2 Rezolvarea problemelor dinamice …………..…………………..……… 29 1.3.3 Excitarea structurii ……………………….……………………..……… 31 1.3.4 Relaţii importante folosite în analiza spectrală ........................................ 35 1.4 Concluzii ............................................................................................................... 36 2 ELEMENTE DE BAZĂ ÎN ANALIZA VIBRAŢIILOR ŞI ZGOMOTELOR.

FUNCŢII MATEMATICE FOLOSITE ÎN ANALIZA VIBRAŢIILOR ŞI ZGOMOTELOR .......................................................................................................... 38

2.1 Elemente de bază în analiza vibraţiilor ................................................................. 38


4

2.1.1 Definirea carcteristicilor vibraţiilor sistemelor mecanice şi a excitaţiei aplicate asupra lor ....................................................................................... 38

2.1.2 Modelarea matematică a răspunsului sistemelor mecanice la vibraţii ...... 40 2.1.3 Impedanţa mecanică ................................................................................... 41 2.2 Elemente de bază în analiza zgomotelor ............................................................... 42 2.2.1 Ecuaţia undelor acustice ............................................................................. 43 2.2.2 Propagarea undelor acustice ....................................................................... 44 2.2.3 Mărimi acustice .......................................................................................... 44 2.2.4 Radiatori acustici ........................................................................................ 46 2.2.5 Spectrul acustic ........................................................................................... 47 2.3 Metode statistice folosite în analiza vibraţiilor şi a zgomotelor ............................. 48 2.3.1 Funcţii din domeniul amplitudinii .............................................................. 49 2.3.1.1 Medierea semnalelor .................................................................... 49 2.3.1.2 Repartiţia normală (Legea lui Gauss) .......................................... 50 2.3.2 Funcţii spectrale .......................................................................................... 50 2.3.3 Funcţii de corelaţie ..................................................................................... 52 2.3.4 Eroarea statistică de estimare ...................................................................... 52 3 MECANISMUL DE TRANSMITERE A ZGOMOTULUI ÎN STRUCTURA

CARCASEI CUTIEI SUMATOARE ŞI DE DISTRIBUŢIE .................................. 53 3.1 Generarea şi transmiterea zgomotului structural ................................................... 53 3.1.1 Modelul generării zgomotului .................................................................... 53 3.1.2 Transmisia zgomotului structural ............................................................... 57 3.2 Modelarea matematică a radiaţiei zgomotului structural ...................................... 60 3.2.1 Coeficientul de radiaţie acustică ................................................................ 61 3.2.2 Radiaţia acustică a plăcilor şi a structurilor în formă de plăci ................... 61 3.3 Concluzii ................................................................................................................ 61 4 ANALIZA STRUCTURALĂ ŞI MODALĂ A CARCASEI CUTIEI

SUMATOARE ŞI DE DISTRIBUŢIE PRIN METODA ELEMENTULUI FINIT .............................................................................................................................. 63

4.1 Analiza structurală a carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie ............................ 63 4.1.1 Prezentarea generală a metodei elementului finit ...................................... 63 4.1.2 Etapele analizei FEM ................................................................................. 63 4.1.3 Bazele FEM ................................................................................................ 63 4.1.4 Modelarea corpului carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie .................. 63 4.1.5 Analiza FEM .............................................................................................. 64 4.1.6 Determinarea experimentală a caracteristicilor mecanice şi a limitei

de rezistenţă în exploatare pentru materialul carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie .......................................................................... 65

4.1.7 Rezultatele testelor pentru determinarea limitei de rezistenţă în exploatare …………………….............................................................. 67

4.2 Concluzii ................................................................................................................ 67 5 CERCETĂRI EXPERIMENTALE ÎN VEDEREA REDUCERII

ZGOMOTULUI STRUCTURAL AL CUTIEI SUMATOARE ŞI ÎMBUNĂTĂŢIREA SOLUŢIEI CONSTRUCTIVE ................................................ 68


5

5.1 Programul cercetărilor experimentale ................................................................... 68 5.2 Analiza experimentală a comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei

sumatoare ............................................................................................................... 70 5.3 Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat de suprafeţele

carcasei cutiei sumatoare ....................................................................................... 75 5.4 Măsurarea amplitudinilor deplasărilor pe suprafeţele carcasei cutiei .................... 82 5.4.1 Măsurarea amplitudinilor deplasărilor pe suprafaţa din spate

a carcasei cutiei ........................................................................................ 82 5.4.2 Măsurarea amplitudinilor deplasărilor pe suprafaţa din faţă

a carcasei .................................................................................................. 83 5.4.3 Compararea valorilor deplasărilor vibraţiei suprafeţelor carcasei

cutiei sumatoare obţinute prin simulare cu valorile măsurate experimental .............................................................................. 84

5.5 Analiza rezultatelor şi prezentarea soluţiilor de modificări constructive pentru carcasa cutiei sumatoare şi de distribuţie .............................................................. 84

5.6 Concluzii .............................................................................................................. 87 6 CERCETĂRI EXPERIMENTALE EFECTUATE PE STAND PE CUTIA

SUMATOARE ŞI DE DISTRIBUŢIE ÎN VARIANTA INIŢIALĂ ŞI VARIANTA MODIFICATĂ ...................................................................................... 89

6.1 Măsurarea şi analiza experimentală a vibraţiilor suprafeţelor cutiilor sumatoare şi de distribuţie la testarea pe stand ..................................................... 90

6.2 Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat de suprafeţele cutiilor sumatoare şi de distribuţie la testarea pe stand ..................................................... 103

6.3 Concluzii ............................................................................................................... 116 7 CONCLUZII FINALE. CONTRIBUŢII ORIGINALE. DISEMINAREA

REZULTATELOR. DIRECTII VIITOARE DE CERCETARE ........................... 121 7.1 Concluzii finale ..................................................................................................... 121 7.2 Contribuţii originale ............................................................................................. 123 7.3 Diseminarea rezultatelor ....................................................................................... 124 7.4 Direcţii viitoare de cercetare ................................................................................. 125 BIBLIOGRAFIE ........................................................................................................ 128 ANEXE ………………………………………..……………………………………... 135 Anexa nr. 1 – Rezumat ......................................................................................... 135 Anexa nr. 2 – Curriculum Vitae .......................................................................... 137


6

TABLE OF CONTENTS

Pag. INTRODUCTION ........................................................................................................ 9 THESIS OBJECTIVES ................................................................................................ 12 1 CURRENT KNOWLEDGE STATUS OF THE STRUCTURAL NOISE OF

TRANSMISSION AGGREGATES OF MOTOR VEHICLES. CONSTRUCTIVE SOLUTIONS AND MODERN TRENDS IN THEIR STRUCTURAL NOISE REDUCTION ................................................................................................................. 14

1.1 Basic features of generating noise and vibration in the aggregates of mechanical transmissions .......................................................................................................... 15

1.2 Solutions for noise reduction in the aggregates ..................................................... 16 1.2.1 Change in the constructive parameters of the cylindric gears of

transmission................................................................................................. 16 1.2.1.1 Cylindrical gear calculation ..................................................... 19 1.2.1.2 Noise measurements on standard gearbox, modified

and unmodified ....................................................................... 19 1.2.1.3 Analysis and comparison of noise measurement results.......... 20 1.2.2 Solutions for noise reduction in automotive transmission aggregates ....... 22 1.2.3 Change of the operating parameters of transmission gears ........................ 24 1.2.4 Change of the conical gears parameters ..................................................... 25 1.2.5 Solutions to reduce noise in transmission bearings .................................... 26 1.3 Modern methods of measuring and analising structural vibration ......................... 27 1.3.1 Signal and system analysis ........................................................................ 28 1.3.2 Solving dynamic problems …………..………………………….............. 29 1.3.3 Structure stimulation ……………………….…………………………… 31 1.3.4 Important relationships used in spectral analysis ...................................... 35 1.4 Conclusions ............................................................................................................ 36 2 BASIC ANALYSIS OF NOISE AND VIBRATIONS. MATHEMATICAL

FUNCTIONS USED........................................................................................................ 38 2.1 Basic analysis of vibrations ..................................................................................... 38 2.1.1 Definition of vibration characteristics of mechanical systems and the

stimulation applied on them ........................................................................ 38 2.1.2 Mathematic modelation on the response of the mechanical systems to

vibrations ..................................................................................................... 40 2.1.3 Mechanical impedance ................................................................................ 41


7

2.2 Basic analysis of noise ............................................................................................. 42 2.2.1 Acoustic wave equation ............................................................................... 43 2.2.2 Propagation of acoustic waves ..................................................................... 44 2.2.3 Acoustic measures ....................................................................................... 44 2.2.4 Acoustic radiators ........................................................................................ 46 2.2.5 Acoustic spectre .......................................................................................... 47 2.3 Statistic methods udes in noise and vibration analysis ........................................... 48 2.3.1 Amplitude functions ................................................................................... 49 2.3.1.1 Signal mediation .......................................................................... 49 2.3.1.2 Normal repartition (Gauss’ Principle) ......................................... 50 2.3.2 Spectral functions ........................................................................................ 50 2.3.3 Corelation functions .................................................................................... 52 2.3.4 Statistical error of estimation ...................................................................... 52 3 NOISE TRANSMITTING MECHANISM IN THE STRUCTURE OF THE

ADDING AND DISTRIBUTING BOX’S HOUSING................................................ 53 3.1 Generating and transmitting structural noise .......................................................... 53 3.1.1 Noise generating model ............................................................................... 53 3.1.2 Transmission of structural noise .................................................................. 57 3.2 Mathematical modelation of radiating structural noise ........................................... 60 3.2.1 Acoustic radiation coeficient ....................................................................... 61 3.2.2 Acoustic radiation of plates and plate shaped structures ............................ 61 3.3 Conclusions.............................................................................................................. 61 4 MODAL AND STRUCTURAL ANALYSIS OF THE ADDING AND

DISTRIBUTING BOX’S CASE BY THE FINITE ELEMENT METHOD......................................................................................................................... 63

4.1 Structural analysis of the adding and distributing box’s case ................................. 63 4.1.1 General presentation of the Finite Element Method ................................... 63 4.1.2 FEM analysis stages .................................................................................... 63 4.1.3 Basics of FEM ............................................................................................ 63 4.1.4 Modelation of the case of the adding and distributing box ......................... 63 4.1.5 Analysis of FEM ......................................................................................... 64 4.1.6 Experimental determination of mechanical characteristics and operating

limit resistance of the case’s material ......................................................... 65 4.1.7 Test results for determining the operating limit resistance ......................... 67 4.2 Conclusions ............................................................................................................. 67 5 EXPERIMENTAL RESEARCH FOR REDUCING THE STRUCTURAL

NOISE OF THE ADDING BOX AND IMPROVING THE CONSTRUCTIVE SOLUTION ..................................................................................................................... 68

5.1 Program of the experimental research .................................................................... 68 5.2 Experimental analysis of the responses to vibrations of the case’s structure ......... 70 5.3 Measurement and experimental analysis of radiated noise on the surfaces of the

case of the adding box ............................................................................................ 75 5.4 Measurement of displacement amplitudes on the surfaces of the case of the

adding and distributing box .................................................................................... 82 5.4.1 Measurement of displacement amplitudes on the back surface of the case 82


8

5.4.2 Measurement of displacement amplitudes on the front surface of the case 83 5.4.3 Comparison of vibration displacements values from the surface of the

case of the adding box obtained by simulating with the experimentally measured values .......................................................................................... 84

5.5 Result analysis and presentation of solutions to constuctively modify the case of the adding and distriburing box .............................................................................. 84

5.6 Conclusions ........................................................................................................... 87 6 EXPERIMENTAL RESEARCH PERFORMED AT THE TESTING STAND ON

THE ADDING AND DISTRIBUTING BOX IN THE INITIAL AND MODIFIED VERSION ........................................................................................................................ 89

6.1 Measurement and experimental analysis of vibrations from the surface of the adding and distributing boxes at the testing stand ................................................. 90

6.2 Measurement and experimental analysis of radiated noise from the surface of the adding and distributing boxes at the testing stand .................................................. 103

6.3 Conclusions ............................................................................................................ 116 7 FINAL CONCLUSIONS. ORIGINAL CONTRIBUTIONS. DISSEMINATION

OF RESULTS. FUTURE RESEARCH DIRECTIONS ............................................ 121 7.1 Final conclusions .................................................................................................... 121 7.2 Original contributions ............................................................................................. 123 7.3 Dissemination of results .......................................................................................... 124 7.4 Future research directions ....................................................................................... 125 REFERENCES .............................................................................................................. 128 APPENDIX .....……………………..…………..……………………………………... 135 Appendix 1. Abstract .............................................................................................. 135 Appendix 2. Curriculum Vitae .............................................................................. 137


9

INTRODUCERE

Autovehiculul reprezintă un sistem mecanic complex care, în timpul funcţionării, generează

un spectru larg de vibraţii. O mare parte din energia acestora este radiată în exterior sub formă de unde elastice. În literatura de specialitate aceste unde sunt denumite şi unde acustice, unde sonore sau zgomot. Problema reducerii zgomotului generat de autovehicule reprezintă un obiectiv de interes deosebit în lumea proiectanţilor şi a constructorilor văzut prin prisma reducerii poluării sonore impusă de Directivele si Normele C.E., dar, nu în ultimul rând, impusă de cerinţele pieţii văzute prin prisma creşterii confortului şi a fiabilităţii autovehiculelor.

Sistemele mecanice sunt formate din elemente care acumulează energie potenţială (arcuri), elemente care acumulează energie cinetică (mase sau momente de inerţie masice) şi elemente în care are loc o pierdere continuă de energie (amortizoare). Vibraţia unui sistem mecanic este o schimbare periodică a energiei între forma cinetică şi cea potenţială. În sistemele cu amortizare, la fiecare ciclu are loc o pierdere de energie.

Cercetarea în domeniu reprezintă o muncă laborioasă în care îşi aduc aportul : • Metode şi mijloace moderne de măsură şi analiză a vibraţiilor şi zgomotului; • Experienţa cercetătorilor în alegerea căilor de investigare a surselor generatoare

de vibraţii şi zgomote; • Volumul şi gradul de sistematizare al informaţiilor referitoare la funcţionări

normale şi anormale; • Gradul de armonizare a rezultatelor experimentale cu consideraţiile teoretice

abordate în literatura de specialitate.

În construcţia de autocamioane, indiferent de destinaţia lor, pe lângă parametrii constructivi, funcţionali şi de fiabilitate necesari unui autocamion, trebuie să se ţină neapărat seama şi de nivelul zgomotului produs şi influenţa acestuia asupra funcţionării şi fiabilităţii vehiculului dar, mai ales asupra mediului. Identificarea surselor generatoare de zgomot se face funcţie de complexitatea şi specificul sursei prin abordarea metodologiei adecvate, care are la bază o îmbinare a calculului analitic al potenţialelor frecvenţe dominante cu rezultatele determinărilor experimentale (identificarea maximelor spectrelor măsurate). Calitatea în identificarea şi diagnosticarea surselor de zgomot creşte odată cu perfecţionarea tehnicii de măsurare şi îndeosebi a celei de procesare a mărimilor măsurate.

Prin urmare, nivelul de zgomot este un parametru esenţial în aprecierea calităţii autovehiculelor. Calea cea mai importantă şi cea mai sigură de urmat în construcţia unor autovehicule caracterizate de o funcţionare cu zgomot redus o constituie abordarea cercetării surselor şi a metodelor de reducere a nivelului de zgomot încă din faza de proiectare.

Principalele surse de zgomot ale autovehiculului pot fi clasificate în:

♦ Surse interne: funcţionarea motorului cu ardere internă, funcţionarea sistemelor auxiliare grupului de fortă (răcire, admisie, evacuare), funcţionarea agregatelor transmisiei (cutia de viteze, arborele cardanic, mecanismul diferenţial);

♦ Surse externe, induse de macro şi micro profilul drumului, rigiditatea părţii de rulare a pneului, rezistenţele la înaintare, vibraţiile cabinei, caroseriei şi ale pereţilor laterali ai platformei.

Din punctul de vedere al mecanismelor de generare, din marea varietate a cauzelor surselor de zgomot ale autovehiculelor, ponderea cea mai mare o au mişcările mecanice.


10

Componentele autovehiculelor sau ale structurilor din componenţa acestora, sub acţiunea unor forţe variabile, intră într-o stare de vibraţie generatoare de radiaţii acustice. Asemenea forţe pot să apară în procesele de frecare sau vibraţii mecanice. Astfel se disting:

♦ Impactul dintre două corpuri solide în care cel puţin unul din corpurile participante sau structura ataşată acestuia intră în stare de vibraţie generatoare de radiaţii acustice;

♦ Mişcările relative ale diferitelor componente mecanice ale autovehiculului (frecări); ♦ Forţele alternative care conduc la apariţia stării de vibraţie.

Privind măsurile de atenuare a zgomotului se poate acţiona în două direcţii:

Măsuri active, care vizează mecanismul de generare al zgomotului şi care au ca obiectiv reducerea cantităţii de energie radiată sub formă acustică, şi

Măsuri pasive, care vizează distribuirea în spaţiu a energiei acustice astfel încât în locul în care se receptează sau se efectuează măsurările acustice să ajungă o cantitate mai mică din energia radiată sub formă acustică.

Pentru succesul unui program de atenuare a zgomotului încă din faza de proiectare este necesar ca toate fazele acestuia să fie privite ca elemente componente inseparabile ale unui proces unitar. Astfel, cercetarea zgomotului generat de autovehicul, în particular, a unui agregat sau componentă a acestuia, se constituie într-un proces care trebuie să parcurgă următoarele faze:

Studiul aspectului fizic al zgomotului:

1) Depistarea surselor; 2) Mecanismele de generare; 3) Evaluarea cantitativă şi calitativă a zgomotului surselor sistemului (ponderea surselor în zgomotul global), în diferite regimuri de funcţionare; 4) Căile şi mijloacele de transmitere şi propagare.

Diagnosticarea fenomenului de apariţie a zgomotului;

Cercetări în vederea soluţionării problemei combaterii la sursă a zgomotului şi/sau împiedicarea propagării lui.

Pentru a putea decide care dintre măsurile de atenuare a zgomotului sau o combinaţie între aceste măsuri va putea fi aplicată etapizat, este necesară luarea în considerare a:

1) Cauzelor şi a surselor care generează zgomotul; 2) Cuantumul necesar al atenuării; 3) Mijloacele umane şi materiale avute la dispoziţie; 4) Implicaţiile economico-tehnologice în producţie.

Aşadar, lucrarea de faţă prezintă un astfel de program de atenuare a zgomotului produs de agregatele autovehiculelor din clasa specială şi chiar prezintă şi rezultatele aplicării acestuia. În această lucrare este abordată problema reducerii zgomotului generat de structura cutiei sumatoare şi de distribuţie şi îmbunătăţirea soluţiei constructive pentru creşterea fiabilităţii în exploatare a acesteia.

Pentru atenuarea zgomotului generat de cutia sumatoare, în particular, pentru optimizarea acustică a acesteia prin măsuri structurale, trebuie să se aibă în vedere:

1) Atenuarea zgomotului prin influenţarea mecanismului de generare; 2) Reducerea transmiterii zgomotului; 3) Reducerea radiaţiei acustice prin absorbţie acustică.

Din puctul de vedere al mecanismelor de generare, sursele de zgomot ale cutiei sumatoare şi de direcţie pot fi grupate în două componente principale:


11

♦ Zgomot generat de cutie însăşi, zgomot datorat angrenajelor şi lagărelor în momentul transmiterii cuplului;

♦ Zgomotul radiat de suprafeţele carcasei cutiei sumatoare.

La aceste componente se adaugă zgomotul radiat de suprafeţele tuturor accesoriilor montate pe cutie, zgomot care este generat de vibraţia structurii acestora transmisă de cutie, precum şi de funcţionarea lor.

Zgomotul radiat de suprafeţele cutiei sumatoare are drept cauză vibraţiile suprafeţelor cutiei generate de variaţiile periodice ale forţelor din angrenare şi din lagăre. Vibraţiile structurale excitate de aceste forţe din interiorul cutiei sunt transmise prin structura internă a acesteia suprafeţei sale exterioare şi componentelor ataşate, generându-se astfel zgomotul radiat mediului înconjurător.

Zgomotul radiat de suprafeţele cutiei sumatoare nu depinde numai de forţele de excitaţie, ci şi de proprietăţile de transmitere ale structurii cutiei, ca şi de caracteristicile vibraţiei şi ale radiaţiei suprafeţelor acesteia.

Dacă pentru atenuarea zgomotului generat de cutie, datorat angrenajelor, lagărelor, frecărilor dintre mecanismele din interiorul cutiei, s-au făcut şi se fac in continuare cercetări, în lucrare făcându-se referire la modalităţi şi procedee de reducere a zgomotului, pentru zgomotul structurii carcasei cutiei (zgomot structural) nu există posibilităţi multiple de reducere, mai ales la componentele mari. Motivul principal este de ordin economic şi tehnologic pentru că reducerea zgomotului structural se realizează prin rigidizare (adăugare de mase). Acest lucru conduce la costuri considerabile pentru materiale, modificări de tehnologie de fabricaţie şi montaj.

Prin urmare, devine deosebit de importantă soluţia îmbunătăţirii structurii cutiei sumatoare şi de distribuţie astfel încât aceasta să prezinte cât mai puţine vibraţii ale suprafeţelor exterioare, cu modificări constructive şi tehnologice cât mai puţine şi la costuri materiale şi financiare minime..

Dezvoltarea tehnicii de măsurare a vibraţiilor şi zgomotelor, precum şi dezvoltarea tehnicii de prelucrare a semnalului măsurat, a permis perfecţionarea analizei conexiunilor care există între problema stapânirii vibraţiilor şi a zgomotelor şi celelalte activităţi de proiectare şi inginerie tehnologică.

Studiul stării de funcţionare a sistemelor mecanice, deci implicit a mecanismelor de generare şi transmitere a zgomotelor, printr-o analiză vibroacustică necesită:

♦ Acumularea şi sistematizarea volumului de informaţii referitoare la funcţionarea sistemului analizat;

♦ Utilizarea unei tehnici experimentale de precizie pentru culegerea, condiţionarea şi mai ales analiza semnalului;

♦ Corelarea rezultatelor experimentale obţinute cu consideraţii şi date teoretice pentru identificarea surselor de vibraţii şi zgomot sau a traseului de undă, cu posibilităţi de optimizare a soluţiilor.

Rezultatele activităţii de cercetare a autorului, a se vedea lucrările [35], [36], [48], [49], [50] [51], [52], [53], [71], [72], [73], [74], [75], [76], [77], [78], [79], [80], [81], [93], [94], [95], publicate în ultimii ani la diferite Conferinţe Internaţionale de Autovehicule Rutiere, prezentate în Bibliografie, şi experienţa dobândită folosind aparatura specifică de măsură şi analiză, precum şi a tehnicii de calcul actuale, au fost suportul principal în realizarea aceastei lucrări care prezintă o metodă experimentală, rapidă şi performantă de determinare a parametrilor vibraţiilor şi acustici ai structurii cutiei sumatoare şi de distribuţie CSD 4000. .

Deasemenea, lucrarea prezintă modificările realizate pe structura carcasei cutiei sumatoare, modificări propuse şi realizate în urma analizei rezultatelor obţinute, precum şi teste comparative pe cele două variante de cutie (modificată şi iniţială) pentru validarea modificărilor şi scoaterea în evidenţă a îmbunătăţirilor aduse în ceea ce priveşte reducerea zgomotului structural al carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie CSD 4000.


12

În lucrare au fost determinaţi experimental parametrii de bază ai vibraţiei structurii carcasei cutiei sumatoare (frecvenţele de rezonanţă, impedanţele mecanice, amplitudinile deplasărilor vibraţiei suprafeţei structurii şi repartizarea lor pe suprafaţa analizată)

Pentru predicţia zgomotului radiat de suprafeţele cutiei sumatoare pe baza rezultatelor obţinute experimental, şi pentru identificarea parametrilor asupra cărora se poate acţiona în vederea optimizării structurale a cutiei sumatoare, în lucrare este prezentată şi o analiză modală realizată cu metoda elemenelor finite. . Tot în lucrare este prezentată şi o analiză structurală efectuată cu metoda elementului finit, însoţită de determinarea experimentală a caracteristicilor materialului carcasei şi a limitei de rezistenţă în exploatare a acestuia. Aceste rezultate pot fi utile pentru cercetările care vor fi efectuate în vederea reducerii greutăţii cutiei sumatoare fără afectarea nivelului de zgomot al acesteia. Pentru vehiculul pe care se montează această cutie sumatoare există un deziderat major: reducerea în procent cât mai mare a greutăţii.

OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT

A Nevoile la care raspunde teza de doctorat:

1 Reducerea efectelor poluante acustice (reducerea zgomotului produs); 2 Reducerea consumului de material şi a costurilor de fabricaţie; 3 Creşterea fiabilităţii şi a securităţii in condiţii grele de exploatare.

Conform Planului Naţional de Cercetare Dezvoltare Inovare 2007–2013, proiectul se încadrează în:

Domeniu 7 Material, procese şi produse inovative

Subdomeniul 5 Produse şi tehnologii inovative destinate transporturilor şi producţiei de automobile

Aria tematică 1 Produse şi tehnologii care sporesc eficienţa energetică a mijloacelor de transport şi reduc efectele poluante

3 Creşterea siguranţei şi securităţii transporturilor 4 Produse şi tehnologii destinate producţiei de automobile.

B Scopul : Imbunatatirea parametrilor cutiei de viteze sumatoare pentru reducerea zgomotului structural prin proiectarea, implementarea şi realizarea unor modificări ale carcasei care măresc fiabilitatea cutiei şi dau posibilitatea reducerii costurilor de fabricatie.

C Obiectivele operaţionale ale tezei sunt:

1 Analiza critica a problematicii, pe plan mondial, privind atenuarea zgomotelor structurale produse de componentele transmisiilor vehiculelor grele;

2 Analiza principalelor marimi fizice care intervin in cercetarea vibratiilor si a zgomotelor;

3 Prezentarea unor metode folosite pe plan mondial in analiza vibratiilor si a zgomotelor;

4 Analiza cauzelor si a surselor de zgomot in cutiile de viteze de dimensiuni mari. Prezentarea solutiilor constructive actuale si a tendintelor moderne in vederea reducerii poluarii acustice datorata de aceste surse;

5 Analiza mecanismului de transmitere a zgomotelor in structura cutiei de viteze sumatoare;

6 Modelarea matematica a radiatiei zgomotului structural;

7 Analiza modală şi structurală a carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie;

8 Prezentarea metodei experimentale propusă a fi utilizată în optimizarea acustică a cutiei sumatoare prin măsuri structurale şi aplicaţia practică a acestei metode prin realizarea


13

experimentelor asupra unei carcase de cutie sumatoare şi de distribuţie ce echipează autocamioanele speciale utilizate în extracţia petrolieră;

9 Analiza rezultatelor experimentelor şi propunerea modificărilor constructive pe carcasa cutiei sumatoare;

10 Proiectarea şi realizarea practică a modificărilor pe carcasa cutiei sumatoare;

11 Efectuarea de teste comparative pe cele două variante de cutii sumatoare (modificată şi iniţială) pentru validarea experimentelor şi a eficienţei modificărilor aplicate;

Zgomotul radiat de transmisiile mecanice (cutii de viteze, de distribuţie, elemente de legătură, punţi motoare sau transmisii finale) este influenţat de alegerea judicioasă a parametrilor şi caracteristicile de proiectare de bază impuse de consideraţii de performanţă, putere, greutate şi fiabilitate. O alegere potrivită a acestor alternative, încă din faza de proiectare, poate să reducă atât zgomotul, cât şi să îmbunătăţească performanţele componentelor şi a autovehiculului în ansamblu.

Pentru îndeplinirea obiectivelor s-a realizat o cercetare bibliografică, motivată de faptul că literatura în domeniu creşte, în ultimii ani, exponenţial. Informaţiile din domeniul cercetării privind îmbunătăţirea calităţii produselor şi, mai ales privind metode şi aparatură de experimentare, sunt din ce în ce mai vaste şi utile.

Deasemenea, s-au prezentat principalel marimi fizice care intervin in cercetarea vibratiilor si a zgomotelor precum şi unele metode folosite pe plan mondial in analiza vibratiilor si a zgomotelor.

Analiza structurală şi modală, realizată cu metoda elementului finit au scos în evidenţă rezervele de îmbunătăţiri ale carcasei atât în ceea ce priveşte reducerea eforturilor unitare din carcasă cât şi reducerea zgomotului structural prin rigidizarea carcasei cutiei.

Analiza rezultatelor experimentelor propuse şi realizate au condus la proiectarea şi realizarea practică a unor modificări constructive pe carcasa cutiei.

Testele comparative, realizate pe cele două variante de cutii sumatoare au scos în evidenţă reducerea zgomotului produs de structură corelat cu creşterea fiabilităţii cutiei sumatoare.

Diseminarea rezultatelor obţinute în urma experimentelor şi testelor de laborator s-a realizat prin participarea la conferinţe naţionale şi internaţionale.

.


14

Capitolul 1 STADIUL ACTUAL AL CUNOAŞTERII ÎN DOMENIUL ZGOMOTULUI STRUCTURAL

AL AGREGATELOR TRANSMISIILOR MECANICE ALE AUTOVEHICULELOR. SOLUŢII CONSTRUCTIVE, TENDINŢE MODERNE ÎN VEDEREA REDUCERII

ZGOMOTULUI STRUCTURAL AL ACESTORA Dacă stabilim ca obiectiv atenuarea zgomotului datorat transmisiilor mecanice, trebuie în primul rând să depistăm cauzele şi sursele zgomotului, precum şi evaluarea cantitativă şi calitativă a acestora. Din punctul de vedere al mecanismelor de generare, sursele zgomotului agregatelor transmisiei se pot grupa în două componente principale:

Zgomotul generat de agregat (cutie de viteze, cardan, punte) zgomot datorat angrenajelor roţilor dinţate, frecărilor între componente, cuplaje etc.;

Zgomotul radiat de suprafaţa carcasei exterioare.

La aceste două componente ca surse ale zgomotului putem adauga zgomotul radiat de suprafeţele tuturor subansamblelor montate pe carcasa (pompe de ulei, conducte, elemente de comandă sau control, filtre etc.). Zgomotul subansamblelor este generat de vibraţia structurii acestora transmisă de carcasa cutiei, precum şi de funcţionarea lor.

În figura 1.1 sunt prezentate sintetic cauzele şi sursele posibile ale zgomotului structural produs în cutia sumatoare şi de distribuţie.

ZGOMOT STRUCTURAL

ZGOMOT STRUCTURAL RADIAT MEDIULUI

Fig. nr. 1.1 Cauze şi căi de transmitere a zgomotului structural.

POMPĂ DE ULEI

CAPACE SUPERIOARE

ANGRENAJE

CAPACE LAGĂRE

LAGĂRE CU RULMENŢI

ARBORI

CONDUCTE DE ULEI

POMPE PARKER

FILTRU ULEI

CARCASĂ CUTIE SUMATOARE ŞI DE DISTRIBUŢIE

PÂRGHII TIMONERIE


15

Analiza posibilităţilor de atenuare a zgomotului datorat agregatelor transmisiilor mecanice a fost abordată de numeroşi cercetători. Din multitudinea lucrărilor de specialitate avute la dispoziţie, studiul prezentat în acest capitol are la bază următorul material bibliografic: [1], [10], [16], [17], [32], [38], [39], [42], [44], [51], [51], [63], [75], [87], [97], Alte lucrări care au fost studiate suplimentar în vederea obţinerii unor cunoştinţe cât mai aprofundate asupra cauzelor şi surselor zgomotului produs de agregatele transmisiilor mecanice sunt prezentate în Bibliografia lucrării.

Pentru obţinerea de informaţii despre autovehiculele rutiere şi construcţia transmisiilor mecanice, a fost studiat următorul material bibliografic: [1], [18], [20], [22], [23], [28], [59], [61], [66], [68], [69], [72], [76], [85], [86], [87], [92] şi [95].

1.1 Caracteristici de bază ale generării zgomotului şi vibraţiilor în agregatele transmisiilor mecanice Cutia sumatoare şi de distribuţie are o structură ce poate fi împărţită în două părţi de bază:

1) Partea mobilă, care cuprinde roţile dinţate, arborii, rulmenţii din lagăre, diferenţialul în ansamblu, pompa de ulei, pompele de antrenare alte agregate de pe autoşasiu şi pârghiile de comandă (timoneria); 2) Partea fixă care cuprinde carcasa, capacele lagărelor, ţevi instalaţie de ungere şi răcire, filtru, aparate de măsură, alte anexe.

Partea mobilă este separată de structura carcasei prin lagărele arborilor (arborii de intrare, principali, secundari, ai prizei de putere, ai difernţialului) unde sunt montaţi rulmenţi. Prin intermediul capacelor lagărelor, se realizează jocul necesar în rulmenţi pentru o funcţionare corectă. Acest joc poate fi numit interstiţiul de funcţionare care constă în jocul dintre inelul interior şi inelul exterior al rulmenţilor, practic, în această situaţie, interstiţiul de funcţionare putând fi numit şi jocul axial pe care îl are arborele cu roţi dinţate care se roteşte în aceste lagăre unde s-a realizat jocul rulmentului.

Forţele de excitaţie care apar în timpul funcţionării cutiei sumatoare pot fi clasificate în două categorii:

1) Forţe unidirecţionale, forţele datorate procesului de angrenare a roţilor, Fp; 2) Forţe reversibile, forţele de inerţie ale maselor în mişcare, Fi.

Forţele unidirecţionale Fp, datorate angrenării, generează zgomot în vecinătatea angrenării dintre roţile dinţate. Aceste forţe apar la intrarea în angrenare a roţilor, cresc până la o anumită valoare după care descresc până la ieşirea din angrenare. Funcţie de momentul de torsiune transmis, aceste forţe pot varia foarte mult. Această creştere şi descreştere rapidă a forţelor în toate angrenările dintre roţi induce oscilaţii semnificative ale arborilor cărora le corespund variaţii ale forţelor Fp. Răspunsul structurii cutiei sumatoare la aceste forţe variabile Fp(t) poate fi modelat ca un sistem masă-arc cu masa m, coeficientul de amortizare, c şi rigiditatea dinamică, k: mx c x k x F tp&& & ( )+ + = , (1.1) în care: x este deplasarea, xx ω=& este viteza, iar &&x x= − ω2 este acceleraţia.

Forţele reversibile Fi sunt cauza zgomotului generat mecanic. Datorită procesului de angrenare şi a inerţiei roţilor, aceste forţe îşi schimbă direcţia. La angrenare, roata conducătoare loveşte şi accelerează roata condusă producând astfel impacturi care generează vibraţii în structura carcasei cutiei sumatoare..


16

Ecuaţia care descrie comportarea sistemului la acţiunea acestor forţe reversibile are în vedere faptul că această mişcare a sistemului este caracterizată de viteza de variaţie a acceleraţiei, &&&x :

mx dFd

consti&&& .= =t

(1.2)

Pentru elementele aflate în mişcare de rotaţie ecuaţia care descrie comportarea sistemului la acţiunea forţelor reversibile este similară, cu diferenţa că va conţine viteza de variaţie a acceleraţiei unghiulare &&&θ şi momentul de inerţie Ip:

I dMd

constpt&&&θ = =

θ. (1.3)

în care Mt este momentul de torsiune. Astfel, la cutia sumatoare care va funcţiona fără să transmită moment mare de torsiune, va predomina zgomotul generat mecanic ( nu apar oscilaţii mari ale arborilor).

La toate tipurile de cutii de viteze, cutii de distribuţie sau cutii sumatoare şi de distribuţie ambele surse de zgomot sunt prezente. 1.2 Soluţii privind reducerea nivelului de zgomot în agregatele transmisiilor autovehiculelor Reducerea zgomotului generat de autovehicule impune soluţii constructive corecte, execuţii de prelucrări mecanice de calitate superioară, montaje şi reglaje optime. Zgomotul în transmisiile mecanice este produs de angrenajele din cutia de viteze şi de distribuţie, din punţile motoare, de rulmenţii sau bucşile din lagăre, de transmisiile cardanice. Zgomotul produs de acestea poate fi influenţat şi de legăturile dintre aceste subansamble ale transmisiei şi şasiu.

Pentru studiul comportării vibroacustice a transmisiei prin roţi dinţate trebuie stabilite sursele de excitaţie ale sistemului. Sursele de excitaţie în funcţionarea transmisiilor prin roţi dinţate pot fi interne sau externe sistemului. Sursele interne sunt: încărcarea variabilă a unei perechi de dinţi, deplasările relative cauzate de rigiditatea variabilă a danturii, deplasările relative variabile sau şocurile cauzate de erorile de angrenare, forţele de frecare variabile ca sens, forţele axiale variabile ca poziţie la angrenajele cu dinţi înclinaţi, excitaţiile datorate distribuţiei neuniforme de masă. Excitaţiile externe sistemului sunt generate de variaţiile cuplului rezistent. În general, frecvenţele excitaţiilor externe sunt reduse în raport cu excitaţiile interne.

Nivelul de zgomot al angrenajelor din cutiile de viteze şi cutiile de distribuţie este influenţat de elemente de natură constructivă (modul, unghi de angrenare, unghi de înclinare a dintelui, bombarea, material, etc.), tehnologică (clasa de execuţie, eroarea de formă a profilului, eroarea de direcţie a dintelui, rugozitatea flancurilor, etc.) şi de exploatare (viteza de rotaţie, sarcina, ungerea). 1.2.1 Modificarea parametrilor constructivi ai angrenajelor cilindrice din transmisii

Micşorarea modulului roţilor dinţate şi mărirea numărului de dinţi până la limitele posibile duc la micşorarea dimensiunilor , a vitezei periferice şi la micşorarea zgomotului.

În practica actuală a realizării roţilor dinţate se tinde spre utilizarea unghiurilor de angrenare mici ( de obicei α = 150) la care forţa de frecare este dirijată spre centrul roţii, obţinându-se astfel angrenaje mai puţin zgomotoase şi cu grade mai mari de acoperire, în combinaţie cu unghiul de înclinare a danturii „β”.

Pentru mărirea gradului de acoperire există şi posibilitatea de înălţare a profilului de referinţă a danturii. Profilele înalte ale dinţilor prezintă, datorită proprietăţilor elastice bune, coeficienţi de elasticitate cmin. la valori mici, recomandate. Angrenajele din materiale cu modul de


17

elasticitate scăzut (materiale plastice) au amortizări apreciabile şi un nivel de zgomot cu 12 dB(A) mai redus decât roţile din oţel

Influenţa parametrilor constructivi asupra nivelului de zgomot produs de angrenaje este prezentat sintetic în tabelul nr. 1.1. Tabelul nr. 1.1

Parametrul analizat Domeniul de valori analizat

Influenţa creşterii valorii parametrului asupra nivelului de zgomot

Inclinarea dintelui 00 - 400 ↓ 20 dB(A)

Rigiditatea materialului - ↑ 12 dB(A)

Flancarea dintelui (0 – 0,02) mm ↓ 6 dB(A)

Gradul de acoperire 1 – 2,2 ↓ 3 dB(A)

Modulul (1 – 12) mm ↑ 2 dB(A)

Numărul de dinţi Z – 2Z ↑ 3 dB(A)

Deplasarea specifică de profil 0,092 – 0,883 ↑ 1 dB(A)

Lăţimea dintelui - ↓ Efecte reduse

Bombarea dintelui -

Rigiditatea şi masa carcasei - ↓ La erori mari de direcţie a

dintelui

.

Rigiditatea K a angrenajului variază pe parcursul procesului de angrenare a doi dinţi conjugaţi în funcţie de poziţia punctului de contact pe linia de angrenare şi funcţie de forţa normală pe dinte. În figura nr. 1.2, contactul a doi dinţi conjugaţi începe în punctul E1 şi sfârşeşte în punctul E2. Pe timpul cât punctul de contact parcurge segmentul E1 – E2 , în angrenare se află şi perechea de dinţi imediat anterioară perechi urmărite, precum şi perechea de dinţi imediat următoare perechii în discuţie.

Figura nr. 1.2


18

Modificarea rigidităţii mecanismului are drept consecinţă directă modificarea frecvenţei şi a perioadei componentei amortizate a vibraţiilor sistemului. Asupra variaţiei de rigiditate, o influenţă puternică o are gradul de acoperire, cu influenţe asupra nivelului de zgomot (vezi figura nr. 1.3).

Figura nr. 1.3 O altă modalitate de uniformizare a variaţiei rigidităţii danturii o constituie corecţia dintelui, care se poate realiza asupra flancurilor (bombare) sau asupra suprafeţei de vârf, ultima fiind mai puţin utilizată (flancarea). Dacă forma şi dimensiunile bombării şi flancării sunt bine alese, efectele asupra nivelului de zgomot sunt pozitive (vezi figura nr. 1.4).

Figura nr. 1.4


19

Pentru a scoate în evidenţă influenţa modificării parametrilor geometrici ai angrenajelor asupra reducerii zgomotului, prezentăm câteva rezultate ale măsurărilor de zgomot efectuate pe o cutie de viteze considerată etalon şi două cutii de viteze , una cu parametrii geometrici ai angrenajelor modificaţi şi una cu parametrii nemodificaţi [ ]. În acest sens, prezentăm:

rezultate ale măsurărilor nivelului de zgomot pe cutia de viteze considerată etalon; rezultate ale măsurărilor nivelului de zgomot pe cutia de viteze 10C-100 cu parametrii

geometrici nemodificaţi şi cutia de viteze 10C-120 cu parametrii geometrici ai angrenajelor cilindrice modificaţi;

analiza şi compararea rezultatelor măsurărilor de zgomot efectuate; 1.2.1.1 Calculul angrenajelor cilindrice Utilizând un program de calcul al angrenajelor cilindrice după metoda DIN-ISO, specialiştii din SC INAR SA Braşov au realizat, pe calculator, calcule de geometrie a angrenajelor. Practic, s-a trecut la reproiectarea angrenajelor cilindrice din cutia de viteze 10C-100. La fiecare angrenaj a fost păstrat raportul de transmitere dar s-au modificat modulul, unghiul de angrenare şi deplasările specifice. Modulul a fost micşorat la fiecare angrenaj după caz, iar unghiul de angrenare a fost micşorat de la valoarea α = 200 la valoarea α = 150.

Rezultatele calculelor angrenajelor au condus la intocmirea documentaţiei de execuţie pentru varianta nouă de cutie de viteze 10C-120 similară cu cutia 10C-100 dar cu parametrii geometrici ai danturilor roţilor din angrenaje modificaţi. Analizând rezultatele obţinute se constată că, micşorând modulul şi unghiul de angrenare, se obţin angrenaje cu grad mare de acoperire. Acest fapt conduce la o angrenare lină a roţilor dinţate, deoarece în permanenţă se află în angrenare mai mult de doi dinţi. Se obţine şi o distribuţie mai bună a sarcinii şi o solicitare mai redusă a flancurilor dinţilor. 1.2.1.2 Măsurări de zgomot pe cutiile de viteze etalon, modificată şi nemodificată S-au efectuat măsurări de zgomot pe următoarele cutii de viteze:

EATON tip RT-11609A, considerată etalon; 10C-100, cutie cu parametrii geometrici ai angrenajelor cilindrice nemodificaţi; 10C-120, cutie similară cu 10C-100 dar cu parametrii geometrici ai angrenajelor

modificaţi.

S-a măsurat nivelul de putere acustică LWA pentru treptele de viteză V, VI, VII şi VIII la trei turaţii de intrare : 600, 1650 şi 2200 rot / min. Metoda de măsurare a fost în conformitate cu prevederile SR EN ISO 3744:1997. Rezultatele măsurărilor de zgomot pentru cutia etalon EATON tip RT-11609A sunt centralizate în tabelul nr. 1.2

Tabelul nr. 1.2

Nivelul de putere acustică LWA [dB(A)] Turaţia [rot/min]

Treapta nr. V Treapta nr. VI Treapta nr. VII Treapta nr. VIII

600 81,5 81,8 82,6 82,7 1650 91 91,5 93 92 2200 96 94,6 95,6 94,5

Rezultatele măsurărilor de zgomot pentru cutia de viteze 10C-100 cu parametrii geometrici ai angrenajelor cilindrice nemodificaţi sunt centralizate în tabelul nr. 1.3


20

Tabelul nr. 1.3


Treapta nr. V Treapta nr. VI Treapta nr. VII Treapta nr. VIII

600 85,7 86,5 87 89,3

1650 96,6 98,4 98,8 100,9 2200 100.2 102,2 102,5 103,7

Rezultatele măsurărilor de zgomot pentru cutia de viteze 10C-120 cu parametrii geometrici ai angrenajelor cilindrice modificaţi sunt centralizate în tabelul nr. 1.4

Tabelul nr. 1.4


Treapta nr. V Treapta nr. VI Treapta nr. VII Treapta nr. VIII600 82,3 83,3 82,6 84,5 1650 93,6 94,4 95,3 95,7 2200 97,8 95,4 99,3 97,3

1.2.1.3 Analiza şi compararea rezultatelor măsurărilor de zgomot efectuate Rezultatele măsurărilor de zgomot pe cutia de viteze etalon şi pe cutia de viteze 10C-100 cu parametrii geometrici nemodificaţi sunt comparate şi prezentate în diagramele trasate şi prezentate în figura nr. 1.5.

Figura nr. 1.5


21

Din analiza rezultatelor şi compararea diagramelor din figura nr. 1.5 rezultă că nivelul zgomotului la cutia de viteze EATON este cu 3 – 6 dB(A) mai mic decât la cutia 10C-100.

Rezultate şi mai concludente în susţinerea influenţei parametrilor geometrici asupra zgomotului produs de angrenaje s-au obţinut din analiza şi compararea măsurărilor efectuate pe cutia de viteze 10C-100 şi cutia cutia de viteze 10C-120 cu parametrii geometrici modificaţi.

În figurile nr. 1.6 şi 1.7 sunt prezentate, comparativ, diagramele trasate pentru cele două cutii de viteze cu valorile puterii acustice la două trepte de viteze, treapta V şi treapta VIII.

Figura nr. 1.6

Figura nr. 1.7


22

Utilizarea angrenajelor cu module micşorate, unghi de angrenare micşorat şi grad mare de acoperire conduce la reducerea zgomotului cu 3 – 6 dB(A). Astfel, creşte competitivitatea agregatelor transmisiei şi încadrarea lor în normele internaţionale privind poluarea sonoră.

1.2.2 Modificarea parametrilor tehnologici ai angrenajelor cilindrice din transmisii Cele mai importante erori (abateri) ale angrenajelor care conduc la apariţia, transmiterea şi propagarea zgomotului sunt: erori de divizare, abateri de la forma flancurilor, abateri de la direcţia dintelui. În funcţie de clasa de exactitate există normative care stabilesc valoarea acestor abateri.

Deoarece în procesul de fabricaţie pot apărea erori din cauza rostogolirii, care de obicei sunt proporţionale cu rotaţia, dar care nu sunt neapărat în raport de număr întreg cu pasul de angrenare al angrenajului, acestea pot fi răspunzătoare pentru apariţia aşa numitelor „frecvenţe fantomă”. Din practică a reieşit că, mai ales la solicitări joase, erorile de dantură au o influenţă mare asupra zgomotului, în timp ce, la solicitări specifice mari, domină componentele în funcţie de sarcină.

Pentru reducerea nivelului de zgomot în angrenaje la execuţie se pot corecta flancurile dinţilor, aceasta presupunând o cunoaştere în detaliu a comportamentului la încărcare şi deformare a roţii. La ora actuală se pot executa corecţii la flancurile dinţilor pe înălţimea şi lăţimea dintelui pe toate maşinile unelte de finisat roţi dinţate. La angrenajele cu exactitate de execuţie corespunzătoare şi cu suprafeţe de lucru de calitate ne putem aştepta la o reducere a zgomotului cu 3 ... 10 dB(A).

Un alt criteriu de apreciere pentru apariţia zgomotului, pe lângă lungimea şi forma diagramei de încărcare, se mai ia în considerare comportamentul abaterii la rostogolire a flancurilor şi variaţia rigidităţi la torsiune în domeniul cu încărcare parţială. Erorile de execuţie şi montaj determină deplasări relative suplimentare ale roţilor, care se suprapun peste cele determinate de rigiditatea variabilă a danturii. Creşteri importante ale nivelului de zgomot sunt determinate de erorile de formă (Efp) care au frecvenţe ridicate (vezi figura nr. 1.8).

Figura nr. 1.8

În figura nr. 1.9 se prezintă aspectul de încărcare, topografia de contact/angrenare şi corecturile flancurilor.


23

Figura nr. 1.9 Corectarea flancurilor se execută ţinând cont de respectarea cerinţei cinematice care impune

ca cel puţin un punct de pe flancul dintelui să rămână necorectat. Astfel se menţine constant pasul de angrenare.

La ora actuală, pentru proiectarea şi construcţia unor angrenaje silenţioase se porneşte de la stabilirea, în tema de proiectare, a mărimilor caracteristice care descriu comportamentul acustic. Urmează proiectarea unui angrenaj care poate fi realizat şi practic. Creşterea calităţii suprafeţelor de lucru ale flancurilor asigură o scădere a nivelului de zgomot. Pentru o dantură rectificată se obţine o scădere a nivelului de zgomot cu 3 – 4 dB faţă de o dantură frezată.

Erorile cauzate de sarcină (eroarea relativă a pasului de bază şi eroarea de rotaţie) influenţează comportarea vibroacustică a angrenajelor. La angrenajele de putere, unde eroarea relativă a pasului Ep este mai mare ca zero, angrenarea începe şi se termină în afara liniei teoretice de angrenare. Acest fapt conduce la intrarea şi ieşirea dintelui din angrenare cu şoc (vezi figura nr.


24

1.10). Eroarea de rotaţie cumulează efectul deformaţiilor şi erorile danturii, fiind eroarea de rostogolire parţială înregistrată sub sarcină şi dă indicaţia cea mai completă asupra excitaţiei.

Figura nr. 1.10 Excitaţiile produse de frecare şi de forţele axiale (la danturile înclinate) au fost puţin

abordate în cercetări, definirea lor este mai dificilă şi, oricum, au o influenţă redusă în raport cu alte excitaţii.

1.2.3 Modificarea parametrilor de exploatare ai angrenajelor din transmisii

Cercetările experimentale au arătat că nivelul de vibraţii şi zgomot produs de un angrenaj în funcţionare creşte odată cu încărcarea transmisă şi cu viteza unghiulară. În figura nr. 1.11 se evidenţiază acest aspect.

Figura nr. 1.11


25

Se constată că o dublare a momentului de încărcare are ca efect o creştere a nivelului de zgomot cu 3 – 4 dB, iar dublarea turaţiei produce o creştere cu 6 – 7 dB la acceaşi încărcare. Tendinţa modernă în construcţia de maşini este creşterea puternică a vitezelor şi a puterii aşa că nu se poate realiza reducerea nivelului de zgomot şi vibraţii prin modificarea acestor parametri. Totuşi, funcţionarea angrenajelor trebuie să se realizeze la turaţii care să evite fenomenul de rezonanţă.

1.2.4 Modificarea parametrilor angrenajelor conice din transmisii Zgomotul produs de angrenajele conice este influenţat de elemente de natură constructivă, tehnologică şi de exploatare. Deşi mult timp s-a folosit angrenajul conic cu dinţi drepţi, o serie de deficienţe ale acestuia a determinat apariţia angrenajelor cu dinţi înclinaţi şi, mai târziu, cu dinţi curbi (Gleason, Oerlikon) care prezintă avantajele:

o creşterea gradului de acoperire, ceea ce înseamnă o funcţionare mai liniştită şi durabilitate sporită;

o diminuarea sensibilităţii la deplasări relative ale roţilor componente, prin posibilitatea eliminării concentrărilor de tensiuni în mod mai convenabil la dantura curbă decât la dantura dreaptă;

o realizarea prin procedee de fabricaţie cu productivitate mărită.

Pentru obţinerea unor angrenaje rigide, în ultima perioadă se folosesc angrenaje conice hipoide, la care are loc o deplasare a axei pinionului de la linia centrului roţii dinţate conice. Avantajul deplasării axei îl constituie mărirea diametrului pinionului, împreună cu creşterea corespunzătoare de putere a angrenajului.

Datorită alunecării între dinţi (în lungul dinţilor) angrenajele hipoide lucrează mai liniştit decât angrenajele conice cu dinţi curbi, asemănându-se, din acest punct de vedere, cu angrenajele melcate.

Criteriul de apreciere pentru apariţia zgomotului, plecând de la rezultatele calculelor, pe lângă lungimea şi forma diagramei de încărcare se mai ia în considerare comportamentul abaterii la rostogolire a flancurilor şi variaţia rigidităţii la torsiune în domeniul cu încărcare parţială. În figura nr. 1.12 se prezintă diferite diagrame de încărcare pentru roţi conice: 1 – topografia „Ease off”, 2 – diagrama de încărcare pentru angrenare singulară, 3 – variaţia abaterii de rostogolire a flancurilor, 4 – diagrama de încărcare pentru angrenare multiplă.

Figura nr. 1.12


26

Reducerea zgomotului la angrenajele conice se poate realiza şi prin adoptarea unui proces de execuţie corespunzător. În prezent se efectuează prelucrări de finisare asupra angrenajelor cu roţi conice. În urma tratamentului termic apar deformaţii care pot fi remediate parţial la lepuire. Prin şlefuire sau frezare cu scule din materiale dure se observă o îmbunătăţire a calităţii danturii (mai ales la dimensiuni mari) deoarece deformaţiile la călire pot fi greu controlate.

Referitor la parametrii de exploatare, nivelul zgomotului produs de angrenaje este influenţat de încărcarea transmisiei, de viteza unghiulară, de reglajul angrenajului şi menţinerea lui sau de tipul de ulei folosit. 1.2.5 Soluţii de reducere a zgomotului în lagărele din transmisii În construcţia cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) si lagăre cu rostogolire (rulmenţi). Lagărele cu rostogolire (rulmenţi) sunt cele mai răspândite în construcţia cutiilor de viteze, deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbotare.. În figura nr. 1.13 se prezintă o sinteză a lagărelor cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze.

Fig.nr. 1.13

Rulmenţii au în componenţă elemente de rostogolire - bile, role, ace - montate între inelul interior şi inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile, ale lagarului.

La alegerea formei constructive optime pentru lagăre trebuie să se aibă în vedere ca la încărcările existente în lagăr, forţele interne din rulmenţi să fie cât mai mici. De regulă, în cazul sarcinilor medii se preferă folsirea rulmenţilor cu bile care îndeplinesc cerinţele privind o acustică bună. La rulmenţii pe două rânduri sau la montarea mai multor rulmenţi unul lângă altul, trebuie avut grijă ca fiecare rând de corp de rostogolire să fie suficient încărcat. Această cerinţă este impusă mai ales dacă sunt prevăzute abateri mari de aliniere în lagăr. Este avantajos dacă lagărele funcţionează fără jocuri. La lagărele cu solicitări combinate, eliminarea jocurilor este posibilă prin reglarea pe direcţia axială a jocului din lagăr. Condiţiile în care se montează rulmenţii sunt determinante pentru tipul şi intensitatea zgomotelor în funcţionare. Chiar şi rulmenţi silenţioşi pot deveni, în condiţii de montare şi exploatare incorecte, surse de zgomot.

Pentru a putea beneficia din plin de calitatea unui rulment într-un mecanism trebuie stabilite şi respectate anumite calităţi ale componentelor de racordare (ale alezajelor şi arborilor unde se


27

montează rulmenţii). Trebuiesc respectate abaterile de la valoarea nominală , forma circulară şi coaxialitatea alezajelor. Efectul acestor abateri asupra zgomotului în lagăre este dependent de mai mulţi factori :

valoarea solicitării; jocul din rulmenţi; ungerea din rulmenţi; abaterile unghiulare ale inelelor rotative.

Jocul lagărului în funcţionare trebuie să fie cât mai mic, dar la valoarea la care să nu apară forţe suplimentare în lagăr. Forţele de detensionare au ca efect o creştere considerabilă a zgomotului mai ales la lagărele cu sarcini mici. În figura nr. 1.14 se evidenţiază acest lucru, pentru jocuri negative (strângeri) avem o creştere rapidă a zgomotului la rulare.

Figura nr. 1.14.

Un rol important în buna funcţionare a rulmentului o are ungerea. Un film de lubrifiant incomplet conduce la apariţia uzurii ceea ce conduce la apariţia zgomotelor. Prin armonizarea formei constructive a lagărului, a dimensiunilor, a jocului cu mărimea şi direcţia sarcinii şi cu turaţia, deformaţiile în lagăre pot fi menţinute la valori mici şi condiţiile de funcţionare pot fi menţinute la un regim optim. Supradimensionarea lagărului nu conduce la creşterea siguranţei, în schimb creşte nivelul zgomotului. 1.3 Metode moderne de măsurare şi analiză a vibraţiilor structurilor Vibraţia şi, implicit zgomotul au totdeauna cauze şi efecte. Zgomotul şi vibraţia din mediul ambiant sau din zonele industriale sunt produse de procese particulare în care forţe dinamice excită structurile. Acestea crează oamenilor disconfort, stări de oboseală şi chiar îmbolnăviri. Asupra maşinilor, vehiculelor şi clădirilor efectul lor constă în uzură, scăderea performanţelor, funcţionare deficitară sau apariţia oricărui grad de defectare ireversibilă. Multe dintre problemele de zgomot şi vibraţie sunt legate de fenomenul de rezonanţă. Pentru orice situaţie exstă mereu trei factori:

Sursa – locul unde este generată forţa dinamică; Calea – explică pe unde şi cum este transmisă energia; Receptorul – cât de mult zgomot sau vibraţie pot fi suportate sau admise.


28

Aceşti factori trebuiesc studiaţi pentru a găsi soluţiile optime corespunzătoare. Să luăm exemplul unui autoturism al cărui nivel de zgomot este foarte mare. În această situaţie sursa vibraţiei este motorul şi cutia de viteze, calea de transmitere o constituie caroseria maşinii, iar receptorul e reprezentat de către urechile conducătorului auto. 1.3.1 Analiza semnalului şi a sistemului Analiza semnalului este procesul prin care se determină răspunsul sistemului supus la acţiunea unor excitaţii necunoscute, cu caracter general, şi prezentarea lor într-o modalitate uşor de interpretat. Analiza sistemului foloseşte tehnici pentru determinarea proprietăţilor inerente sistemului. Acest lucru se realizează prin excitarea sistemului cu forţe cunoscute şi studierea raportului răspuns/forţă (sensibilitate). Pentru sistemele liniare acest raport reprezintă o proprietate independentă, care rămâne neschimbată indiferent dacă sistemul este excitat sau în repaus.

Prin analiza sistemului, măsurând mobilitatea şi folosind metodele analizei modale, pot fi obţinute modele dinamice ale structurii, iar ulterior, pe baza acestora, poate fi prezisă comportarea structurii la factori excitatori care diferă de cei pentru care s-a făcut înregistrarea datelor şi chiar mai mult, poate fi prezis răspunsul structurii în urma efectuării unor modificări structurale.

Analiza semnalului Pentru exemplul considerat mai sus, o componentă discretă din spectrul acceleraţiei va corespunde cu o turaţie a unui anumit arbore din sistemul de transmisie al maşinii. Dacă componenta din spectru are o amplitudine relativ mare, rezultă că mişcarea arborelui respectiv constituie o sursă de vibraţie şi zgomot. Odată ce sursa a fost identificată apar întrebările: are ea un nivel ridicat din punct de vedere al energiei dinamice, forţând astfel structura să vibreze?; sau, este structura „slabă” din punct de vedere dinamic chiar în dreptul acestei frecvenţe discrete, răspunzând astfel excesiv chiar la forţe de excitaţie de valori relativ normale?

Figura nr. 1.15


29

Analiza sistemului Dacă pentru exemplul considerat, în graficul răspunsului sistemului în funcţie de viteză apar vârfuri, se poate trage concluzia că frecvenţele corespunzătoare constituie rezonanţe în sistemul măsurat. Cu toate acestea, atâta timp cât forţa excitatoare este necunoscută, această concluzie nu este neapărat corectă, vârfurile putând fi prezente chiar în această forţă excitatoare (fig. nr. 1.16)

Figura nr. 1.16

1.3.2 Rezolvarea problemelor dinamice Măsurarea formei deformate a structurii în timpul funcţionării acesteia presupune determinarea deformaţiilor dinamice forţate în domeniul frecvenţelor de funcţionare, sub acţiunea unor forţe necunoscute, dar reale. În exemplul considerat forma deformată a cutiei de viteze şi a motorului are loc pe direcţie verticală. Ca urmare, rezolvarea problemei ar consta în realizarea unei constrângeri a sistemului pe această direcţie. Acest lucru ar putea fi realizat prin adăugarea unor rigidităţi suplimentare în punctele în care amplitudinea este mare sau mişcarea este în antifază. Mărirea rigidităţii va duce la creşterea frecvenţelor proprii şi ar fi de dorit ca ele să iasă din domeniul frecvenţelor de lucru.

Majoritatea problemelor întâlnite în practică au ca punct de plecare excitarea, prin fenomenul de rezonanţă, a unuia sau a mai multor moduri proprii de vibraţie de către forţele apărute în regimul de funcţionare. Modurile proprii a căror frecvenţă se găseşte în domeniul frecvenţelor de lucru vor reprezenta mereu un potenţial pericol

O proprietate, deosebit de importantă, a modurilor de vibraţie este aceea că orice răspuns dinamic al unei structuri, la vibraţii libere sau forţate, poate fi descompus într-o sumă discretă de moduri proprii de vibraţie corespunzătoare acelei structuri (fig. nr. 1.17)

Parametri modali sunt: frecvenţa modală, amortizarea modală şi forma modului. Parametri modali, corespunzători tuturor modurilor proprii de vibraţie existente în plaja frecvenţelor de interes, constituie o descriere completă a dinamicii structurii. De aici şi necesitatea studierii modurilor proprii de vibraţie a structurii în regim liber, moduri care reprezintă proprietăţi inerente ale acesteia.


30

Figura nr. 1.17 Analiza modală este metoda prin care sunt determinaţi toţi parametri modali şi care sunt suficienţi pentru formularea unui model matematic, care poate apoi să descrie dinamica structurii. Analiza modală poate fi abordată prin metode analitice sau experimentale.

Figura nr. 1.18 Modele matematice După efectuarea măsurărilor experimentale, spre exemplu după modelul schematic prezentat în figura nr. 1.19, datele modale se determină sub diferite forme:

• Curba de răspuns în frecvenţă, care furnizează valorile exacte ale frecvenţelor modale (acestea, asociate cu forma modurilor de vibraţie, dau informaţii complete asupra modurilor);

• Date privind forma modurilor de vibraţie (eventual animţia lor), care ajută la crearea unui model matematic modal.

Datele modale obţinute experimental au un domeniu mare de aplicare, printre care se pot face:


31

• verificarea frecvenţelor modale; • descrierea calitativă a formei modurilor, ajutând astfel la înţelegerea comportării dinamice a

structurii în vederea detectării defecţiunilor; • verificarea şi îmbunătăţirea modelelor analitice; • efectuarea de simulări pe calculator (bazate pe modelul modal) necesare îmbunătăţirii

prototipurilor sau detectării defecţiunilor Figura nr. 1.19

1.3.3 Excitarea structurii În vederea măsurării mobilităţii unei structuri, aceasta trebuie excitată cu o forţă dinamică cunoscută, măsurabilă, nefiind restricţii, din punct de vedere teoretic, în ceea ce priveşte forma de undă. În alegerea forţei de excitaţie trebuie să se ţină cont de câţiva parametri:

- Structura care va fi excitată; - Controlul spectrului forţei excitatoare; - Factorul de amplitudine; - Tipul structurii – liniare sau neliniare; - Durata efectuării testului;


32

- Echipamentul disponibil.

Forţa de excitaţie trebuie aleasă astfel încât să fie relativ constantă pe întreg domeniul de interes, spectrul răspuns va avea acelaşi domeniu de frecvenţe ca şi forţa. În figura nr. 1.20 sunt prezentate câteva tipuri de excitaţie.

Figura nr. 1.20 Analiza modală acceptă o abordare liniară a sistemelor şi foloseşte modele liniare. Dacă întâlnim o structură care prezintă unele neliniarităţi, vom căuta să facem o cât mai bună aproximare liniară. Folosind o formă de undă aleatoare care excită structura cu o mare varietate a nivelelor amplitudinii, prin medierile efectuate ulterior în semnalele intrare-ieşire, comportarea neliniară poate fi eliminată. În general, în studiul neliniarităţilor se foloseşte excitaţia cu o forţă sinusoidală de amplitudine maximă.

Aplicarea excitaţiei

Forţele excitatoare pot fi generate prin diferite mijloace, existând numeroase tipuri de aparate proiectate special în acest scop. Ţinând cont de caracteristica de bandă a forţei excitatoare


33

se pot considera două clase: excitatoare care se ataşează (se prind) sau care nu se ataşează de structura de studiu.

Câteva exemple pentru excitatoarele care se prind de structură sunt: vibratorul electromagnetic; vibratorul electrohidraulic; vibratorul cu mase excentrice aflate în mişcare de rotaţie; vibratoare speciale. Excitatoare care nu se prind de structură: ciocane; pendule de impact; cabluri suspendate

Măsurarea forţei Forţa aplicată este în general măsurată cu ajutorul traductorului piezoelectric de forţă, acesta prezentând următoarele avantaje:

dimensiune şi masă mică (nu modifică proprietăţile mecanice ale structurii); liniaritate foarte bună; domeniul dinamic larg (120 dB); domeniu larg de frecvenţe.

Vibratorul trebuie prins de structură în punctul şi pe direcţia pe care se doreşte să se facă excitarea acesteia. Structura, în punctul de excitare, trebuie să fie liberă pentru celelalte cinci grade de libertate, fără rotiri sau constrângeri laterale. O metodă bună de prindere a vibratorului de structură este folosirea unei tije din oţel, aceasta având o rigiditate mare pe direcţie axială, dar mică pe direcţie transversală şi la rotaţie, oferind un control bun al direcţiei forţei de excitaţie şi, în plus, protejează traductorul de forţă la suprasarcini distructive (figura nr. 1.21). Figura nr. 1.21 Măsurarea răspunsului Măsurarea răspunsului presupune măsurarea oricăruia dintre următorii parametri: deplasare, viteză sau acceleraţie. Cea mai bună alegere a traductorului de vibraţie o constituie accelerometrul piezoelectric, deoarece are:

liniaritate bună; greutate redusă (pot fi şi sub 1 gram); domeniu dinamic mare (160 dB); domeniu larg de frecvenţe (0,2 Hz – 10 kHz pentru liniarităţi mai bune de 5%);


34

proiectare simplă şi construcţie robustă (unele tipuri rezistă la şocuri foarte mari); rezistenţă mare la diverşi factori de mediu; sensibilitate mică pe direcţie transversală; montaj simplu.

În figura nr. 1.22 sunt ilustrate câteva modalităţi de montare a accelerometrelor Figura nr. 1.22

Excitaţia de tip impact Testarea cu ajutorul ciocanelor de impact are numeroae avantaje:

viteză ridicată de efectuare a testului – sunt necesare puţine medieri; nu sunt necesare dispozitive speciale de fixare; nu există o masă suplimentară, variabilă, care să încarce structura – avantaj pentru

structurile uşoare; portabile, se pretează bine măsurărilor din afara laboratorului; realizarea lor nu este scumpă.

Utilizarea ciocanelor de impact are totuşi şi unele dezavantaje: factorul de amplitudine, având o valoare relativ ridicată, face ca această metodă să nu fie

propice sistemelor neliniare, din moment ce apare posibilitatea excitării comportării neliniare a acestora;


35

în cazul excitării structurilor mari, în timpul impactului, trebuie aplicată o energie suficient de mare care însă duce la deteriorări locale ale structurii;

semnalul are un caracter puternic determinist, nepermiţând aproximări liniare pentru sistemele neliniare chiar dacă se foloseşte funcţia de coerenţă;

spectrul poate fi controlat numai la limita superioară a frecvenţelor, nepermiţând analize de tip zoom.

Figura nr. 1.23 Ciocan de impact

1.3.4 Relaţii importante folosite în analiza spectrală

Relaţia timp-frecvenţă. În mod normal, datele pot fi reprezentate în două domenii diferite: timp sau frecvenţă. Deşi reprezentarea diferă, informaţia este aceeaşi. Trebuie reţinut faptul că dacă un eveniment apare pe un domeniu larg într-o reprezentare, atunci în cealaltă reprezentare el va apare într-un domeniu îngust; şi invers:

un semnal cu o durată mică în timp, de tip puls, va avea un spectru larg (de la 0 Hz până la frecvenţe foarte înalte) în domeniul frecvenţă;

un semnal sinusoidal, cu o durată mare în timp, are un spectru format numai dintr-o linie spectrală.

Figura nr. 1.24 Relaţia timp-frecvenţă


36

Relaţia trunchiere-pierderi de date. Când observaţia este limitată într-un anumit domeniu, înregistrarea este trunchiată, iar în celălalt domeniu apar pierderi de date, scurgeri de informaţie:

dacă încercăm să măsurăm un semnal de tip puls, folosind instrumente care nu au suficientă lăţime de bandă, atunci semnalul puls va apare mai lat decât este în realitate;

dacă în dreptul unei rezonanţe, timpul necesar înregistrării este mai mic decât cel normal, atunci, în spectrul amplitudine-frecvenţă, amplitudinea din dreptul rezonanţei va fi trunchiată.

Figura nr. 1.25

1.4 Concluzii Din analiza cauzelor şi a surselor zgomotului agregatelor transmisiei vehiculelor prezentată în acest capitol se pot sintetiza următoarele afirmaţii:

a) Din punctul de vedere al mecanismelor de generare, sursele zgomotului agregatelor transmisiilor mecanice sunt angrenajele roţilor dinţate, frecările între componente, cuplajele, lagărele şi suprafeţele exterioare ale carcasei;

b) Forţele de excitaţie care apar în timpul funcţionării cutiei sumatoare sunt forţe unidirecţionale, datorate procesului de angrenare a roţilor, şi forţe reversibile, forţe de inerţie ale maselor în mişcare;

c) Nivelul de zgomot al angrenajelor din cutiile de viteze şi cutiile de distribuţie este influenţat de elemente de natură constructivă (modul, unghi de angrenare, unghi de înclinare a dintelui, bombarea, material, etc.), tehnologică (clasa de execuţie, eroarea de formă a profilului, eroarea de direcţie a dintelui, rugozitatea flancurilor, etc.) şi de exploatare (viteza de rotaţie, sarcina, ungerea);

d) Din exemplul prezentat privind cercetări pentru reducerea zgomotului produs de cutiile de viteze s-a demonstrat că utilizarea angrenajelor cu module micşorate, unghi de angrenare micşorat şi grad mare de acoperire conduce la reducerea zgomotului cu 3 – 6 dB(A). Astfel, creşte competitivitatea agregatelor transmisiei şi încadrarea lor în normele internaţionale privind zgomotul produs;


37

e) Un rol important în buna funcţionare lagărelor cu rulmenţi o are ungerea. Un film de lubrifiant incomplet conduce la apariţia uzurii ceea ce conduce la apariţia zgomotelor. Prin armonizarea formei constructive a lagărului, a dimensiunilor, a jocului cu mărimea şi direcţia sarcinii şi cu turaţia, deformaţiile în lagăre pot fi menţinute la valori mici şi condiţiile de funcţionare pot fi menţinute la un regim optim;

f) Supradimensionarea lagărului nu conduce la creşterea siguranţei şi a fiabilităţii, în schimb creşte nivelul zgomotului;

g) O structură slab amortizată va avea rezonanţe „ascuţite” (amplitudini relativ mari la rezonanţă, cu pante mari de creştere şi descreştere), structura oscilând mult până când amplitudinea mişcării va fi nulă;

h) În cazul unei structuri puternic amortizate mişcarea de oscilaţie se va atenua într-un timp relativ scurt;

În final, se poate afirma că, în toate agregatele transmisiilor mecanice, roţile în angrenare reprezintă cea mai puternică excitaţie. Până în prezent, atenţia cercetătorilor a fost îndreptată în vederea obţinerii unor angrenaje care să respecte criteriile moderne de proiectare, execuţie şi montaj optime din punct de vedere al generării şi transmiterii zgomotului aerian si/sau structural.

Reducerile excitaţiei mecanice, din punctul de vedere al optimizării acustice, sunt posibile, dar, datorită costurilor considerabile şi din considerente tehnice şi de fabricaţie, ele pot fi efectuate numai până la o anumită limită.

Deci, o reducere a excitaţiei mecanice este limitată din raţionamente tehnice şi economice. Cu toate acestea, devine deosebit de importantă soluţia îmbunătăţirii structurii cutiei sumatoare şi de distribuţie, în special a carcasei, astfel încât aceasta să prezinte cât mai puţine vibraţii ale suprafeţelor exterioare obţinându-se astfel o atenuare semnificativă a zgomotului structural.


38

Capitolul 2

ELEMENTE DE BAZĂ ÎN ANALIZA VIBRAŢIILOR ŞI ZGOMOTELOR. FUNCŢII MATEMATICE FOLOSITE ÎN ANALIZA VIBRAŢIILOR ŞI ZGOMOTELOR

2.1 Elemente de bază în analiza vibraţiilor Elementele sistemelor mecanice acumulează energie potenţială (arcuri), energie cinetică (mase sau momente de inerţie masice). Pot fi şi elemente în care are loc o pierdere continuă de energie (amortizoare). Vibraţia unui sistem mecanic este o schimbare periodică a energiei între forma cinetică şi cea potenţială. În sistemele cu amortizare, la fiecare ciclu are loc o pierdere de energie.

Energia vibraţiilor se propagă sub formă de unde elastice prin care se realizează permanent echilibrul dintre energia potenţială şi cea cinetică. Diferenţa dintre diversele tipuri de unde elastice se află în modul de acumulare a energiei potenţiale.

În analiza sistemelor mecanice, dacă numărul gradelor de libertate luat în considerare este nelimitat, sistemul mecanic se va numi sistem cu masă şi elasticitate distribuită. Astfel de sisteme sunt grinzile şi plăcile supuse vibraţiilor de încovoiere, elemente de bază ce se găsesc în construcţia carcaselor agregatelor transmisiilor autovehiculului.

În diferite puncte ale unui sistemm fizic complicat vibraţiile reale măsurate pot fi complet diferite unele faţă de altele chiar dacă punctele considerate sunt situate la o distanţă mică unele faţă de altele. Direcţia în spaţiu a vibraţiilor poate varia şi, pentru o investigare minuţioasă, sunt necesare determinarea vibraţiilor atât ca funcţii de frecvenţă, cât şi ca funcţii de coordonate spaţiale în fiecare punct de analiză. Deci, în cazul unor asemenea sisteme, pentru descrierea mişcării sunt necesare determinarea unor funcţii care să indice variaţia în timp a deplasărilor în fiecare punct: funcţii de timp şi de punct.

Aplicarea unor metodologii simple, în indentificarea surselor, traseului şi a răspunsului, nu asigură rezolvări de calitate pentru structurile complicate. În aceste cazuri, considerarea globală a transferului energetic, care să cuprindă caracterul multirezonant al vibraţiei, a permis o abordare eficientă. O astfel de analiză energetică a fost folosită în această lucrare în scopul determinării pe cale experimentală a corelaţiei dintre vibraţia structurii carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie şi zgomotul radiat de suprafeţele acesteia.

În acest subcapitol sunt definite caracteristicile de bază ale vibraţiilor sistemelor mecanice şi a excitaţiei aplicate asupra lor. Studiul prezentat în acest subcapitol are la bază în principal informaţiile cuprinse în lucrarea redactată de către Harris, C.M. şi Crede, C.E., [41], precum şi următorul material bibliografic: [4], [12], [14], [17], [23], [24], [26], [32], [33], [43], [47], [58], [73], [83], [89] şi [90]. Alte lucrări care au fost studiate suplimentar sunt prezentate în Bibliografia lucrării.

2.1.1 Definirea carcteristicilor vibraţiilor sistemelor mecanice şi a excitaţiei aplicate asupra lor

În analiza vibraţiilor unui sistem fizic primul pas este reprezentarea lui printr-un model matematic care să aibă în general aceeaşi comportare. Se vor stabili masele, constantele elastice şi amortizările, precum şi forţele aplicate. Următorul pas este stabilirea următoarelor proprietăţi ale sistemului:

Frecvenţele proprii ωn ; ♦ Configuraţia modurilor normale de vibraţii Djn ; ♦ Amortizările diferitelor moduri de vibraţii; ♦ Distribuţia maselor mj.


39

Prin definiţie, [41], într-un sistem oscilant, un mod de vibraţie reprezintă o formă caracteristică a sistemului, în care fiecare punct material are o mişcare armonică simplă, de aceeaşi frecvenţă. Într-un sistem cu mai multe grade de libertate, pot exista simultan două sau mai multe moduri de vibraţie.

Numărul de parametri independenţi necesari pentru a defini în orice moment poziţiile tuturor maselor unui sistem faţă de un reper dat îl constituie numărul de grade de libertate ale sistemului. Astfel, dacă sistemul are N mase care se pot deplasa de-a lungul axelor X şi Y, numărul gradelor de libertate va fi 2N. Pentru fiecare grad de libertate (fiecare coordonată în mişcarea unei mase) se poate scrie câte una din ecuaţiile:

m x FI M

j j xj

k k k

&& ,&& ,

=

=

⎧⎨⎩ α α

(2.1)

în care Fxj este proiecţia pe axa X a tuturor forţelor exterioare, elastice şi de amortizare care acţionează asupra masei de ordinul j; Mαk - proiecţia pe axa α a cuplurilor exterioare ce se exercită asupra corpului cu grad de libertate k; Ik - momentul de inerţie al masei k faţă de axa α, o axă principală de inerţie. Ecuaţiile (2.1) sunt de aceeaşi formă şi li se poate asocia expresia:

m x Fj j j&& = , (2.2)

în care Fj reprezintă rezultanta forţelor (cuplurilor) aplicate sistemului după gradul de libertate j; &&xj este acceleraţia (de translaţie sau de rotaţie) după gradul de libertate j, iar mj reprezintă masa (momentul de inerţie) corespunzătoare gradului de libertate j.

Forţa elastică totală Fel care acţionează asupra gradului de libertate j este constituită din suma efectelor deplasărilor pe toate gradele de libertate:

F K xel jk kk

N= −

=∑

1. (2.3)

Introducând forţa elastică, Fel, din relaţia (2.3) în ecuaţia (2.2), împreună cu forţele exterioare, Fj, se obţin cele n ecuaţii de mişcare:

m x F K xj j j jk kk

&& = − ∑ . (2.4)

Când nu este supusă la forţe exterioare, sistemul mecanic poate oscila cu aceste frecvenţe, numite frecvenţe proprii sau naturale ale sistemului. În funcţie de condiţiile iniţiale, sistemul poate vibra cu una sau cu toate aceste frecvenţe.

Moduri proprii de vibraţie

Numărul gradelor de libertate ale unui sistem fizic este egal cu numărul frecvenţelor proprii ale acestuia. Astfel, un sistem cu parametri distribuiţi are un număr infinit de frecvenţe proprii. La un moment dat, un astfel de sistem va vibra, de obicei cu o amplitudine apreciabilă, numai la un număr limitat de frecvenţe, adesea la una singură. Fiecărei frecvenţe proprii îi va corespunde o formă de vibrţţie, numită mod normal sau propriu de vibraţie, aceasta fiind forma pe care o ia sistemul (structura) în timpul vibraţiilor libere, cu frecvenţa proprie.

Astfel, un sistem mecanic care vibrează liber cu una singură din frecvenţele sale proprii ωn are o distribuţie a amplitudinilor numită mod propriu de vibraţii [41] şi care este definită printr-un şir de valori, Djn,

ωn j jn jn knk

m D K D2 = ∑ . (2.5)


40

Şirul de valori Djn, care formează un mod propriu de vibraţie, este independent de mărimile absolute Djn, dar depinde de valorile lor relative.

În general, orice sistem (structură) are puncte, linii sau suprafeţe nodale, care nu se mişcă în nici unul din modurile proprii de vibraţie. Pentru modul fundamental, care corespunde frecvenţei cea mai joasă, reazemele sau punctele de fixare ale sistemului sunt în mod obişnuit singurele puncte nodale. În modurile de vibraţie ale unor sisteme corespunzătoare frecvenţelor proprii mai ridicate, nodurile capătă adesea o distribuţie mai complicată. În problemele complexe de vibraţii forţate este necesară cunoaşterea poziţiei nodurilor, deoarece aplicarea forţei într-un punct nodal, în general, nu va da naştere la vibraţie.

Soluţionarea completă a problemei vibraţiei libere a unui sistem fizic necesită determinarea tuturor frecvenţelor proprii şi a modurilor de vibraţie corespunzătoare. Însă, în practică este suficient să se cunoască numai câteva frecvenţe proprii, în majoritatea cazurilor cunoaşterea exactă a modului de vibraţie fiind de importanţă secundară, acest fapt fiind deosebit de important deoarece permite elaborarea unor metode de determinare a frecvenţelor unui număr redus de armonici.

Amortizarea structurală În marea majoritate a cazurilor, amortizările care apar în sistemele elastice sunt de natură vâscoasă (sau fluidă), adică forţele (momentele) de amortizare sunt proporţionale cu viteza relativă a mediilor în mişcare.

Energia disipată prin amortizare este proporţională cu frecvenţa perturbatoare. Totuşi, în multe sisteme mecanice amortizarea este independentă de frecvenţă. Pentru reprezentarea mai corectă a amortizării structurale s-a introdus expresia:

k g c⋅ = , (2.6)

în care gn

=⋅ ⋅2 ς ωω

, ς =ccc

şi c m k mc n= ⋅ = ⋅ ⋅2 2 ω , c este coeficientul de amortizare, cc este

coeficientul de amortizare critic, iar ς reprezintă fracţiunea din amortizarea critică.

2.1.2 Modelarea matematică a răspunsului sistemelor mecanice la vibraţii Fiecare sistem elastic este caracterizat prin anumite proprietăţi ale modurilor sale proprii de vibraţie. Datorită ortogonalităţii modurilor proprii, un asemenea sistem poate fi analizat pe baza unor sisteme oscilante simple. Deplasarea de răspuns u(x,y,z) a unui sistem liniar poate fi exprimată cu ajutorul modurilor sale normale Φn(x,y,z) prin relaţia:

u x y z q x y znn

( , , ) ( ) ( , , )= ∑ t Φ . (2.7)

Presupunând că sistemul are amortizare structurală, adică amortizarea este în fază cu viteza şi proporţională cu deplasarea generalizată al fiecărui mod de vibraţie, ecuaţiile lui Lagrange vor avea forma:

&& ( ) ( )q j q Qn n n n

n+ + =1 2γ ωt

Mn, (2.8)

în care: γ n este coeficientul de amortizare structurală, ωn este pulsaţia modului de ordinul n, Mn este masa generalizată, putând fi determinată pe baza relaţiei:

M x y z dn n= ∫ Φ2 ( , , ) m , (2.9)

iar Qn(t) este forţa generalizată, de forma:

Q x y z x y z dn n( ) ( , , , ) ( , , )t F t V= ∫ Φ , (2.10)

unde: dV = dx dy dz⋅ ⋅ .


41

Masa generalizată şi forţa generalizată se obţin prin efectuarea integralelor pe întregul sistem. Pentru a stabili funcţia de răspuns, se consideră că asupra sistemului se aplică o forţă armonică. Astfel, forţa generalizată devine:

Q e x y z x y z d w wnj

n n( ) ( , , , ) ( , , )t F t Vt t= ∫ω ωΦ = ej0 (2.11)

în care wo este amplitudinea forţei aplicate:

w F x y z d0 = ∫ ( , , , )t V , (2.12)

iar wn este factorul de contribuţie al sarcinii corespunzător modului de vibraţie:

ww

F x y z x y z dn n= ∫1

0( , , , ) ( , , )t VΦ (2.13)

Soluţia staţionară a mărimii qn este:

( )

q w w en

nj

n n n

n

=− +

+0

2 2 2 2 21

( )ω φ

ω ω ω γ

t

Mn

, (2.14)

şi cu ajutorul ei se poate obţine funcţia de răspuns a sistemului:

( )

A j w x y z en nj

n n nn

n

( ) ( , , )ω

ω ω ω γ

φ=

− +∑ Φ

Mn2 2 2 2 21

. (2.15)

Pătratul funcţiei de răspuns, necesar pentru calculul valorii medii pătratice a răspunsului, este:

( )

A j A j A j w x y zn n

n n nn( ) ( ) ( ) ( , , )

ω ω ωω ω ω γ

22 2

4 2 2 2 21= ⋅ − =

− +⎡⎣⎢

⎤⎦⎥

∑ Φ

Mn2

(2.16)

Folosind din nou aproximarea din cazul amortizării slabe, valoarea medie pătratică a răspunsului sistemului va avea expresia:

u w x y z WM

n n n

n n nn

22 2

2 32= ∑π ω

γ ωΦ ( , , ) ( ) , (2.17)

care este exprimată în funcţie de modurile proprii de vibraţie şi de densitatea spectrală de putere W(ωn) a excitaţiei, mărime ce va fi definită în subcapitolul 2.3.2. 2.1.3 Impedanţa mecanică

Ecuaţiile diferenţiale ale mişcării unui sistem mecanic liniar pot fi exprimate în funcţie de forţa de excitaţie, precum şi de acceleraţia, viteza sau deplasarea elementelor sale. În cazul unei forţe de excitaţie sinusoidale ce acţionează asupra unui sistem liniar, răspunsul acestuia în regim permanent apare sub forma unei acceleraţii, viteze şi deplasări variind sinusoidal, având frecvenţa egală cu cea a excitaţiei şi fiind defazate faţă de forţa de excitaţie. Relaţia dintre forţa de excitaţie şi mişcarea diferitelor puncte ale sistemului poate fi exprimată prin ecuaţii algebrice cu mărimi complexe.

Impedanţa mecanică este o măsură a răspunsului (mişcării) unui sistem mecanic în urma acţiunii unei forţe de excitaţie sinusoidale [41]. Impedanţa mecanică este egală cu raportul dintre forţa de excitaţie care acţionează asupra unui sistem şi viteza imprimată sistemului, având ca unitate de măsură N.s/m.

Impedanţa mecanică constituie un important ajutor în analiza comportării la vibraţii a structurilor. În cazul în care forţa şi viteza sunt măsurate în acelaşi punct, impedanţa este denumită impedanţă punctuală şi descrie capacitatea structurii de a opune rezistenţă sau de a absorbi o vibraţie, iar dacă răspunsul structurii este măsurat într-un punct diferit de punctul de excitaţie,


42

impedanţa este denumită impedanţă de transfer şi descrie capacitatea structurii de a transmite sau de a izola o vibraţie.

Impedanţa mecanică Z este exprimată prin relaţia:

vFZ ρ

ρρ

= , (2.18)

în care ρF este forţa aplicată şi ρ

v viteza rezultată pe direcţia forţei, fiind mărimi vectoriale exprimate prin relaţiile:

ρ ρ

ρ ρF F e

v v e

j

j

=

=

⎧⎨⎪

⎩⎪

+( ( )) ,

,

ω φ

ω

t f

t (2.19)

în care diferenţa de fază, este dependentă de frecvenţă, reprezentarea vectorilor în planul complex fiind prezentată în figura 2.1.

Vectorul impedanţă mecanică:

ρ

ρ

ρZF

vej= φ( )f , (2.20)

are un argument care este dependent de timp şi egal cu diferenţa de fază dintre vectorii forţă şi viteză. Prin urmare, acesta este un vector staţionar în planul complex, pentru o anumită frecvenţă.

Fig. nr. 2.1 Reprezentarea vectorilor în planul complex.

Vectorii ρF şi ρ

v pot fi exprimaţi prin expresiile:

[ ] [ ]

ρ ρ ρ

ρ ρ ρF F j F

v v j v

= + + ⋅ +

= ⋅

⎧⎨⎪

⎩⎪

cos ( ) sin ( ) ,

cos sin

ω φ ω φ

ω ω

t f t f

t t .+ (2.21)

Sistemele fizice liniare se pot forma în mod obişnuit prin asocierea a trei feluri de elemente idealizate, cu parametri concentraţi: rezistenţe (elemente de amortizoare), elemente elastice şi mase.

2.2 Elemente de bază în analiza zgomotelor Gazele, lichidele, şi solidele elastice sunt formate din sisteme de particule legate care interacţionează între ele. O particulă sau un sistem de particule în mişcare de vibraţie efectuează oscilaţii relativ mici în jurul unei poziţii locale de echilibru. Dacă particula oscilează vor oscila în continuare şi particulele alăturate, astfel încât oscilaţia se va propaga în mediul continuu de la particulă la particulă sub formă de unde, numite unde elastice.

Dacă mediul din care este alcătuită o structură este cvasielastic şi dacă cel puţin una din dimensiunile sale geometrice este suficient de mare pentru ca perturbaţia iniţială să poată fi considerată locală, atunci se poate vorbi despre excitarea, propagarea şi radiaţia unei unde elastice.

Axa imaginară

Axa reală

ρF

ρv

ρZ

ωt

φ(f)

φ(f)


43

Forma undei este determinată de forma perturbaţiei originare, respectiv de sursa undei. Influenţa formei şi a dimensiunii sursei asupra formei undei este foarte puternică în imediata vecinătate a sursei şi devine mai puţin simţită odată cu îndepărtarea de sursă. La o distanţă suficient de mare, sursa poate fi considerată punctiformă.

În realitate are loc suprapunerea mai multor asemenea mişcări de oscilaţie cu amplitudini şi frecvenţe de valori diferite evidenţiate într-o formă integrală de către spectrul lor de frecvenţe. Dacă vibraţiile şi undele elastice au spectrul de frecvenţă cuprins în domeniul 15 Hz ÷ 16000 Hz, în care este sensibilă urechea omului, se numesc acustice.

Propagarea undelor acustice se face numai într-un mediu “substanţial”. Ele nu se pot propaga în vid. Câmpul acustic creează efecte mecanice, variaţii de presiune acustică, care, acţionând asupra organului auditiv al omului, produc senzaţia de sunet. Deci, sunetul este definit ca fiind o variaţie a presiunii (în aer, apă sau alte medii) care poate fi detectată de către urechea omului. Conceptul de zgomot se referă la acele sunete care acţionează într-un mod supărător asupra omului. În studiul caracteristicilor fizice obiective ale undelor acustice se foloseşte termenul de “sunet”, iar atunci când se are în vedere acţiunea lor fiziologică se preferă termenul de “zgomot”.

Deşi perturbaţiile, ca şi mediile în care se propagă, pot fi de natură diferită, undele acustice generate de aceste perturbaţii au anumite caracteristici esenţiale comune care pot fi grupate în mai multe tipuri de undă sau în funcţie de diversele naturi ale mediilor în care se propagă. Aceasta înseamnă că se poate elabora o teorie formală a undelor acustice, comună diferitelor naturi ale undelor care se propagă în diverse medii. Într-o astfel de teorie, unda acustică poate fi reprezentată de oricare din mărimile care caracterizează propagarea, ceea ce permite folosirea în locul acestor mărimi a denumirii generale funcţie de undă Φ( (x,y,z,t).

În acest subcapitol sunt definite caracteristicile de bază ale undelor acustice. Studiul prezentat în acest subcapitol are la bază în principal informaţiile cuprinse în următorul material bibliografic: [2], [6], [9], [11], [24], [32], [33], [67], [83] [84] şi [93]. Alte lucrări care au fost studiate suplimentar sunt prezentate în Bibliografia lucrării.

2.2.1 Ecuaţia undelor acustice În studiul câmpului acustic, al cărui mediu de propagare este aerul, într-o primă simplificare acest mediu este asimilat cu un fluid ideal, fără frecări. În aceste condiţii, forţele de reacţie care acţionează asupra unui volum elementar de suprafaţă ds sunt în întregime normale suprafeţei.

Câmpul acustic creează efecte mecanice, variaţii de presiune acustică, mărime dinamică scalară ce poate fi determinată în orice punct din interiorul câmpului acustic. Câmpul acustic este caracterizat prin următoarele mărimi elementare:

♦ Presiunea acustică instantanee pi. Reprezintă variaţia presiunii p peste şi sub presiunea atmosferică în domeniul frecvenţelor audibile şi este exprimată în N/m2 sau Pa:

p P pi at= + cu max( )p Pat<< în care: Pat reprezintă presiunea atmosferică determinată în condiţii atmosferice

normale având valoarea Pat = 1,013.105Pa , iar p este presiunea variabilă.

♦ Viteza de oscilaţie a particulelor ρv . Se presupune că amplitudinea vectorului ρ

v este mică în raport cu viteza de propagare a undei acustice c în mediul respectiv, şi că nu există viteză constantă de deplasare a mediului.

♦ Masa specifică instantanee ρi a mediului. Este compusă din masa specifică statică ρ0 şi masa specifică variabilă, şi este exprimată înkg m3 :

ρ ρ ρi = +0 cu max( )ρ ρ<< 0


44

Mediul de propagare este aerul care este un fluid compresibil. Comportarea câmpului acustic este descrisă de ecuaţia sa de evoluţie, ecuaţia undelor, care este o ecuaţie cu derivate parţiale de ordinul doi, de tip hiperbolic. Mărimile p,

ρv , ρ sunt determinate cu ajutorul a trei ecuaţii:

♦ Ecuaţia de mişcare - ecuaţie vectorială; ♦ Ecuţţia de continuitate - ecuaţie scalară; ♦ Ecuaţia de stare (termodinamică) - ecuaţie scalară.

2.2.2 Propagarea undelor acustice Producerea şi propagarea undelor acustice presupune în primul rând existenţa unor medii continue şi deformabile. Cunoaşterea acestor medii este de mare importanţă teoretică, dar mai ales practică, datorită faptului că mediile solide, în special metalele, au o structură microcristalină.

Pentru cunoaşterea proprietăţilor mediilor cristaline trebuiesc studiate, în profunzime, relaţiile existente între diferitele constante ale mediului şi starea de solicitare la care este supus sub acţiunea unor sarcini exterioare în echilibru static sau dinamic. Este necesară deci, cunoaşterea unor noţiuni de mecanica mediilor continue şi deformabile.

După forma suprafeţei de propagare se pot distinge următoarele tipuri importante de unde:

♦ Unde sferice ; ♦ Unde plane ; ♦ Unde cilindrice.

În lucrare vor fi analizate numai undele sferice şi plane, cele care prezintă interes în dezvoltarea temei propuse în această lucrare. 2.2.3 Mărimi acustice În practica măsurării şi combaterii zgomotelor, mărimea fizică ce interesează o constituie presiunea acustică p şi, uneori, viteza de oscilaţie a particulelor v. Mărimile p şi v diferă prin constanta Z care reprezintă impedanţa acustică specifică a aerului.

Deasemenea, o altă mărime ce interesează în mod deosebit este energia transportată de unda acustică, definită prin intensitatea acustică I într-un punct dat.

În afară de aceste mărimi şi de cele care au fost deja definite, în practica măsurării şi combaterii zgomotelor mai intervin şi alte mărimi, oricare dintre ele putând fi obiect al unei măsurări directe sau indirecte.

Viteza de propagare a undelor acustice Deoarece perturbaţiile sunt mici, deci se poate aplica legea lui Hook, între presiune şi deformaţie există relaţia de proporţionalitate:

p E= ⋅ε , (2.22) în care E este modulul de elasticitate longitudinal.

În cazul solidelor, în care odată cu deformaţiile longitudinale au loc şi deformaţii transversale, în expresia vitezei de propagare în medii solide extinse la infinit va apare şi raportul dintre deformaţia transversală şi cea longitudinală, notat cu υ şi cunoscut sub numele de coeficientul lui Poisson:

υ =ΔΔd dl l

. (2.23)

Valoarea acestui coeficient depinde de natura mediului considerat, υ ≤ 0 5, . În solide, undele acustice longitudinale se propagă cu viteza:


45

c El =

−− − ⋅ρ

υυ υ1

1 2 2 , (2.24)

exprimată în m / s, iar undele transversale se propagă cu viteza:

c Gt =

ρ, (2.25)

exprimată în m / s şi în care G este modulul de elasticitate transversal:

( )

G E=

+2 1 υ . (2.26)

Viteza de propagare a undelor acustice depinde de elasticitatea şi densitatea mediului în care se propagă. Matematic, viteza c a sunetului în aer se calculează cu relaţia:

[ ]c P m sat=⋅14, /ρ

, (2.27)

în care Pat este presiunea atmosferică, în N/m2 sau Pa iar ρ reprezintă densitatea aerului, în kg/m3. Pentru aplicaţiile practice, viteza sunetului este dependentă numai de temperatura absolută a aerului: [ ]c T m s= ⋅20 05, / (2.28)

în care T este temperatura absolută a aerului, în grade Kelvin (egală cu 273,2 + temperatura în grade Celsius). Pentru temperaturi în jur de 20°C, viteza sunetului este c = 343,4 m/s.

Impedanţa acustică Amplitudinea presiunii acustice p şi a vitezei de oscilaţie a particulei v sunt direct proporţionale între ele. În special, în cazul propagării undei acustice plane, variaţia în timp a presiu-nii acustice este aceeaşi cu variaţia în timp a vitezei de oscilaţie a particulei şi, prin urmare, în orice punct al undei acustice nu există diferenţe de fază între cele două mărimi.

În cazul undei acustice plane, relaţia de legătură dintre cele două mărimi este:

v pc

=⋅ρ

. (2.29)

Mărimile p şi v diferă prin constanta Z ca = ⋅ρ care reprezintă impedanţa acustică. Impedanţa acustică Za la o suprafaţă dată este definită ca raportul complex dintre presiunea acustică mediată pe suprafaţă şi viteza volumului prin aceasta. Suprafaţa poate fi o suprafaţă ipotetică într-un câmp acustic sau o suprafaţă mobilă într-un mecanism mecanic. Unitatea de măsură esteN s / m5⋅ :

Z pva = . (2.30)

Impedanţa acustică specifică Zs este definită ca raportul complex dintre presiunea acustică p într-un punct de abscisă x al unui câmp acustic sau mecanism mecanic la un moment t şi viteza de oscilaţie a particulei în acel punct. Unitatea de măsură este N s / m3⋅

Z pv

jj k

cs = =− ⋅ ⋅ ⋅

− ⋅ ⋅= ⋅

ω ρρ0

0Φ

Φ, (2.31)

în care: ρ0 este densitatea mediului iar c reprezintă viteza sunetului prin acel mediu. În cazul undei plane progresive impedanţa specifică este o mărime reală, ceea ce arată că se transportă numai putere reală.


46

Intensitatea acustică Intensitatea acustică I reprezintă fluxul continuu al puterii eliminat de o undă acustică prin unitatea de suprafaţă, într-un punct din spaţiu şi este exprimată în W/m2.

Această mărime este importantă pentru două motive. Primul, într-un punct din spaţiul liber se poate exprima puterea totală radiată în aer de o sursă acustică şi, al doilea, oferă o expresie de determinare a presiunii acustice.

Intensitatea acustică într-un punct este un vector, în sensul în care poziţia planului unităţii de suprafaţă poate varia între o poziţie perpendiculară pe direcţia de propagare a undei acustice şi o poziţie paralelă. Are valoarea maximă Imax când acest plan este perpendicular pe direcţia de propagare şi valoarea zero când planul este paralel.

Într-un spaţiu în care nu se află suprafeţe reflectante, în orice punct şi pentru orice tip de propagare (plană, sferică, cilindrică etc.) a undei, presiunea acustică este exprimată în funcţie de intensitatea maximă Imax prin relaţia:

p I crms2 = ⋅ ⋅max ρ , (2.32)

în care prms este rădăcina medie pătratică (rms) a presiunii acustice, în N/m2 sau Pa, ρ reprezintă

densitatea aerului, în kg/m3, iar c este viteza sunetului în aer, în m/s, şi care reprezintă legătura dintre presiunea şi intensitatea acustică.

Puterea acustică Puterea acustică Ws reprezintă puterea totală radiată de o sursă acustică în mediul înconjurător şi este exprimată în W. Pentru o sursă acustică sferică (cu radiaţie nondirecţională) intensităţile acustice măsurate (maxime) în toate punctele unei suprafeţe sferice imaginare, situată în centrul acustic, sunt egale. Relaţia matematică este:

[ ]W r I Ws s= ⋅ ⋅ ⋅4 2π ( )r , (2.33)

în care, Is(r) este intensitatea acustică maximă la distanţa r, în W / m2 , Ws reprezintă puterea acustică totală radiată de sursă, în W sau Nm / s , iar r este distanţa la centrul acustic al sursei, în m. 2.2.4 Radiatori acustici Transmiterea şi transportul energiei acustice poartă numele de radiaţie acustică, iar sursa care emite energia acustică se numeşte radiator acustic. Factorii care caracterizează un anumit radiator acustic sunt: eficacitatea radiaţiei, directivitatea şi caracteristica de frecvenţă.

În cazul corpurilor în formă de plăci plane se face analiza radiatorilor acustici sferă pulsantă.

Sfera pulsantă Este cel mai simplu radiator acustic. Sfera se contractă şi se dilată periodic, raza ei variind sinusoidal în timp. O sferă pulsantă radiază în mod uniform în toate direcţiile formând în jurul sursei un câmp de unde sferice. Se poate presupune deci că viteza particulei unei unde sferice cu raza sferei pulsante este şi viteza superficială a sferei.

Dacă pentru viteza superficială vs se consideră o expresie de forma:

v v esj= 0ωt , (2.34)

în care vo este amplitudinea vitezei superficiale, se obţine, în cazul unei sfere de rază a pentru presiunea acustică într-un punct la distanţa r de centrul sferei, relaţia:


47

( ) ( ) ( )[ ]p j a vr k a

j k a ej k r a= ⋅ ⋅ ⋅⋅

⋅ + ⋅− ⋅ ⋅ ⋅ − −ρ ω ω

0

20

2 211 t , (2.35)

în care ρ0 este densitatea mediului, k a a⋅ = 2π λ/ reprezintă o măsură a raportului dintre dimensiunile liniare ale sursei şi lungimea de undă a sunetului emis, iar λ este lungimea de undă. Introducând noţiunea de tărie a sursei Q, ca fiind produsul dintre aria suprafeţei S, şi viteza superficială: Q S v= ⋅ 0 , (2.36) se obţine expresia presiunii acustice p în cazul sferei pulsante:

( ) ( ) ( )[ ]

Q a v

p jr k a

j k a Q ej k r a

= ⋅ ⋅ ⋅

= ⋅ ⋅⋅ ⋅ ⋅ + ⋅

− ⋅ ⋅ ⋅ ⋅

⎧

⎨⎪⎪

⎩⎪⎪

− −

4

4 11

20

02 2

π

ωρ

π

ω

,

.t (2.37)

Puterea acustică totală W radiată de sfera pulsantă într-un punct la distanţa r de sursă este dată de produsul dintre intensitatea acustică I şi aria S a suprafeţei sferei de rază a :

W I S c k Qk a

c a v k ak a

= ⋅ =⋅ ⋅

⋅ + ⋅= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅

⋅+ ⋅

ρπ

π ρ02 2

2 2 02

02

2 2

2 28 12

1. (2.38)

Din analiza relaţiei (2.124) se constată că în cazul frecvenţelor joase (k.a << 1) expresia puterii acustice Wj devine:

W a vcj ≈

⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅2 02 4

02π ρ ω , (2.39)

iar în cazul frecvenţelor înalte (k.a >> 1) expresia puterii acustice radiate Wî devine:

W c a vi = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅2 02 2

02π ρ . (2.40)

Deoarece presiunea acustică radiată este invers proporţională cu viteza în primul caz şi direct proporţională cu viteza în cel de-al doilea caz, rezultă că o sursă acustică echivalentă cu o sferă pulsantă radiază mai bine în domeniul frecvenţelor înalte. 2.2.5 Spectrul acustic Spectrul acustic reprezintă dependenţa amplitudinii unei mărimi acustice de frecvenţă. O undă acustică poate fi un ton pur (o singură frecvenţă, de exemplu 1000 Hz), o combinaţie de frecvenţe compuse armonic sau o combinaţie de frecvenţe ce nu sunt compuse armonic, fiecare într-un număr finit sau infinit.

O combinaţie de un număr finit de tonuri formează o linie spectrală, iar o combinaţie de un număr infinit (mare) de tonuri formează un spectru continuu. Spectrul continuu al unui zgomot ale cărui amplitudini în timp se găsesc într-o distribuţie normală (Gaussiană) se numeşte zgomot aleatoriu. Există patru tipuri de spectre ale presiunii acustice: a) linie spectrală armonică; b) linie spectrală nearmonică; c) spectrul continuu; d) spectru complex. O combinaţie dintre o linie spectrală şi un spectru continuu formează un spectru complex.

Un spectru continuu poate fi reprezentat printr-un număr mare de tonuri pure între două frecvenţe limită. Deoarece urechea omului percepe un domeniu mare de frecvenţe şi nu are o aceeaşi sensibilitate pentru toate frecvenţele, spectrul acustic continuu se măsoară de obicei într-o serie de benzi de frecvenţe alăturate, folosind un analizor acustic.

De obicei, lăţimea benzii de frecvenţă folosită este de 1/3 octavă şi 1 octavă. Dacă lăţimea benzii de filtrare este de 1 Hz, graficul presiunii acustice în valori rms (rădăcini medii pătratice) astfel filtrate ale unui spectru acustic continuu în frecvenţă se numeşte densitate spectrală de putere, noţiune ce va fi definită în subcapitolul 2.3.2 Rădăcina medie pătratică a presiunii acustice


48

poate fi determinată pentru fiecare din benzile de frecvenţe alăturate, iar rezultatul poate fi vizualizat grafic în funcţie de frecvenţă. 2.3 Metode statistice folosite în analiza vibraţiilor şi a zgomotelor În acest subcapitol sunt prezentate metodele statistice folosite în analiza vibraţiilor şi a zgomotelor. Lucrările de specialitate avute la dispoziţie pentru studiul prezentat în acest subcapitol sunt: [5], [14], [24], [32], [33], [42], [46], [56], [58], [62], [67], [100] şi [101]. Alte lucrări care au fost studiate suplimentar în vederea obţinerii unor cunoştinţe cât mai aprofundate sunt prezentate în Bibliografia lucrării.

Parametrii vibraţiilor şi ai zgomotului sunt funcţii de timp. Dacă valoarea lor instantanee poate fi stabilită în orice moment, procesul se numeşte determinist, iar în caz contrar, procesul este aleatoriu şi poate fi obţinut prin succesiunea unui număr mare de procese aperiodice, diferite, de scurtă durată, sau prin suprapunerea întâmplătoare a unor procese deterministe sau periodice.

Astfel, în analiza datelor experimentale, semnalul ce caracterizează vibraţia sau zgomotul, măsurat, poate fi împărţit în două categorii, fiecare cu încă alte două subcategorii:

1) Semnale deterministe : ♦ Permanente ; ♦ Tranzitorii.

2) Semnale aleatorii : ♦ Staţionare; ♦ Nestaţionare.

Semnale deterministe Semnalele deterministe sunt acele semnale pentru care este teoretic posibilă determinarea unei relaţii matematice care va putea prezice viitoarea variaţie în timp a valorilor acestui semnal (cu o eroare rezonabilă) bazată pe cunoaşterea legilor fizice sau a observaţiilor asupra evoluţiei precedente a semnalului. Cel mai simplu tip de semnal determinist este semnalul periodic, care pre-zintă o evoluţie în timp x(t), ce se repetă după un interval constant de timp Tp numit perioadă:

x x Tp( ) ( )t t= ± . (2.41) Sursa periodică produce un semnal complex care poate fi descris, folosind seriile Fourier, printr-o sumă de linii spectrale armonice ale undelor sinusoidale. În acest caz, semnalele periodice sunt denumite permanente, deoarece valorile lor mediate (valoarea medie, valoarea medie pătratică şi spectrul) nu variază în timp.

Însă, în domeniul analizei acustice şi a vibraţiilor semnalele obţinute nu sunt riguros periodice, deci nu avem de-a face cu semnale deterministe permanente, valorile lor mediate variind în timp. Un tip important de semmnale ce variază în timp sunt acele semnale care încep şi se sfârşesc în interiorul unui interval de timp de măsură rezonabil, numite tranzitorii. Aceste semnale, pentru o atenuare exponenţială a unei oscilaţii, pot fi descrise folosind seriile Fourier printr-un spectru continuu.

Semnale aleatorii Pentru un fenomen cu o evoluţie aleatorie în timp se poate cunoaşte cu certitudine doar desfăşurarea anterioară momentului actual, pe baza înregistrării mărimilor variabile. Ansamblul datelor obţinute în cursul unui experiment formează o “realizare” a fenomenului. Ansamblul realizărilor fenomenului în experimente distincte, pentru care condiţiile controlabile au rămas nemodificate, defineşte procesul aleatoriu. Practic, un proces aleatoriu este dat printr-un număr finit de realizări finite.


49

În practica analizei semnalelor aleatorii trebuiesc subliniate două idei principale:

1) Orice semnal aleatoriu se poate studia în trei domenii: amplitudine, frecvenţă şi timp. Pentru transferarea datelor dintr-un domeniu în altul sunt necesare proceduri

speciale de analiză.

2) Analiza semnalelor aleatorii trebuie efectuată sub două aspecte:

♦ Descrierea proprietăţilor absolute ale semnalului într-un punct dat; ♦ Descrierea interdependenţei semnalelor dintre două sau mai multe

puncte ale sistemului.

2.3.1 Funcţii din domeniul amplitudinii Deoarece semnalele care se obţin în analiza vibraţiilor şi a zgomotului sunt semnale aleatorii, nu este posibilă obţinerea unei relaţii matematice teoretice care să poată prezice viitoarea lor variaţie în timp. Totuşi, probabilitatea de realizare a unei anumite valori la un moment dat, poate fi determinată pe bază statistică. Astfel, considerând o porţiune scurtă dintr-o înregistrare, la un moment oarecare t, valoarea semnalului x, variază în mod aleatoriu în jurul unei valori medii x . Presupunând că axa verticală a semnalului este împărţită în intervale mici Δ x , se poate determina probabilitatea ca valoarea semnalului să fie cuprinsă într-un interval Δ x . Aceasta se poate face prin măsurarea duratei Δ tn , în timpul în care amplitudinea semnalului are valoarea cuprinsă între x şi x + ∆x, raportată la întreaga durată de timp T în care este analizat fenomenul. Astfel, probabilitatea P a amplitudinii va fi dată de relaţia:

P x x xn

i( , )+ =∑

Δ

Δ t

T , (2.42)

iar densitatea de probabilitate p a amplitudinii va fi:

p P x x xxx

( ) ( , )x lim=+

→Δ 0

ΔΔ

. (2.43)

Funcţia densitate de probabilitate a amplitudinii oferă informaţii asupra probabilităţii P(x) ca perturbaţiile să depăşească o amplitudine x. 2.3.1.1 Medierea semnalelor Caracterizarea semnalelor permanente sau staţionare numai prin intermediul amplitudinii şi a pulsaţiei nu este suficientă, impunându-se considerarea şi a unor mărimi legate de desfăşurarea procesului pe parcursul unei perioade. Astfel, cel mai des folosite sunt: valoarea medie (aritmetică) şi valoarea medie pătratică, care dau o singură valoare şi anume aceea spre care tinde semnalul şi dispersia acestuia.

Valoarea medie Pentru semnalele ce caracterizează vibraţiile şi zgomotul, valoarea medie măsurată este zero deoarece cele mai multe traductoare folosite la măsurarea acceleraţiei vibraţiei şi a presiunii acustice nu sesizează valorile statice. Cu toate acestea, dacă un microfon este folosit pentru măsurarea valorilor statice şi a valorii spre care tinde semnalul, valoarea medie mx, a unei variaţii în timp a unei măsurări x(t), cu o durată Tr se calculează cu relaţia:

mT

x dxr

Tr

= ∫1

0

( )t t , (2.44)

Valoarea medie mx din relaţia (2.44), are ca unitate de măsură voltul şi este valoarea afişată de voltmetrul digital.


50

Valoarea medie pătratică

Valoarea medie pătratică (ms) wx a unui semnal ce caracterizează o vibraţie sau un zgomot, permanent sau staţionar x(t) (sau semnal digital ( )x n t⋅ Δ ) este definită prin relaţia:

wT

x dN

x nxr

T

n

Nr

= = ⋅∫ ∑=

1 12

0

2

1( ) ( )t t tΔ . (2.45)

Valoarea medie pătratică wx din relaţia (2.45) are ca unitate de măsură voltul la pătrat şi este proporţională cu puterea sau puterea pe unitatea de arie şi deci, adesea se referă la puterea totală sau intensitatea unui semnal.

Medierea în timp a semnalelor În cazul în care semnalul obţinut variază în timp (semnal nestaţionar), pentru prelucrarea rezultatelor este folosită medierea în timp. Pentru cazul valorii medii pătratice estimate, această mediere constă în completarea repetată a valorii obţinute prin relaţia (2.137). Această operaţie trebuie efectuată într-un timp foarte scurt, conţinând segmente de timp de durată T << Tr.

Un caz particular îl constituie medierea exponenţială în timp a semnalelor care are avantajul obţinerii continue a valorilor medii estimate în timp. Principala cerinţă în realizarea medierii în timp a unui semnal este alegerea timpului de mediere T (sau a constantei timpului de mediere K) destul de scurt astfel încât să nu netezească variaţiile în timp ale semnalului analizat şi destul de lung pentru a anula erorile statistice de eşantionare.

2.3.1.2 Repartiţia normală (Legea lui Gauss) Funcţia de repartiţie care se întâlneşte cel mai des în analiza semnalelor aleatorii şi singura distribuţie care se pretează la o analiză mai largă este repartiţia normală sau legea de distribuţie a lui Gauss. Curba amplitudinii în funcţie de densitate se presupune normalizată, adică:

p x d( ) x− ∞

+ ∞

∫ = 1 , (2.46)

unde p(x) este densitatea de repartiţie a amplitudinii. În acest caz, la o distribuţie normală, densitatea de repartiţie a amplitudinii la timpul t1 este dată de relaţia:

p x ex x

1 1

121

2

2

( , )t =−

−⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

σ πσ , (2.47)

în care x este valoarea medie a variabilei x, σ reprezintă abaterea medie pătratică (amp), definită prin relaţia:

( )σ2 21 1

2 2= − −− ∞

+ ∞

∫ x x p x d x x( , ) ( )t x = . (2.48)

Mărimea σ2 se numeşte dispersia funcţiei aleatorie x. În acustică, un zgomot având o astfel de repartiţie a amplitudinii este cunoscut sub denumirea de zgomot gaussian. 2.3.2 Funcţii spectrale Valoarea medie pătratică a unui semnal digital constituie o măsură cantitativă a puterii sau intensităţii semnalului, însă prin descompunerea în frecvenţe a valorilor semnalului complexitatea analizei creşte.


51

Analiza proprietăţilor statistice ale spectrului frecvenţelor unui sistem vibrator sau acustic ajută la înţelegerea modului în care se produce fenomenul din punct de vedere fizic. În plus, această analiză furnizează elementele necesare simulării fenomenului, fiind util problemelor de cercetare şi proiectare.

Densitatea spectrală de putere Un semnal aleatoriu poate fi considerat ca suma unui număr foarte mare (tinzâd către infinit) de armonici, fiecare având o anumită amplitudine şi fază. Puterea totală va fi egală cu suma puterilor armonicelor componente. Pentru descrierea modului de distribuţie a puterii în funcţie de frecvenţă este folosită funcţia densitate spectrală de putere care este definită prin puterea pe unitatea de lăţime a benzii de frecvenţe.

Se consideră o evoluţie în timp, de durată finită, a unui semnal aleatoriu care se repetă de un număr mare de ori, stabilindu-se astfel o perioadă arbitrară fundamentală corespunzătoare duratei acestei evoluţii. Conţinutul evoluţiei poate fi exprimat în funcţie de coeficienţii Fourier ai integralelor armonicelor frecvenţei ω 0 .

Funcţia x(t) poate fi reprezentată cu ajutorul părţii reale a seriei Fourier, în forma:

x C e C C nnjn

n nn

( ) Re cos( )t tt= = + −− ∞

∞

=

∞

∑ ∑ω ω α00 0

12 , (2.49)

în care amplitudinea complexă Cn este definită prin relaţia:

CT

x e dnjn

T

T

= −

−∫

12

0( )ς ω ς . (2.50)

Valoarea medie pătratică poate fi exprimată prin integrala:

x W d2

0

=∞

∫ ( )ω ω . (2.51)

Din relaţia (2.51) rezultă semnificaţia fizică a funcţiei ( )W ω , aceasta indicând felul în care este repartizată valoarea medie pătratică, deci şi puterea medie, în domeniul frecvenţei. Prin urmare, reprezentarea grafică a acestei funcţii va arăta distribuţia puterii în funcţie de frecvenţă.

După cum s-a arătat, un semnal periodic poate fi reprezentat în domeniul frecvenţelor printr-un spectru format din linii discrete, fiecare linie reprezentând valoarea medie pătratică a componentei armonice respective.

Un proces aleatoriu determină în domeniul frecvenţelor un spectru continuu astfel încât mărimea mediei pătratice măsurată la o anumită frecvenţă va depinde de lăţimea de bandă utilizată. Din acest motiv, pentru caracterizarea unui proces aleatoriu mult mai utilă este funcţia densităţii spectrale de putere.

Astfel, pentru caracterizarea completă din punct de vedere statistic a unui semnal aleatoriu este necesar să fie cunoscute următoarele funcţii:

• Funcţia densitate spectrală de putere ; • Funcţia densitate de probabilitate (distribuţia) a amplitudinii.

În prezent, marea majoritate a analizelor spectrale în bandă îngustă a semnalelor ce caracterizează vibraţiile şi zgomotul este efectuată cu ajutorul algoritmelor de transformare Fourier rapide (FFT).


52

2.3.3 Funcţii de corelaţie În analizele efectuate pe bază statistică, funcţiile de corelaţie indică legătura dintre două mulţimi de numere. Autocorelaţia R(t1,τ) a unei funcţii aleatorii x(t) este o măsură a legăturii dintre două valori ale funcţiei x(t) la timpi diferiţi. Corelaţia între două variabile aleatoare indică corelaţia între două mulţimi de numere, corespunzând la două mărimi x(t) şi y(t).

Funcţii de autocorelaţie

Autocorelaţia reprezintă media produsului a două valori x(t1) şi x(t1 + τ)) a fiecărei înregistrări, pentru întregul ansamblu de înregistrări. Funcţia de autocorelaţie R(t1, τ)) este legată de densitatea de probabilitate de ordinul doi prin relaţia:

R x x x x p x x d di i( , ) ( ) ( ) ( , , , )t t t t t x x1 1 1 1 2 2 1 1 2 2 1 2τ τ= ⋅ + =− ∞

∞

− ∞

∞

∫∫ (2.52)

Pentru o funcţie staţionară, funcţia de autocorelaţie R(τ)) se determină efectuând media valorilor în raport cu timpul:

RT

x x dT

T

T

( ) ( ) ( )τ τ= +→ ∞

−∫lim t t t1

2. (2.53)

Creşterea funcţiei R(τn) raportată la creşterea frecvenţei este:

( )ΔΔR C

n W nn nn

( ) cos ( )cos( )τω ω

ω τ ω ω τ= =2 2

00 0 . (2.54)

Dacă T → ∞ , n ⋅ =ω ω0 , ( ) ( )W Wnω ω→ , ( ) ( )R Rnτ τ→ , atunci:

( )dRd

W( ) cosττ

ωω ω= . (2.55)

Prin integrare se obţine relaţia dintre densitatea spectrală de putere W ( )τ şi funcţia de autocorelaţie R ( )τ :

( )R W d( ) cosτ ω τ τ=∞

∫ ω0

. (2.56)

Din această expresie se observă că R ( )τ este o funcţie pară de τ . La sistemele mecanice folosite în practică, W ( )τ tinde către zero când ω → ∞ , iar R( )∞ → 0 .

2.3.4 Eroarea statistică de estimare În cazul semnalelor periodice, prin calculul valorilor medii şi medii pătratice nu sunt introduse erori fundamentale (în afară de cele datorate instrumentelor de măsură şi a calibrărilor).

Pentru diverse realizări ale unui proces aleatoriu, desfăşurat în condiţii identice, parametrul măsurat diferă de la o înregistrare la alta, caracterul aleatoriu al procesului reflectându-se în distribuţia stohastică a rezultatelor măsurărilor.

Din punct de vedere teoretic, mărimile şi funcţiile statistice, pentru un timp de analiză T tind către infinit. Faptul că în practică se lucrează cu realizări de durată finită implică apariţia erorilor de estimare.

Deci, în cazul determinărilor experimentale nu este suficientă găsirea unei valori numerice pentru parametrul căutat sau a unui şir de valori numerice pentru funcţia statistică, ci trebuie estimată şi exactitarea măsurării.


53

Capitolul 3

MECANISMUL DE TRANSMITERE A ZGOMOTULUI ÎN STRUCTURA CARCASEI CUTIEI SUMATOARE ŞI DE DISTRIBUŢIE

Structura cutiei sumatoare răspunde la excitaţiile de forţă prin vibraţii a căror mărime este caracterizată de nivelul vitezei. Vibraţiile sunt transmise prin intermediul componentelor interioare (roţi dinţate, arbori, rulmenţi, ţevi, pompe) până la suprafeţele limită şi apoi radiate sub formă de zgomot aerian. Există posibilitatea influenţării zgomotul structural micşorând excitaţia şi/sau modificând admitanta de intrare hi sau factorul de transmitere Ht. Prin măsurarea vitezelor v2 ( )ω şi cunoscând coeficientul de radiaţie acustică σ ω( ) se poate determina nivelul presiunii acustice radiate de suprafaţa respectivă. Pentru explicitare este prezentată schema din figura 3.1.

EXCITAŢIA ZGOMOTULUI STRUCTURAL

TRANSMITEREA ZGOMOTULUI

STRUCTURAL

RADIAŢIA ZGOMOTULUI STRUCTURAL

Structura cutiei sumatoare

ω π= 2 f f - frecvenţa

hvFi

r= 1( )

( )ωω

H vvt = 2

1

( )( )ωω

σ =

pv

( )( )ωω2

Admitanţa de intrare

Factorul de transmitere

Coeficientul de radiaţie acustică

Fig. 3.1 Schemă explicativă cu privire la mecanismul de transmitere a zgomotului structural.

Dacă în capitol 1 a fost prezentată analiza principalelor cauze şi surse ale zgomotului cutiei sumatoare şi de distribuţie, în acest capitol va fi analizat mecanismul de transmitere a zgomotului în structura cutiei. 3.1 Generarea şi transmiterea zgomotului structural

3.1.1 Modelul generării zgomotului

Zgomotul structural este generat prin excitarea unui solid cu ajutorul unor forţe variabile în timp sau a unor viteze. Lanţul cauzal al generării zgomotului structural poate fi descris utilizând modelul din figura Generarea zgomotului structural

F1,v1 W

HTF , hTV σ

V2 Generarea zgomotului structural unde:

Reacţiunea Nivelul presiunii acustice Forţa de excitaţie

Fr(ω) Lpr(ω) F(ω)


54

F1 şi v1 – forţa şi viteza de excitaţie; hTF şi hTV – transmisibilităţi; v2 – viteza suprafeţei radiante; σ – eficienţa radiaţiei; W – puterea acustică radiată.

Pentru reducerea zgomotului este convenabil a se utiliza un model cu următoarele caracteristici :

excitaţia este descrisă prin funcţia de timp şi spectrul de frecvenţe corespunzător, punctul de aplicaţie a forţei de excitaţie este caracterizat de impedanţa mecanică sau de

admitanţă (mobilitate), structura maşinii este caracterizată de funcţia de transfer dependentă de frecvenţă, Componentele complexe ale maşinii sunt reduse la elemente structurale de bază (plăci, bare,

etc.), Transmisia zgomotului structural este descrisă prin aproximaţii.

Pe baza acestor ipoteze putem distinge două cazuri speciale de zgomot structural şi anume, excitaţia prin forţă şi excitaţia prin viteză conform figurii: Model sursă – receptor

F, v

ha hp

Modelul sursă – receptor F – forţe; ha – admitanţa internă a sursei; v – viteza de excitaţie; hp – admitanţa sarcinii.

Excitaţia prin forţă. Excitaţia poate fi aproximativ descrisă numai prin forţă fără a recurge la forma complexă a dependenţei de frecvenţă a admitanţei ha şi hp. Această simplificare este aplicabilă dacă admitanţa sursei este mult mai mare decât admitanţa sistemului excitat (elementul pasiv). Pentru ha >> hp putem considera sursa ca o sursă de forţe. Dacă structurile sunt predominant masice, deci h = l/jωma , trebuie ca mp >> ma pentru a avea o excitaţie prin forţe. Un exemplu este excitarea, prin presiunea exploziei, a blocului motor.

Excitaţia prin viteză. Viteza în punctul de legătură dintre sursă şi sarcină nu depinde de admitanţa respectivă dacă ha << hp (pentru admitanţe de tip mp << ma). Această situaţie se întâlneşte frecvent la periferia maşinilor. Decizia, excitaţie prin forţă sau excitaţie prin viteză, este de importanţă practică majoră în ceea ce priveşte măsurile de reducere a zgomotului maşinilor.

Admitanţa structurilor mecanice. Pentru cercetarea şi influenţarea propagării zgomotului structural este necesar să se caracterizeze comportamentul mediului de propagare “structură mecanică” în diferite puncte de intrare. Asemenea puncte de interes sunt îmbinările între diferite porţiuni ale structurii. De exemplu, prinderile (lagărele) sau masa suplimentară de pe peretele carcasei.

Mediul de propagare a zgomotului aerian poate fi descris prin impedanţa specifică: Z(jω) = P / v Similar, pentru mediul de propagare al zgomotului structural, se poate utiliza noţiunea de admitanţă :h(jω) = v / F al cărei modul este h(f) = veff / Feff exprimat în m / N • s sau s / kg

Admitanţa mai este denumită şi mobilitate sau excitabilitate a structurii într-un punct dat. Din raţiuni practice, admitanţa este determinată numai după o direcţie. Exemplificăm admitanţa unor elemente de bază ale sistemelor oscilante:

masă rigidă m mobilă în direcţia x

Din: F(t) = m • a(t) rezultă, cu F(t) ---> F • ejωt vom avea:

hm = l / jωm şi h(ω) = l / ωm (3.1)

arc fără masă, de rigiditate k, deformabil după direcţia x

Din: F(t) = k • x(t) rezultă: hk = jω / c sau hk = ω / k (3.2)

Element activ de zgomot Element pasiv de zgomot


55

Reprezentarea grafică a ecuaţiilor 3.1 şi 3.2 este redată în figura nr. 3.2.

Figura nr. 3.2 Dependenţa de frecvenţă a admitanţei pentru masă rigidă

deplasabilă în direcţia x şi arc fără masă, de rigiditate k (reprezentarea poate fi extinsă şi pentru alte mase m şi rigidităţi k prin trasarea de drepte paralele)

Examinând graficul, se pot face estimări asupra comportamentului structurilor reale, referitor la: o comportamentul în frecvenţă al unor structuri compacte care au caracteristici preponderent

de arc sau masă; o frecvenţele proprii ale sistemelor masă-arc din intersecţia dreptelor corespunzătoare ( de

exemplu alegerea rigidităţii suporţilor pentru izolarea la zgomot structural); o atribuirea unor admitanţe măsurate, respectiv a dependenţei admitanţei de frecvenţă, a

caracterului de masă-arc.

Creşterea de pantă a admitanţei masice poate fi interpretată ca o scădere a masei active. Modificarea de pantă a admitanţei de tip arc poate fi interpretată ca o rigidizare a arcului. Ambele efecte limitează capacitatea de izolare a zgomotului structural la frecvenţe înalte. Suficient de departe de frecvenţa fundamentală, din densitatea mare de frecvenţe proprii ale structurii, rezultă admitanţe medii în benzi de frecvenţă. Pentru o placă densă în frecvenţe proprii se poate scrie:

hp1 ≈ l / 2,3•cL•ρ•d2 (3.3)

adică nu există o dependenţă de frecvenţă a mediei admitanţei în benzile de frecvenţă. Prin măsurarea dependenţei de frecvenţă a admitanţei structurilor reale şi analiza pantei, se poate stabili dacă, într-un anumit domeniu de frecvenţe, există un comportament de masă arc sau placă. Pentru măsurarea modulului admitanţei este mai favorabilă excitarea cu un generator de zgomot faţă de excitarea sinusoidală. Numărul de frecvenţe proprii ΔN, care apar în banda de pulsaţii Δω la o placă, se pot determina în funcţie de dimensiunile şi caracteristicile plăcii precum şi de admitanţa punctuală cu relaţia:

ΔN / Δω = 2•S•m•hPl∞ / π = S / 3,6•cL•d (3.4)

unde S este suprafaţa plăcii iar hP1∞ este admitanţa punctuală a unei plăci infinite.

La frecvenţe joase, sub fundamentală, plăcile încastrate şi alte structuri deformate de forţa de excitaţie se comportă ca un arc. La aceleaşi frecvenţe joase, plăcile prinse elastic şi alte structuri se comportă, începând de la frecvenţa proprie a prinderii, ca mase (vezi figura nr. 3,9). Pentru puterea transmisă sub formă de zgomot structural în punctul de excitaţie, există relaţiile :

P = F2eff • hs pentru excitaţie de forţă (3.5)


56

P = F2eff • 1 / hs pentru excitaţie prin viteză (3.6)

Excitaţia prin forţă înseamnă că o modificare a lui hs nu are practic o reacţie asupra mărimii forţei excitatoare F (Feff = constant). Excitaţia prin viteză înseamnă că modificările lui hs nu au practic influenţă asupra vitezei de excitaţie ( veff = constant).

În cazul maşinilor, excitaţia de forţă a zgomotului structural apare în cazul componentelor masive care transmit forţe, iar excitaţia de viteză la pereţi din table subţiri. Pentru construcţia unor maşini puţin zgomotoase, admitanţa punctuală a structurii trebuie să fie mică în cazul excitaţiei prin forţă (grosimi mari de pereţi).

O descriere matematică a modelului de generare a zgomotului structural, prezentat la începutul capitolului, poate fi făcută utilizând eficienţa radiaţiei acustice σ, definită :

W(f) = σ(f) • v2(f) • S • c • ρ (3.7)

unde : c • ρ – impedanţa caracteristică a aerului ρ – densitatea aerului c – viteza sunetului σ – eficienţa radiaţiei pentru o caracteristică de frecvenţă tipică S – suprafaţa acustic radiantă a structurii v2(f) – media spaţială a vitezelor medii pătratice ale suprafeţei radiante

În cazul excitaţiei prin forţă, modelul energetic este explicitat de relaţia

h2TF(f) = v2

2(f) / F12 (3.8)

adică pătratul mobilităţii este raportul mediilor pătratice ale vitezei şi forţei

Figura nr. 3.3 În cazul excitaţiei prin viteză, conform figurii nr. 3.4 :

h2Tv = v2

2 / v12 (3.9)

Figura nr. 3.4

Cazul excitaţiei prin forţă. Aplicând definiţia lui σ, puterea acustică radiată este :

W(f) 1 --------- = σ(f) • h2

TF(f) • S • c • ρ = σ(f) • h2Tv(f) • S • c • ρ • --------- (3.10)

F21(f) Z2

1(f)

cu impedanţa punctului de intrare al excitaţiei : Z1(f) = F1(f) / v1(f)

Reducerea puterii acustice radiate în cazul excitaţiei prin forţă poate fi obţinută prin :

• mărirea impedanţei punctului de intrare Z1(f) • reducerea suprafeţei radiante S • reducerea eficienţei radiaţiei şi/sau a transmisibilităţii în viteză.


57

Cazul excitaţiei prin viteză. Aplicând definiţia lui σ, puterea acustică radiată este :

W(f) --------- = σ(f) • h2

TV(f) • S • c • ρ (3.11) v2

1(f) O reducere a puterii acustice radiată de structurile excitate prin viteză se poate obţine prin :

• minimizarea transmisiei prin viteză hTV(f) • reducerea suprafeţei radiante S • reducerea eficienţei radiaţiei σ(f)

Pe baza acestor relaţii este evident că o estimare a puterii acustice radiate este posibilă numai dacă este clar ce formă de excitaţie există : prin forţă sau prin viteză.

3.1.2 Transmisia zgomotului structural

Impedanţa punctului de aplicare a excitaţiei Zgomotul radiat de punctul sau aria în care se aplică excitaţia este de regulă nesemnificativ

în comparaţie cu cel radiat de suprafeţele limită ale maşinii. Transmisia sunetului de la sursele interne la suprafeţele limită trebuie să fie în consecinţă prevenită sau redusă prin măsuri adecvate. Impedanţa Z caracterizează rezistenţa structurii mecanice la excitaţia unei forţe oscilante ce acţionează în punctul de excitaţie. Impedanţa este denumită punctuală dacă aria prin care forţa excită structura este mai mică decât 1/6 din lungimea de undă relevantă (unda de încovoiere sau forfecare). Presupunând că o forţă armonică F excită o structură şi că viteza în punctul de excitaţie este v, puterea mecanică transmisă structurii este :

1 W = ---- Re( F • v* ) ( * este complex conjugata ) (3.12) 2

1 W = ---- ІFI2Re(Y) cu Y = Z-1 = v / F Y este admitanţa (3.13) 2 Prin mărirea impedanţei Z sau reducerea admitanţei Y se poate reduce excitaţia structurii şi

reduce radiaţia.

Dacă excitaţia este efectuată printr-o excitaţie prin viteză, forma de undă fiind armonică, puterea mecanică este :

1 W = ---- ІvI2Re(Z) (3.14) 2

Deci, pentru structuri excitate prin viteză impedanţa Z trebuie redusă, ceea ce se poate realiza prin utilizarea unor arcuri sau a altor izolatori moi.

Multe elemente ale unei maşini pot fi aproximate prin grinzi sau plăci. Cunoscând impedanţa unei plăci sau bare putem estima eficienţa modificărilor impedanţei asupra zgomotului radiat. Deşi impedanţa punctului de excitaţie are o fluctuaţie necontrolată, datorită diferitelor frecvenţe proprii în domeniul de frecvenţe relevant, media acesteia efectuată pe toată gama de frecvenţe poate fi descrisă prin ecuaţii simple. Astfel, dacă grosimea plăcii d este mai mică decât 1/6 din lungimea de undă de încovoiere λB :

Zplacă = ρ • ω • d • λ2B ρ – densitatea plăcii (3.15)

o pentru o grindă ecuaţia simplificată este :

Zgrindă = 2,67 ρ • A • ( cL• d • f )1/2 (1 + j ) (3.16)

unde A – secţiunea grinzii , cL - viteza de undă longitudinală, d - secţiunea grinzii


58

În domeniul rezonanţelor multiple, adăugarea de mase sau mărirea rigidităţii unor componente specifice sunt foarte eficiente. De exemplu, adăugarea unei mase suplimentare pe suprafaţa structurii conduce la deplasarea primei frecvenţe proprii a structurii spre frecvenţe joase şi în consecinţă la reducerea nivelului vitezei suprafeţei în domeniul frecvenţelor rezonante.

În cazul ataşării unei mase suplimentare pe direcţia de acţiune a forţei, impedanţa punctului de excitaţie tinde să aibă un comportament masic, adică să crească cu frecvenţa, astfel radiaţia fiind redusă.

Mărirea rigidităţii structurii este eficientă în domeniul rezonanţelor multiple numai în cazul excitaţiei prin forţă şi fără efect în cazul excitaţiei prin viteză. Radiaţia acustică este redusă prin mărirea rigidităţii în domeniul de frecvenţe până la frecvenţa f1 Prin mărirea rigidităţii în domeniul f < 0,5 • f1 :

D = 10log[ 1 + kad / ks ] dB (3.17)

în care : kad este rigiditatea adiţională

ks este rigiditatea iniţială a structurii în punctul de aplicare a forţei

Întroducerea unui arc şi adăugarea de mase la structura excitată va converti excitaţia prin viteză în excitaţie prin forţă. În tabelul nr. 2 sunt sintetizate măsurile de control al zgomotului pentru cele trei domenii de răspuns obţinute prin modificarea impedanţei punctului de excitaţie.

Tabelul nr. 2 Tipul excitaţiei Cvasistatic Rezonant Multirezonant

Excitaţie prin forţă

Se adaugă mase Se adaugă rigiditate

Se adaugă mase Se adaugă rigiditate Se adaugă amortizare

Se adaugă mase Se adaugă rigiditate Seadaugă amortizare

Excitaţie prin viteză

Se înserează un arc şi se adaugă mase sau se adaugă rigiditate structurii



Aspecte ale transmisiei zgomotului structural

Transmisia zgomotului structural este determinată de forma şi materialele componentelor pasive ale maşinii. Pentru înţelegerea legităţilor fizice generale ale transmisiei zgomotului structural, diferitele forme ale componentelor pasive pot fi cel puţin parţial substituite prin plăci sau bare (exemplu – pereţii exteriori ai unei carcase).

Deşi radiaţia zgomotului aerian este determinată de undele de încovoiere, undele longitudinale pot influenţa această radiaţie prin conversie în unde de încovoiere, de exemplu în cazul îmbinărilor sub unghi a două plăci.

Construcţia unei cutii de viteză ,de distribuţie sau sumatoare şi de distribuţie, în cazul de faţă, este gândită şi proiectată în primul rând pentru transmiterea de moment de torsiune de putere. Forţele din angrenajele din interiorul carcasei acţionează asupra carcasei exterioare şi, prin intermediul arborilor şi a rulmenţilor produc forţe de încovoiere care sunt simţite de carcasă. Prin urmare, carcasa cutiei va vibra ca răspuns la forţele sale interioare aplicate şi aceste vibraţii structurale vor fi transmise prin intermediul structurii spre suprafeţele sale exterioare şi componentelor ataşate, generându-se astfel zgomot structural şi, evident zgomot aerian. Cu toate că vibraţiile sunt de amplitudini foarte mici, acestea vor produce creşteri foarte mari ale nivelului de zgomot. Astfel, în figura 3.5 sunt prezentate căile de transmitere prin corpul cutiei a vibraţiilor structurale generate de forţele din angrenaje şi lagăre.


59

Figura nr. 3.5 Transmiterea vibraţiilor produse în structură se face mai ales din interior, adică de la angrenarea roţilor dinţate prin lagărele arborilor spre suprafeţele exterioare ale carcasei.

Deci, vibraţiile structurale sunt generate în interiorul cutiei şi sunt transmise suprafeţelor exterioare, proprietăţile vibratorii ale componentelor portante fiind decisive în transmiterea acestor vibraţii. Zgomotul rezultat va depinde de proprietăţile vibraţiei părţilor ce compun structura carcasei (roţile dinţate, arborii, capacul mare, capacele lagărelor, pompele şi dispozitivele de comandă) ca şi de coeficientul de radiaţie acustică individuală a acestora. Teoretic, transmiterea vibraţiilor structurale poate fi controlată prin modificarea frecvenţelor naturale şi prin mărirea amortizării.

Caracteristicile vibraţiilor structurale sunt definite de tipul şi de valoarea frecvenţelor proprii, ca şi de factorul de amortizare. Coeficientul de radiaţie acustică depinde de lungimea undei de încovoiere şi de mărimea suprafeţei care radiază.

În concluzie, determinarea caracteristicilor vibraţiei structurii carcasei are o importanţă majoră în determinarea mecanismului de transmitere a zgomotului.

Studiul modului de repartizare al zgomotului structural pe suprafaţa carcasei cutiei este deosebit de util în proiectarea măsurilor structurale. Vibraţiile cele mai mari apar în zona prizei de putere, între lagărele arborelui principal, lagăre plasate pe suprafaţa spre faţă a cutiei dar, mai ales în lagărul plasat pe suprafaţa din spate a cutiei. Rezultatul este tipic pentru multe tipuri de cutii de viteze: zona lagărelor foarte solicitate este plasată la distanţă relativ mare faţă de prinderile cutiei pe şasiu. În această situaţie, amplitudinea vibraţiilor este mai mare decât în alte zone, încovoierea suprafeţei contribuind puternic la radiaţia zgomotului.

Privită într-un mod unitar, construcţia cutiei sumatoare şi de distribuţie constă dintr-o carcasă împărţită în compartimente. Partea superioară a carcasei este închisă de capacul mare, care este relativ rigid, iar partea inferioară este închisă prin sudarea completă cu tablă unde avem diferenţialul şi baia de ulei. De asemenea, în partea superioară, medie şi inferioară, pe carcasă se găsesc capacele care susţin arborii cu roţile dinţate. Astfel, suprafeţele cutiei cât şi capacul mare care, deşi au o grosime relativ mare, prezintă o rigiditate micşorată datorită prezenţei găurilor mari


60

prin care trebuie să treacă, la montaj, arborii cu roţile dinţate asamblate. În figura nr. 3.6 este prezentată carcasa cutiei unde se poate observa capacul mare montat cu şuruburi. O astfel de structură este elastică în plan vertical.

Figura nr. 3.6 Considerată ca o grindă, structura carcasei este mult mai rigidă la solicitarea de încovoiere în planul vertical transversal, perpendicular pe axa vehicului, decât în planul vertical longitudinal (care conţine axa vehicului). Deasemenea, forţele de excitaţie actionează perpendicular asupra pereţilor, aceştia constituind astfel o zonă majoră de radiaţie a zgomotului. Deci, undele de încovoiere în planul vertical longitudinal sunt principalele cauze ale generării zgomotului.

Dacă o astfel de structură este excitată cu o forţă armonică de amplitudine constantă şi frecvenţă variabilă, măsurarea vibraţiilor într-un punct oarecare va pune în evidenţă existenţa mai multor rezonanţe. De obicei, primul mod de vibraţie apare la o frecvenţă de ordinul sutelor de herţi şi constă dintr-o mişcare de încovoiere în planul vertical longitudinal. La frecvenţe mai mari, până la aproximativ 1500 Hz, carcasa începe să se încovoaie longitudinal şi transversal ca o grindă omogenă solicitată la torsiune.

În urma studiilor efectuate pe un model experimental (format din elemente de bază grinzi şi plăci), s-a ajuns la concluzia că adăugarea unei grinzi acolo unde apar solicitări de încovoiere duce la creşteri considerabile ale frecvenţelor proprii ale modurilor de vibraţie ale plăcii. Este cazul carcasei care are în partea superioară montat capacul mare. Astfel, partea superioară a carcasei va avea o influenţă controlată asupra frecvenţelor solicitărilor la încovoierea carcasei.. 3.2 Modelarea matematică a radiaţiei zgomotului structural Prin zgomot structural se înţelege zgomotul generat de vibraţiile din interiorul structurilor solide care se manifestă în domeniul de frecvenţă acustică. Acest zgomot este radiat de suprafeţele exterioare ale structurilor rezultând zgomotul aerian radiat. Pentru determinarea procedeelor de atenuare a zgomotului structural se disting următoarele elemente de analiză:


61

♦ Excitaţia ; ♦ Transmiterea excitaţiei (impedanţa mecanică); ♦ Structura excitată.

Zgomotul structural este generat de excitaţii având ca parametri forţa şi/sau viteza. După cum este cunoscut, transmiterea vibraţiilor poate fi realizată de la sursă la receptor direct prin medii gazoase (zgomotul aerian) sau prin structuri solide (zgomotul structural) urmată de radiaţia acestui zgomot în medii gazoase, zgomotul aerian radiat. In al doilea caz, cel care ne interesează, este im-portant de urmărit transmiterea vibraţiilor acustice în structurile solide, precum şi radiaţia suprafeţelor libere ale acestora.

Pentru evaluarea zgomotului radiat de structura carcasei pe baza aprecierii vibraţiilor suprafeţelor exterioare ale acesteia, este necesar să se cunoască legătura dintre vibraţia suprafeţelor structurii şi zgomotul aerian radiat de acestea. Această legătură depinde de o serie de factori, cum ar fi: frecvenţa, lungimea de undă, amplitudinea deplasării, respectiv a vitezei vibraţiilor, care sunt caracterizate de proprietăţile suprafeţelor radiante, precum şi de mărimea acestora.

3.2.1 Coeficientul de radiaţie acustică Pentru caracterizarea legăturii dintre vibraţiile din domeniul frecvenţelor acustice ale unei structuri (zgomotul structural) şi zgomotul aerian radiat (puterea acustică radiată) de acea suprafaţă în mediul înconjurător, se foloseşte noţiunea de coeficient de radiaţie acustică σ [27].

Coeficientul de radiaţie acustică σ este în principal dependent de forma şi amplitudinile vibraţiei. Amplitudinile vibraţiei depind la rândul lor de forma suprafeţei şi de locul în care se aplică excitaţia perturbatoare. În diferite benzi de frecvenţă, radiaţia acustică este în general diferită. Coeficientul de radiaţie acustică σ prezintă o creştere la frecvenţe înalte şi o reducere la frecvenţe joase.

3.2.2 Radiaţia acustică a plăcilor şi a structurilor în formă de plăci Aşa cum s-a arătat în capitolul 2, structurile mecanice nu vibrează ca un tot unitar ci prezintă moduri de vibraţii complicate. Pentru caracterizarea radiaţiei acustice, se introduce noţiunea de frecvenţă limită a undelor de încovoiere. Această frecvenţă este condiţionată constructiv.

Coeficientul de radiaţie acustică σ este influenţat de valoarea frecvenţei limită fl în felul următor:

♦ Pentru valori ale frecvenţei f a undelor de încovoiere sub frecvenţa limită, f fl< , coeficientul de radiaţie acustică va fi subunitar ( )σ < 1 şi scade odată cu micşo-rarea frecvenţei;

♦ Pentru valori ale frecvenţei f a undelor de încovoiere peste frecvenţa limită, f fl> , coeficientul de radiaţie acustică va fi ( )σ ≈ 1 independent de masa pe unitatea de suprafaţă m" şi de rigiditatea B'.

3.3 Concluzii

Din analiza mecanismului de transmitere a zgomotului în structura carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie prezentată în acest capitol se pot sintetiza următoarele afirmaţii:

1) Transmiterea vibraţiilor produse în structură se face mai ales pe calea interioară, adică prin roţi dinţate în angrenare, rulmenţi din lagăre, spre pereţii carcasei. Acest fapt demonstrează de ce, mai ales la agregatele transmisiei care transmit momente mari (deci şi cazul cutiei sumatoare şi de distribuţie CSD


62

4000), importanţa optimizării acustice a structurii carcasei reprezintă importanţă în vederea obţinerii unui produs care are o structură puţin zgomotoasă.

2) Proprietăţile vibratorii ale componentelor prin care se face transmiterea

vibraţiilor sunt decisive în transmiterea lor. La cutiile de viteze sau de distribuţie actuale, care sunt caracterizate mai ales de legături rigide între toate părţile lor, practic toate componentele interne contribuie la radiaţia zgomotului.

3) Zgomotul rezultat va depinde de proprietăţile vibraţiei părţilor ce compun

structura carcasei cutiei sumatoare. Prin urmare, determinarea caracteristicilor vibraţiilor structurii carcasei are o importanţă majoră în determinarea mecanismului de transmitere a zgomotului.

4) Considerată ca o grindă verticală, structura carcasei cutiei sumatoare este

mult mai rigidă la solicitarea de încovoiere în planul vertical transversal faţă de axa longitudinală a vehiculului decât în planul vertical longitudinal faţă de axa longitudinală a vehiculului. Deasemenea, forţele de excitaţie acţionează perpendicular asupra pereţilor carcasei, aceştia constituind astfel o zonă majoră de radiaţie a zgomotului. Deci, undele de încovoiere în planul vertical longitudinal sunt principalele cauze ale generării zgomotului structural.


63

Capitolul 4

ANALIZA STRUCTURALĂ ŞI MODALĂ A CARCASEI CUTIEI SUMATOARE ŞI DE DISTRIBUŢIE PRIN METODA ELEMENTULUI FINIT

Conform [57] modelarea cu elemente finite a structurilor mecanice permite următoarele tipuri de analiză a structurilor mecanice: structurală (a stării de tensiuni şi deformaţii), modală (a modurilor proprii de vibraţie), de stabilitate (la limita echilibrului elastic) sau termică (a evuluţiei câmpului de temperaturi).

4.1 Analiza structurală a carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie

4.1.1 Prezentarea generală a metodei elementului finit Primele tipuri de elemente finite utilizate în analiza structurală (şi cele mai simple) au fost elementele finite nodale care sunt caracterizate prin valori nodale ale variabilei de câmp (şi ale derivatei până la un anumit ordin) sau altfel spus, printr-o aproximare discretă a variabilei de câmp.

În analiza structurală a structurilor mecanice, matricea de rigiditate a elementului finit exprimă proprietăţile de elasticitate din ecuaţia matriceală a deplasărilor nodale în funcţie de forţele nodale ale elementului. Ecuaţia matriceală globală se obţine prin “asamblarea” ecuaţiilor matriciale corespunzătoare tuturor elementelor finite şi exprimă deplasările nodale în funcţie de sarcinile exterioare aplicate şi de forţele de legătură (conform axiomei legăturilor din mecanică).

4.1.2 Etapele analizei FEM Metoda de analiză cu elemente finite este folosită în rezolvarea unor probleme inginereşti

complexe şi a fost favorizată de dezvoltarea rapidă a mijloacelor de calcul şi software din ultimele două decenii. Aceasta este în fapt, o metodă matematică şi de rezolvare numerică a unor sisteme de ecuaţii şi cuprinde următoarele etape:

crearea modelului geometric al corpului analizat şi discretizarea acestuia în elemente finite prin utilizarea anumitor tipuri de elemente finite şi tehnici de discretizare;

obţinerea formei variaţionale corespunzătoare fenomenului studiat şi minimizarea funcţionalei pătratice asociate acestei forme variaţionale;

determinarea soluţiilor aproximative ale ecuaţiei diferenţiale obţinute din minimizarea funcţionalei pătratice asociate utilizând diferite metode de calcul variaţional;

rezolvarea numerică a sistemului de ecuaţii liniare sau a ecuaţiei matriceale globale obţinută după “asamblarea” matricelor de rigiditate ale elementelor finite şi după impunerea condiţiilor la limită globale (condiţiile de legătură cu mediul fix, deplasări impuse cunoscute şi forţe de legătură necunoscute);

postprocesarea rezultatelor sau calculul variabilelor secundare, trasarea diagramelor de variaţie a eforturilor secţionale în cazul barelor, reprezentarea câmpurilor de tensiuni, deformaţii, deplasări, calculul tensiunilor echivalente după diferite teorii de rezistenţă,

verificarea secţiunilor periculoase, etc.

4.1.4 Modelarea corpului carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie Analiza FEM În figurile nr. 4.1 şi 4.2 sunt prezentate două moduri de vibraţii ale carcasei


64

Figura nr. 4.1

Figura nr. 4.2


65

4.1.6 Determinarea experimentală a caracteristicilor mecanice şi a limitei de rezistenţă

în exploatare pentru materialul carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie Pentru studiul eforturilor unitare din pereţii carcasei, trebuie efectuată analiza cu elemente finite pentru componentele carcasei. Pentru a realiza optimizarea din punct de vedere structural a carcasei cutiei sumatoare, pe lângă modelare cu elemente finite sunt necesare şi determinări de proprietăţi fizice, caracteristici mecanice şi limite de rezistenţă ale materialului carcasei.

Cutia sumatoare şi de distribuţie are carcasa formată din patru elemente tip plăci, două asamblate prin sudură cu al treilea element perete lateral , iar al patrulea (capac) asamblat prin şuruburi. În figura nr. 4.3 este prezentată carcasa cutiei asamblată.

Figura nr. 4.3

În conformitate cu Standardele SR EN 10002-1 „Încercarea la tracţiune” au fost supuse încercărilor de tracţiune 4 epruvete notate cu E1, E2, E3 şi E4, prelevate din materialul carcasei cutiei sumatoare si de distribuţie. Epruvetele au fost executate de SC INAR SA Braşov, în conformitate cu cerinţele anexei C din standardul SR EN 10002-1. Pentru încercarea la oboseală şi determinarea limitei de rezistenţă în exploatare au fost prelevate două epruvete EI şi EII şi supuse la încovoiere cu cicluri de solicitare alternant – simetrice tot din materialul carcasei. Materialul prevăzut în documentaţie pentru realizarea carcasei este OLC 37.3 .

Pentru realizarea testelor şi determinărilor s-a folosit următoarea aparatură:

- Stand servohidraulic HA-80 – complex 1; - Cilindru servohidraulic PZ 250 kN ; - Dulap comandă, măsură şi control ; - Traductor de forţă de 250 kN ; - Traductor de cursă ± 50 mm; - Înregistrator X-Y;


66

- Ciocan Charpy; - Şubler exterior 150 mm; - Stand hidraulic pentru încercat amortizoare adaptat pentru încercare la încovoiere a

epruvetelor; - Traductor de forţă de 25 kN; - Amplificator HOTINGER 3082; - Voltmetru digital E 0302.

În Figura nr. 4.4 sunt prezentate Standul de încercare şi aparatura utilizată la încercarea de tracţiune.

Figura nr. 4.4

În tabelul nr. 4.1 sunt prezentate comparativ elementele chimice ale materialului testat cu elementele chimice ale materialului OL 37.3, conform STAS 500/2.

Tabelul nr. 4.1

ANALIZE CHIMICE

Valori C

max. [%]

Mn max. [%]

P max. [%]

S max. [%]

Impuse OL 37.3 0,22 1,55 0,055 0,055 Obţinute 0,113 0,54 0,0084 0,0295

ÎNCERCĂRI MECANICE Duritate HB - Valori obţinute

130 -133 HB


67

Caracteristicile mecanice ale materialului epruvetelor E1, E2, E3 şi E4 testate se încadrează în limitele impuse materialului OL37.3. Materialul din care sunt executate epruvetele corespunde cu materialul OL 37.3.

4.1.7 Rezultatele testelor pentru determinarea limitei de rezistenţă în exploatare Valorile pentru cele patru epruvete sunt prezentate în tabelul nr. 4.2

Tabelul nr. 4.2 E 1 E 2 E 3 E 4

σc = 31,08 daN/mm2 σc = 31,34 daN/mm2 σc = 30,97 daN/mm2 σc = 31,57 daN/mm2

σr = 42,27 daN/mm2 σr = 41,79 daN/mm2 σr = 41,17 daN/mm2 σr = 41,57daN/mm2

În aceste condiţii, efortul unitar pentru încercarea la oboseală (σmax) a fost ales la valoarea de 22 daN/mm2 pentru epruveta EI şi la valoarea de 17 daN/mm2 pentru epruveta EII. Aceste valori ale eforturilor sunt mai mari decât rezistenţa nelimitată la oboseală tocmai pentru a determina curba Wöhler pentru cele două epruvete. Un punct al curbei Wöhler pentru material se obţine din cunoaşterea efortului unitar pentru un număr foarte mic de cicluri (1 ... 1000 cicluri pentru 9/10 din σr). Al doilea punct al curbei Wöhler pentru material reprezintă rezistenţa nelimitată la oboseală corectată cu coeficientul de influenţă global pentru 2x106 cicluri. Aceste puncte sunt unite cu o linie dreaptă obţinându-se curba Wöhler pentru material în coordonate log. σr - log. N.

Epruvetele supuse la încercarea de oboseală s-au comportat astfel:

Nr. de cicluri până la rupere Nr. crt.

Număr epruvetă Nivel de solicitare

Estimat Realizat

1 EI 22 daN/mm2 50 000 40 000

2 EII 17 daN/mm2 250 000 198 000

În Anexa 4/7 este prezentată epruveta EI ruptă precum şi detalii cu secţiunea de rupere. În secţiune se observă că epruveta a fost supusă la eforturi mari de încovoiere (zonă mică de oboseală şi incluziuni în material).

În Anexa nr. 4/8 este prezentată epruveta EII ruptă precum şi detalii cu secţiunea de rupere. În secţiune se observă că epruveta a fost supusă la eforturi mari de încovoiere (zonă mică de oboseală).

În urma încercării la oboseală de încovoiere a epruvetelor EI şi EII, s-a constatat că epruvetele EI şi EII au avut o comportare bună la oboseală rezistând la un număr de cicluri de solicitare care le-au plasat în apropierea curbei Wöhler pentru materialul OL 37.3.

4.3 Concluzii

În concluzie, eforturile maxime de solicitare din material carcasei cutiei sumatoare nu trebuie să depăşească rezistenţa nelimitată la oboseală estimată la 13 daN/mm2 pentru materialul OL37.3.


68

Capitolul 5

CERCETĂRI EXPERIMENTALE ÎN VEDEREA REDUCERII ZGOMOTULUI STRUCTURAL AL CUTIEI SUMATOARE ŞI ÎMBUNĂTĂŢIREA SOLUŢIEI

CONSTRUCTIVE

În acest capitol este prezentată o metode experimentală, eficientă, utilă şi rapidă, prin care să se determine:

1) Frecvenţele de rezonanţă ale vibraţiei structurii carcasei cutiei sumatoare cărora le corespund valori maxime ale zgomotului radiat de suprafeţele acesteia;

2) Zgomotul radiat de suprafeţele carcasei;

3) Amplitudinile deplasărilor vibraţiei suprafeţelor structurii carcasei cutiei sumatoare şi repartizarea lor pe suprafaţa analizată;

Rezultatele experimentale obţinute constituie informaţii majore necesare determinării caracteristicilor transmiterii zgomotului structural precum şi solicitările din carcasă.

Sunt prezentate rezultatele obţinute în urma experimentelor efectuate asupra unei carcase din componenţa cutiei sumatoare şi de distribuţie CSD 4000 reper 1858.37.002 (figura nr. 5.1). .

Fig. nr. 5.1 Pentru realizarea experimentelor propuse este necesară folosirea unor instalaţii de măsurare şi analiză specifice metodelor alese. Pentru fiecare experiment efectuat vor fi prezentate condiţiile de măsurare şi echipamentele folosite ale căror caracteristici se găsesc în documentaţiile tehnice respective prezentate în Bibliografia lucrării

5.1 Programul cercetărilor experimentale Programul cercetărilor experimentale pe carcasa cutiei sumatoare este prezentat în schema bloc din figura nr. 5.2


69

MĂSURARE

Excitaţie simulată

SIMULARE PROGRAM

FEM

Fig. nr. 5.2 Schema bloc a programului cercetărilor experimentale pe carcasa cutiei sumatoare Programul cercetărilor experimentale constă în:

1) Analiza experimentală a comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei sumatoare

Se vor determina: ◊ Frecvenţele de rezonanţă ; ◊ Impedanţele mecanice corespunzătoare frecvenţelor de rezonanţă;

2) Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat de suprafeţele carcasei; 3) Determinarea frecvenţelor de rezonanţă cărora le corespund valori maxime ale zgomotului radiat de suprafeţele carcasei ; 4) Măsurarea deplasărilor vibraţiei suprafeţelor carcasei

. Se vor determina:

◊ Amplitudinea deplasărilor vibraţiei; ◊ Repartizarea amplitudinilor deplasărilor vibraţiei pe suprafeţele analizate,

5) Compararea valorilor amplitudinilor deplasărilor vibraţiei suprafeţelor carcasei obţinute prin simulare, cu valorile măsurate la punctul 4.

ANALIZA VIBRAŢIILOR

DEPLASAREA ABSOLUTĂ A VIBRAŢIEI

SPECTRUL IMPEDANŢEI MECANICE

FRECVENŢE DE

REZONANŢĂ

ZGOMOT RADIAT

ZGOMOT RADIAT


70

Pentru efectuarea experimentelor, structura carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie a fost adusă în stare de vibraţie simulată. Deasemenea, deoarece structura carcasei este mult mai rigidă la solicitarea la încovoiere în planul vertical (plan paralel cu suprafeţele faţă şi spate ale carcasei) decât în planul orizontal, undele de încovoiere în planul orizontal fiind principalele cauze ale transmiterii zgomotului structural, excitarea carcasei a fost efectuată în plan orizontal cu ajutorul unui excitator electrodinamic. Cutia sumatoare şi de distribuţie este montată pe şasiu prin suporţi cu şuruburi, rigiditatea acestora fiind foarte mare (cauciucul utilizat are rigiditate ridicată). Pentru simularea acestor condiţii, carcasa analizată a fost montată cu suporţii ei de prindere, aceştia fiind fixaţi pe doi suporţi montaţi pe platforma laboratorului, suporţi care simuleză practic şasiul vehiculului. 5.2 Analiza experimentală a comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei

sumatoare şi de distribuţie Analiza experimentală a comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei a fost realizată prin aducerea acesteia în stare de vibraţie simulată în domeniul de frecvenţă 30 Hz ÷ 2000 Hz.

Instalaţia de măsurare şi analiză Pentru analiza experimentală a comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei utilizând tehnica măsurării impedanţei mecanice punctuale a fost folosită instalaţia de măsurare compusă din următoarele aparate şi echipamente:

♦ Traductor de impedanţe; ♦ Amplificator de măsură al forţelor tip KWS3082 HOTTINGER; ♦ Echipament de măsurare a vibraţiilor tip 00 033 ROBOTRON; ♦ Echipament de generare a semnalului de excitaţie; ♦ Amplificator de putere tip LV103 ROBOTRON; ♦ Excitator electrodinamic ESE211 tip 11 076 ROBOTRON; ♦ Osciloscop cu două canale tip TR4657 EMG Ungaria; ♦ Analizor în frecvenţă FFT tip OMC105A PONT Ungaria; ♦ Calculator PC.

Producerea excitaţiei. Condiţia principală este ca forţa de excitaţie să varieze sinusoidal deoarece impedanţa mecanică este definită numai pentru forţe şi viteze cu variaţie sinusoidală.

Fig. nr. 5.3 Instalaţie de măsurare şi analiză a vibraţiilor


71

În detaliul prezentat în figura nr. 5.4 se observă:

◊ Excitatorul electrodinamic; ◊ Traductorul de impedanţe; ◊ Carcasa cutiei sumatoare.

Fig. nr. 5.4 Detaliu instalaţie de măsurare şi analiză a vibraţiilor

Traductorul de impedanţe, prezentat în fig. nr. 5.5 este compus din:

• Traductor de forţe; • Plăcuţa mărcii de compensaţie; • Traductor de acceleraţii tip KD35 ROBOTRON

Fig. nr. 5.5 Traductor de impedantă


72

Pentru realizarea măsurărilor şi analizei vibraţiilor structurii carcasei cutiei sumatoare aflat în condiţii de funcţionare simulată (obţinerea unei stări de vibraţie a acesteia), carcasa a fost excitată cu ajutorul unei instalaţii de excitaţie compusă din:

• Echipament de generare a semnalului de excitaţie; • Amplificator de putere tip LV 103 ROBOTRON; • Excitator electrodinamic tip ESE211 tip 11 076, ROBOTRON, specializat în

analiza zgomotului structural.

Echipamentul de generare a semnalului de excitaţie a fost realizat folosind module electronice de fabricaţie ROBOTRON din componenţa standului TIRA–vib 5142. Este compus din:

• Generator de semnal tip 03 005 ROBOTRON; • Modul regulator semnal tip 02 037 ROBOTRON; • Modul baleiere frecvenţă tip 04 036 ROBOTRON; • Indicator de frecvenţe tip 51 039 ROBOTRON.

Rezultatele obţinute Pentru realizarea măsurărilor şi analizei vibraţiilor structurii carcasei cutiei aflată în stare de vibraţie simulată, aceasta a fost solicitată cu o forţă de excitaţie având următorii parametri:

♦ Forma semnalului: sinusoidală; ♦ Viteză constantă: vex = 4.10-3 m/s (valoare rms); ♦ Variaţie exponenţială dus-întors a frecvenţei semnalului de excitaţie cu viteza de

1 oct / min, în două domenii:

• 30 Hz ÷ 500 Hz cu rezoluţia: 1,25 Hz ; • 300 Hz ÷ 2000 Hz cu rezoluţia: 5 Hz ;

Au fost determinate experimental densităţile spectrale de putere, mediate liniar, ale impedanţei mecanice punctuale în trei puncte aflate pe suprafaţa din faţă a carcasei respectiv pe suprafaţa din spate a carcasei (considerate în montarea normală pe şasiu). Punctele au fost alese în zona celor două intrări în cutie şi în zona prizei de putere. Coordonatele punctelor de măsurare, exprimate în mm, de pe cele două suprafeţe ale carcasei în sistemul de coordonate considerat pentru montarea normală pe şasiu, figura nr. 5.6, sunt prezentate în tabelul 5.1.

Tabelul 5.1 Coordonatele punctelor de măsură (y,z)

SUPRAFAŢA DIN FAŢĂ A CARCASEI DOMENIUL DE FRECVENŢĂ 1 2 3

30 Hz ÷ 500 Hz (500, 1200) (1200, 1200) (850, 600) 300 Hz ÷ 2000 Hz (500, 1200) (1200, 1200) (850, 600)

SUPRAFAŢA DIN SPATE A CARCASEI DOMENIUL DE FRECVENŢĂ 4 5 6

30 Hz ÷ 500 Hz (1200, 1200) (500, 1200) (850, 600) 300 Hz ÷ 2000 Hz (1200, 1200) (500, 1200) (850, 600)

Din analiza rezultatelor obţinute, au fost determinate principalele frecvenţe de rezonanţă şi valorile corespunzătoare ale impedanţelor mecanice ale structurii carcasei cutiei sumatoare respectiv pentru cele două suprafeţe analizate, prezentate în tabelul 5.2.

Fig. nr. 5.6

CARCASA CUTIEI

SUMATOARE

z

y x 0


73

Tabelul 5.2 Frecvenţele de rezonanţă şi valorile impedanţelor mecanice SUPRAFAŢA DIN FAŢĂ A

CARCASEI SUPRAFAŢA DIN SPATE A

CARCASEI DOMENIUL DE

FRECVENŢĂ FRECVENŢA

DE REZONANŢĂ

[Hz]

IMPEDANŢA MECANICĂ

[kN.s/m]

FRECVENŢA DE

REZONANŢĂ [Hz]

IMPEDANŢA MECANICĂ

[kN.s/m]

230 96,5 200 11,5 300 100 225 13,2 320 110 235 12,9 395 60,5 280 14 400 105 300 12,5 500 75,5 330 15,5

395 14,5 410 25,5 435 27

30 Hz ÷ 500 Hz

495 28,8 590 53 580 11,5 660 38,5 640 10,5 720 37,5 850 10,2 765 33 1000 8,5 1010 13,5 1125 6 1070 23 1200 6,5 1145 17,5 1300 5,2 1200 16 1340 5 1300 15 1490 3,5 1345 14,5 1550 3,7 1500 11,5 1610 2,9 1525 10,5 1900 1,7

500 Hz÷2000 Hz

1610 9 2000 0,9

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/

m]

Fig. nr. 5.7 Spectrul impedanţelor mecanice al suprafeţei din faţă a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz.


74

0

10

20

30

40

50

60

70

80

500 1000 1500 2000

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/m]

Fig. nr. 5.8 Spectrul impedanţelor mecanice al suprafeţei din faţă a carcasei; f = 500 Hz ÷ 2000 Hz

5

10

15

20

25

30

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/

m]

Fig. nr. 5.9 Spectrul impedanţei mecanice al suprafeţei din spate a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz.

0

2

4

6

8

10

12

14

500 1000 1500 2000

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/

m]

Fig. nr. 5.10 Spectrul impedanţei mecanice al suprafeţei din spate a carcasei; f = 500 Hz÷2000 Hz.


75

5.3 Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat de suprafeţele

carcasei cutiei sumatoare Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat (nivelul presiunii acustice) de suprafeţele carcasei cutiei a fost realizată prin aducerea acesteia în stare de vibraţie simulată în domeniul de frecvenţă 30 Hz ÷ 2000 Hz.

Instalaţia de măsurare şi analiză Pentru măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului (nivelul presiunii acustice) radiat de suprafeţele carcasei cutiei aflată în stare de vibraţie simulată a fost folosită instalaţia de măsurare şi analiză prezentată în figura nr. 5.11. Fig. nr. 5.11 Schema bloc a instalaţiei de măsurare şi analiză a zgomotului radiat de suprafeţele

carcasei cutiei

Suporţi elastici de fixare

Excitator

Preamplificator MV 201

00 023

Lp

Lp

CARCASA CUTIEI Traductor de

acceleraţii KD 35

Microfon MK

Analizor în frecvenţă FFT

Calculator PC

Imprimantă

Aparat

indicator 02 036

Amplificator integrator

00 028

00 033

vv

v

Amplificator de putere LV 103

Generator de semnal

03 005

Regulator 02 037

Baleaj frecvenţă

04 036

Indicator de frecvenţă 51 039

1 m

v

a


76

Instalaţia de măsurare şi analiză (fig. nr. 12) este compusă din următoarele aparate şi echipamente:

♦ Microfon tip MK221 ROBOTRON de 1/2"; ♦ Preamplificator tip MV201 ROBOTRON; ♦ Echipament de măsurare a nivelului presiunii acustice tip 00 023 ROBOTRON; ♦ Echipament de măsurare a vibraţiilor tip 00 033 ROBOTRON; ♦ Echipament de generare a semnalului de excitaţie; ♦ Amplificator de putere tip LV103 ROBOTRON; ♦ Excitator electrodinamic ESE211 tip 11 076 ROBOTRON; ♦ Analizor în frecvenţă FFT tip OMC105A PONT Ungaria; ♦ Calculator PC.

Fig. nr. 5.12 Instalaţia de măsurare şi analiză a zgomotului radiat de suprafeţele carcasei Rezultatele obţinute La fel ca la analiza experimentală a comportării la vibraţii (subcapitolul 5.2), pentru obţinerea vibraţiei structurii carcasei cutiei şi efectuarea măsurărilor zgomotulului radiat de suprafeţele acesteia, carcasa cutiei a fost solicitată cu o forţă de excitaţie aplicată în centrul feţei opuse celei a cărei zgomot radiat este măsurat, având următorii parametri:

♦ Forma semnalului: dreptunghiulară; ♦ Viteză constantă: vex = 4.10-3m/s (valoare rms); ♦ Variaţie exponenţială dus-întors a frecvenţei semnalului de excitaţie cu viteza de

1oct/min, în două domenii: • 30 Hz ÷ 500 Hz cu rezoluţia: 1,25 Hz ; • 300 Hz ÷ 2000 Hz cu rezoluţia: 5 Hz ;

Măsurarea şi analiza nivelului presiunii acustice radiate a fost realizată în timp real, simultan cu variaţia frecvenţei. Microfonul a fost plasat la o distanţă de 1 m, perpendicular pe faţa analizată, opusă celei la care s-a aplicat forţa de excitaţie.


77

Înregistrările densităţilor spectrale de putere mediate liniar ale presiunii acustice Wp(f) obţinute la analizorul în frecvenţă FFT, exprimate în scară logaritmică în dB, corespunzătoare celor două domenii de frecvenţă, sunt prezentate în anexele nr. 5/14 şi 5/15 pentru suprafaţa din faţă, respectiv, anexele nr. 5/16 şi 5/17 pentru suprafaţa din spate. Exactitatea înregistrărilor densitătilor spectrale de putere mediate liniar - 2048 medieri - este de 1,1% sau 0,1 dB.

5.3.1 Determinarea frecvenţelor de rezonaţă cărora le corespund valori maxime ale zgomotului radiat de suprafeţele carcasei cutiei sumatoare Pentru analiza corelaţiei dintre vibraţiile structurii carcasei cutiei şi zgomotul radiat de suprafeţele acesteia, precum şi pentru particularizarea frecvenţelor de rezonanţă cărora le corespund maxime ale zgomotului radiat, au fost comparate valorile frecvenţelor de rezonanţă determinate prin analiza vibraţiilor (subcapitolul 5.2) cu valorile frecvenţelor la care apar maxime ale zgomotului radiat de suprafeţele respective. În tabelul 5.3 este prezentată compararea valorilor frecvenţelor de rezonanţă determinate prin măsurarea impedanţei mecanice (subcapitolul 5.2, tabelul 5.2) cu valorile frecvenţelor la care apar maxime ale nivelului presiunii acustice.

Tabelul 5.3 Compararea valorilor frecvenţelor de rezonanţă determinate SUPRAFAŢA DIN FAŢĂ A CARCASEI SUPRAFAŢA DIN SPATE A CARCASEI

FRECVENŢA DETERMINATĂ PRIN

ANALIZA :

FRECVENŢA DETERMINATĂ PRIN

ANALIZA : Impedanţei mecanice Zgomotului

ABATEREA

DINTRE FRECVENŢE Impedanţei

mecanice Zgomotului

ABATEREA

DINTRE FRECVENŢE

[Hz] [Hz] [%] [Hz] [Hz] [%] 395 391,5 0,89 300 300 0 400 402,5 - 0,62 395 388 1,8 500 499 0,2 410 411,5 - 0,36 590 600 - 1,66 435 431 0,92 660 650 1,54 495 497,5 - 0,5 720 710 01,4 580 600 - 3,33 1010 1010 0 850 875 - 2,85 1070 1065 0,46 1000 1010 - 0,99 1200 1205 - 0,41 1125 1160 -3,02 1300 1295 0,38 1300 1298 0,15 1345 1345 0,00 1340 1345 - 0,37 1525 1530 -0,33 1550 1530 1,30 1610 1600 0,62 1610 1615 - 0,3

1900 1885 0,79


78

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/

m]

20

30

40

50

60

70

80

90

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

Frecventa [Hz]

Lp [d

B]

Fig. nr. 5.13 Comparaţia dintre spectrul nivelului presiunii acustice şi spectrul impedanţelor mecanice pentru suprafaţa din faţă a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz.


79

0

10

20

30

40

50

60

70

80

500 1000 1500 2000

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/

m]

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

500 1000 1500 2000

Frecventa [Hz]

Lp [d

B]

Fig.nr. 5.14 Comparaţia dintre spectrul nivelului presiunii acustice şi spectrul impedanţelor mecanice pentru suprafaţa din faţă a carcasei; f = 500 Hz ÷ 2000 Hz.


80

5

10

15

20

25

30

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/

m]

202530354045505560657075808590

0 100 200 300 400 500

Frecventa [Hz]

Lp [d

B]

Fig. nr.5.15 Comparaţia dintre spectrul nivelului presiunii acustice şi spectrul impedanţelor mecanice pentru suprafaţa din spate a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz


81

0

2

4

6

8

10

12

14

500 1000 1500 2000

Frecventa [Hz]

Zm [k

Ns/

m]

25

30

35

40

45

50

55

60

65

70

500 1000 1500 2000

Frecventa [Hz]

Lp [d

B]

Fig. nr.5.16 Comparaţia dintre spectrul nivelului presiunii acustice şi spectrul impedanţelor mecanice pentru suprafaţa din spate a carcasei; f = 500 Hz ÷ 2000 Hz


82

În urma analizei rezultatelor obţinute se pot face următoarele afirmaţii: 1) Se constată o bună corelare între valorile frecvenţelor de rezonanţă determinate prin

analiza vibraţiilor folosind tehnica măsurării impedanţei mecanice şi valorile frecvenţelor la care apar maxime ale nivelului presiunii acustice radiate de suprafeţele carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie.

2) Din compararea valorilor frecvenţelor de rezonanţă cuprinse în tabelul 5.2 (determinate prin măsurarea impedanţei mecanice) cu valorile frecvenţelor cuprinse în tabelul 5.3 (la care apar maxime ale nivelului presiunii acustice radiate de suprafeţele carcasei cutiei) se observă faptul că în tabelul 5.2 apar mai multe frecvenţe de rezonanţă. Deci, frecvenţele (modurile de vibraţie) la rezonanţă pot fi împărţite în două categorii:

• Cele care generează maxime ale zgomotului radiat (cuprinse în tabelul 5.3); • Cele care nu generează maxime ale zgomotului radiat, şi anume:

Pentru suprafaţa din faţă a cutiei : 230Hz ; 300Hz ; 320Hz ; 765Hz ; 1145Hz ; 1500Hz. Pentru suprafaţa din spate a cutiei : 200Hz ; 225Hz ; 235Hz ; 280Hz ; 330Hz ; 640Hz ; 1490Hz ; 2000Hz.

Rezultatele obţinute scot în evidenţă carenţele structurale importante ale carcasei cutiei sumatoare analizată mai ales pentru suprafaţa din spate a carcasei în zona capacului mare montat prin şuruburi..

5.4 Măsurarea amplitudinilor deplasărilor pe suprafeţele carcasei cutiei

5.4.1 Măsurarea amplitudinilor deplasărilor pe suprafaţa din spate a carcasei Au fost măsurate amplitudinile deplasărilor pe suprafaţa din spate a carcasei aflată în stare de vibraţie simulată la două frecvenţe de rezonanţă determinate experimental folosind tehnica măsurării impedanţei mecanice punctuale (subcapitolul 5.2).

Instalaţia de măsurare Pentru măsurarea amplitudinilor deplasărilor Y ale suprafeţei carcasei aflată în stare de vibraţie simulată a fost folosită instalaţia de măsurare prezentată schematic în figura nr. 5.20 şi în fotografiile din figurile nr. 5.17 şi 5.18. Fig. nr. 5.17 Instalaţiei de măsurare a deplasărilor vibraţiei suprafeţei carcasei


83

Fig. nr. 5.18 Detaliu instalaţie de măsurare a deplasărilor vibraţiei suprafeţei carcasei Rezultatele obţinute În urma experimentului efectuat au fost obţinute amplitudinile deplasărilor Y ale vibraţiei suprafeţei din spate a carcasei cutiei necesare comparării cu deplasările obţinute prin simulare pe calculator conform analizei prezentată în capitolul 4. Valorile amplitudinilor deplasărilor vibraţiei în punctele de pe suprafaţa analizată sunt prezentate tabelul nr.5.4.

Tabelul nr. 5.4

AMPLITUDINILE DEPLASĂRILOR Y [μm] Frecvenţa [Hz]

Punctul nr. 4 Punctul nr. 5 Punctul nr. 6 395 55 - 70 60 - 75 95 - 105

1550 25 - 35 25 - 30 40 - 55

Se constată că vibraţiile cele mai mari apar în zona prizei de putere pe suprafaţa din spate a carcasei pe capacul mare montat cu şuruburi de carcasă.

5.4.2 Măsurarea amplitudinilor deplasărilor pe suprafaţa din faţă a carcasei Au fost măsurate amplitudinile deplasărilor pe suprafaţa din faţă a carcasei aflată în stare de vibraţie simulată la două frecvenţe de rezonanţă determinate experimental folosind tehnica măsurării impedanţei mecanice punctuale (subcapitolul 5.2).

Aparatura de măsură şi echipamentul de generare a semnalului de excitaţie sunt aceleaşi cu cele folosite la măsurările de la subcapitolul 5.4.1.


84

Rezultatele obţinute

În urma experimentului efectuat au fost obţinute amplitudinile deplasărilor Y ale vibraţiei suprafeţei din faţă a carcasei cutiei necesare comparării cu deplasările obţinute prin simulare pe calculator conform analizei prezentată în capitolul 4. Valorile amplitudinilor deplasărilor vibraţiei în punctele de pe suprafaţa analizată sunt prezentate tabelul nr.5.5.

Tabelul nr. 5.5

AMPLITUDINILE DEPLASĂRILOR Y [μm] Frecvenţa [Hz]

Punctul nr. 1 Punctul nr. 2 Punctul nr. 3

395 40 - 55 45 - 65 85 - 95

1550 15 - 20 20 - 25 30 - 45

Se constată că vibraţiile cele mai mari apar în zona prizei de putere pe suprafaţa din faţă a carcasei.

5.4.3 Compararea valorilor deplasărilor vibraţiei suprafeţelor carcasei cutiei sumatoare obţinute prin simulare cu valorile măsurate experimental

În vederea evaluării acurateţei predicţiei pe cale analitică (simulare pe calculator prin metoda elementului finit) a valorilor deplasărilor în punctele de măsură de pe carcasă, acestea trebuie comparate cu valorile determinate pe cale experimentală.

Compararea valorilor deplasărilor în punctele de măsură de pe carcasă, obţinute prin simulare, la cele două frecvenţe de excitaţie alese, cu valorile obţinute pe cale experimentală, precum şi abaterea faţă de ultima valoare, sunt prezentate în anexa nr 5.5.

Se constată o foarte bună corelare între valorile amplitudinilor deplasarilor determinate pe cale analitică şi valorile determinate experimental.

Faptul că valorile amplitudinilor deplasarilor obţinute prin calcul sunt mai mici decât cele măsurate se datorează erorii introduse de metoda de măsurare a amplitudinii deplasărilor vibraţiei suprafeţei carcasei cu ajutorul traductorului de acceleraţii. Datorită masei traductorului, valorile amplitudinii deplasărilor măsurate sunt mai mici decât cele reale, ceea ce conduce si la valori mai mici ale nivelului presiunii acustice.

5.5 Analiza rezultatelor şi prezentarea soluţiilor de modificări constructive pentru carcasa cutiei sumatoare şi de distribuţie

Rezultatele obţinute scot în evidenţă carenţele structurale importante ale carcasei cutiei sumatoare analizată mai ales pentru suprafaţa din spate a carcasei în zona capacului mare montat prin şuruburi. Pentru rigidizarea carcasei cutiei sumatoare se propun următoarele modificări constructive:

Eliminarea capacului mare montat prin şuruburi; Înlocuirea capacului cu placă sudată de carcasă; Introducerea în interiorul carcasei şi montarea prin sudură a doi tiranţi de legătură

(de întărire) între suprafaţa din faţă şi suprafaţa din spate a carcasei în zona prizei de putere;

Montarea prin sudură la interior, pe suprafeţele laterale, faţă şi spate, a şase nervuri de întărire (trei pe stânga şi trei pe dreapta);

Decuparea şi realizarea a trei capace de vizitare în partea de sus a carcasei necesare montajului roţilor dinţate şi a timoneriei cutiei sumatoare;


85

Pentru realizarea acestor modificări s-a trecut la proiectarea reperelor propuse, s-a întocmit documentaţia corespunzătoare, s-au realizat fizic reperele si s-a montat astfel o nouă carcasă de cutie sumatoare şi de distribuţie. În figurile nr. 5.19 şi 5.20 sunt prezentate desenele de execuţie pentru reperele propuse. În figurile nr. 5.21 este prezentată o fotografie cu reperele montate pe carcasa cutiei sumatoare modificată.

Fig. nr. 5.19 Desen carcasa modificată (fără capac montat prin şuruburi)


86

Fig. nr. 5.20 Desen carcasa modificată (cu găuri prelucrate pentru capace lagăre)


87

Fig. nr. 5.21 Carcasa cutiei sumatoare şi de distribuţie modificată 5.6 Concluzii

Din analiza rezultatelor obţinute în urma efectuării experimentelor prezentate se pot sintetiza următoarele:

a) Analiza comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei sumatoare. 1) Analiza experimentală a vibraţiilor prin metoda măsurării impedanţei mecanice

punctuale s-a dovedit a fi deosebit de eficientă si uşor de realizat.

2) Această metodă permite analiza comportării la vibraţii numai în câteva puncte ale structurii carcasei cutiei fără a fi necesar studiul complet al întregii structuri, densităţile spectrale de putere măsurate pe toată suprafaţa analizată având valori şi configuraţii apropiate, ceea ce duce la simplificarea experimentului şi scurtarea timpului de analiză.

3) Structura carcasei cutiei analizată prezintă frecvenţe de rezonanţă aproximativ în domeniul 390 Hz ÷ 2000 Hz cu o frecvenţă dominantă de 395 Hz, figurile nr. 5.10 ÷ 5.13 şi tabelul 5.2.

b) Determinarea experimentală a zgomotului.

1) S-a constatat o foarte bună corelare între valorile frecvenţelor de rezonanţă determinate prin analiza vibraţiilor folosind tehnica măsurării impedanţei mecanice şi valorile frecvenţelor la care apar maxime ale nivelului presiunii acustice radiate de suprafaţa carcasei analizată, abaterea maximă faţă de ultima frecvenţă fiind de 1,8%, figurile nr.5.15 ÷ 5.18 şi tabelul 5.3.

2) Frecvenţele (modurile de vibraţie) la rezonanţă ale carcasei cutiei analizată pot fi împărţite în două categorii:


88

♦ Cele care generează maxime ale zgomotului radiat; ♦ Cele care nu generează maxime ale zgomotului radiat.

3) Faptul că există două categorii distincte ale modurilor de vibraţie la rezonanţă constituie un avantaj deosebit de important în ceea ce priveşte posibilitatea micşorării timpului de rulare a programelor de optimizare acustică. Prin

identificarea acestor moduri de vibraţie va fi suficient să fie luate în considerare numai frecvenţele corespunzătoare nivelelor de zgomot importante, ceea ce va conduce la o diminuare considerabilă a timpului de lucru şi respectiv a costului.

c) Măsurarea amplitudinilor deplasărilor pe suprafeţele carcasei cutiei.

1) Vibraţiile cele mai mari apar în zona lagărelor arborilor de intrare şi în zona lagărelor prizei de putere.

2) Prin rezultatele obţinute se confirmă faptul că în zona capacului montat prin şuruburi (adică partea superioară a carcasei), carcasa cutiei are rigiditatea cea mai scăzută.

d) Modificări constructive pentru carcasa cutiei sumatoare şi de distribuţie

Pentru rigidizarea carcasei cutiei sumatoare se propun următoarele modificări constructive:

1) Eliminarea capacului mare, montat prin şuruburi, şi înlocuirea acestuia cu o placă sudată de carcasă;

2) Montarea prin sudură în interiorul carcasei a doi tiranţi de legătură între suprafaţa din faţă şi suprafaţa din spate a carcasei în zona prizei de putere;

3) Sudarea la interior, pe suprafeţele laterale, faţă şi spate, a şase placi de întărire (trei pe stânga şi trei pe dreapta);

4) Decuparea şi realizarea a trei capace de vizitare în partea de sus a carcasei necesare montajului roţilor dinţate şi a timoneriei cutiei sumatoare;

În final, se poate afirma că, prin aplicarea metodei experimentale prezentată în procesul de optimizare a carcasei cutiei sumatoare prin măsuri structurale, se obţin următoarele facilităţi :

♦ Există posibilitatea determinării fără dificultate şi cu o suficientă precizie a frecvenţelor de rezonaţă corespunzătoare modurilor de vibraţie importante, generatoare de zgomot structural radiat de suprafeţele carcasei;

♦ Frecvenţele de rezonanţă şi maximele spectrului zgomotului radiat pot fi prezise încă din stadiul de proiectare cu o precizie maximă, de doar câţiva dB.

♦ Este suficient ca numai prin simularea nivelurilor presiunii acustice corespunzătoare modurilor de vibraţie la rezonanţe importante să se poată prezice maximele spectrului zgomotului radiat de suprafeţe într-un timp acceptabil de rulare a programului de optimizare şi, de asemenea, la un cost scăzut.

♦ Cu toate că aplicarea acestei metode experimentale nu necesită condiţii speciale, iar echipamentul de măsură şi analiză nu implică o complexitate deosebită, ea oferă totuşi exactitatea necesară cerută de optimizarea acustică structurală.


89

Capitolul 6 CERCETĂRI EXPERIMENTALE EFECTUATE PE STAND PE CUTIA SUMATOARE ŞI

DE DISTRIBUŢIE ÎN VARIANTA INIŢIALĂ ŞI VARIANTA MODIFICATĂ

În capitolul 5 au fost prezentate experimentele efectuate pe carcasa cutiei sumatoare şi de distribuţie CSD 4000 realizată în varianta cu capac asamblat prin şuruburi (produsă începând din 1990 şi până în prezent). Analiza rezultatelor experimentelor şi concluziile rezultate au condus la proiectarea şi realizarea unei variante de carcasă îmbunătăţită. În acest capitol vom prezenta experimente comparative realizate pe cele două cutii sumatoare şi de distribuţie pe care le vom numi în continuare: cutia sumatoare veche, pentru cutia echipată cu carcasa existentă şi cutia sumatoare nouă, pentru cutia echipată cu carcasa îmbunătăţită.

În figurile 6.1 şi 6.2 sunt prezentate cele două cutii echipate complet. Pentru experimentele efectuate vor fi prezentate condiţiile de măsurare şi echipamentele folosite. Caracteristicile acestora se găsesc în documentaţiile tehnice prezentate în Bibliografia lucrării

Testele comparative efectuate pe cele două cutii sumatoare au fost următoarele:

Măsurări de acceleraţii, viteze şi deplasări în cele 6 puncte de măsură de pe carcasă stabilite şi prezentate în capitolul 5;

Măsurări de zgomot radiat de cutie la un metru depărtare de cele patru feţe ale cutiei;

Fig. nr. 6.1 Cutia sumatoare şi de distribuţie veche


90

Fig. nr. 6.2 Cutia sumatoare şi de distribuţie nouă

6.1 Măsurarea şi analiza experimentală a vibraţiilor suprafeţelor cutiilor sumatoare şi de distribuţie la testarea pe stand

Analiza experimentală a comportării la vibraţii a cutiilor sumatoare şi de distribuţie în varianta iniţială şi varianta modificată a fost realizată în timpul efectuării programului de rodaj la mersul în gol (fără sarcină) pe standul de încercare şi testare din Laboratorul SC INAR SA Braşov. În figura nr. 6.3 şi 6.4 este prezentat standul de încercare în ansamblu şi pupitrul de comandă şi control.

Fig. nr. 6.3 Stand de încercare cutii sumatoare şi de distribuţie


91

Fig. nr. 6.4 Pupitru de comandă şi control stand de încercare

Instalaţia de măsurare şi analiză Pentru analiza experimentală a comportării la vibraţii pe stand a cutiilor sumatoare, utilizând tehnica măsurării acceleraţiilor, vitezelor şi deplasărilor, a fost folosită instalaţia de măsurare şi analiză prezentată în figura nr. 6.5 şi fotografiile din figurile nr. 6.6 şi 6.7.

Fig. nr. 6.5 Instalaţia de măsură pentru vibraţii (acceleraţii, viteze şi deplasări)

CUTIE

SUMATOARE ŞI DE

DISTRIBUŢIE

Suporţi elastici de fixare pe stand

Aparat indicator 02 036

Amplificator integrator 00 028

Osciloscop 02 050

a

y

Traductor de acceleraţii KD 35

00 033

Stand de antrenare pupitru cutie sumatoare şi de de distribuţie comandă


92

Fig. nr. 6.6 Aparatură de măsură şi control Fig. nr. 6.7 Traductor de acceleraţie montat în punctul nr. 2 de măsură


93

Rezultate obţinute:

În tabelul nr. 6.1 sunt prezentate rezultatele măsurărilor de acceleraţii, viteze şi deplasări în cele 6 puncte de măsură de pe cutia sumatoare şi de distribuţie varianta veche.

Tabelul nr. 6.1 Punct

de măsură

TURAŢIE [rot/min]

ACCELERAŢIE [m/s2]

VITEZĂ [m/s]

DEPLASARE [mm]

500 2,5 0,048 0,91 1000 4 0,038 0,36 1500 5,3 0,033 0,21

1

2000 7 0,032 0,15 500 5 0,095 1,46

1000 7,5 0,071 0,59 1500 9 0,057 0,36

2

2000 11 0,052 0,25 500 4 0,076 1,46

1000 6,5 0,062 0,59 1500 8,1 0,051 0,32

3

2000 10,2 0,048 0,23 500 3,5 0,066 1,27

1000 6,3 0,060 0,57 1500 8 0,050 0,32

4

2000 10,5 0,048 0,23 500 3 0,057 1,09

1000 4,5 0,043 0,41 1500 6,2 0,039 0,25

5

2000 8,5 0,040 0,19 500 5 0,095 1,82

1000 7,2 0,068 0,65 1500 9,7 0,061 0,39

6

2000 11,5 0,054 0,26

În tabelul nr. 6.2 sunt prezentate rezultatele măsurărilor de acceleraţii, viteze şi deplasări în cele 6 puncte de măsură de pe cutia sumatoare şi de distribuţie varianta nouă.

Tabelul nr. 6.2 Punct

de măsură

TURAŢIE [rot/min]

ACCELERAŢIE [m/s2]

VITEZĂ [m/s]

DEPLASARE [mm]

500 2,1 0,040 0,76 1000 3,5 0,033 0,32 1500 5 0,030 0,20

1

2000 6,6 0,028 0,15 500 3,5 0,066 1,27

1000 5 0,047 0,45 1500 6,5 0,041 0,26

2

2000 8 0,038 0,18 500 3,8 0,072 1,38

1000 5,3 0,050 0,48 1500 7,8 0,048 0,31

3

2000 10 0,046 0,22 500 3,2 0,061 1,16

1000 5,8 0,055 0,53 1500 7,2 0,045 0,29

4

2000 8,7 0,041 0,19 500 2 0,038 0,73

1000 3,1 0,029 0,28 1500 4,7 0,027 0,19

5

2000 6,1 0,026 0,14 500 4,2 0,080 1,53

1000 6,4 0,061 0,58 1500 9,3 0,058 0,37

6

2000 11,2 0,053 0,25


94

În figurile nr. 6.8 …6.113 sunt prezentate comparativ diagramele de evoluţie a acceleraţiilor, în cele 6 puncte de măsură, pentru cele 4 regimuri de turaţii, pe cele două cutii sumatoare.

Fig. nr. 6.8 Acceleraţiile în punctul 1 de măsură pe cele două cutii sumatoare Fig. nr. 6.9 Acceleraţiile în punctul 2 de măsură pe cele două cutii sumatoare

Acceleratiile punctului 1 de masura

0123456789

101112131415

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Acc

eler

atie

[m/s

2]

Carcasa veche

Carcasa noua


0123456789

101112131415

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Acc

eler

atie

[m/s

2]

Carcasa veche

Carcasa noua


95



0123456789

101112131415

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Acce

lera

tie [m

/s2]

Carcasa veche

Carcasa noua


0123456789

101112131415

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Acce

lera

tie [m

/s2]

Carcasa veche

Carcasa noua


96



0123456789

101112131415

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Acce

lera

tie [m

/s2]

Carcasa veche

Carcasa noua


0123456789

101112131415

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Acc

eler

atie

[m/s

2]

Carcasa veche

Carcasa noua


97

În figurile nr. 6.14 …6.19 sunt prezentate comparativ diagramele de evoluţie a vitezelor, în cele 6 puncte de măsură, pentru cele 4 regimuri de turaţii, pe cele două cutii sumatoare.

Fig. nr. 6.14 Vitezele în punctul 1 de măsură pe cele două cutii sumatoare Fig. nr. 6.15 Vitezele în punctul 2 de măsură pe cele două cutii sumatoare

Vitezele punctului 1 de masura

0

0.01

0.02

0.03

0.040.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Vite

za [m

/s]

Carcasa veche

Carcasa noua


00.01

0.020.03

0.040.050.06

0.070.08

0.090.1

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Vite

za [m

/s]

Carcasa veche

Carcasa noua


98



0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Vite

za [m

/s]

Carcasa veche

Carcasa noua


0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Vite

za [m

/s]

Carcasa veche

Carcasa noua


99



0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Vite

za [m

/s]

Carcasa veche

Carcasa noua


0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Vite

za [m

/s]

Carcasa veche

Carcasa noua


100

În figurile nr. 6.20 …6.25 sunt prezentate comparativ diagramele de evoluţie a deplasărilor, în cele 6 puncte de măsură, pentru cele 4 regimuri de turaţii, pe cele două cutii sumatoare.

Fig. nr. 6.20 Deplasările în punctul 1 de măsură pe cele două cutii sumatoare Fig. nr. 6.21 Deplasările în punctul 2 de măsură pe cele două cutii sumatoare

Deplasarile punctului 1 de masura

0

0.2

0.4

0.6

0.8

11.2

1.4

1.6

1.8

2

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Dep

lasa

ri [m

m]

Carcasa veche

Carcasa noua


00.2

0.40.6

0.81

1.2

1.41.6

1.82

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Dep

lasa

ri [m

m]

Carcasa veche

Carcasa noua


101



0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Dep

lasa

ri [m

m]

Carcasa veche

Carcasa noua


0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Dep

lasa

ri [m

m]

Carcasa veche

Carcasa noua


102



0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Dep

lasa

ri [m

m]

Carcasa veche

Carcasa noua


0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0 500 1000 1500 2000 2500

Turatie [rot/mln]

Dep

lasa

ri [m

m]

Carcasa veche

Carcasa noua


103

6.2 Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat de suprafeţele cutiilor sumatoare şi de distribuţie la testarea pe stand

Fig. nr. 6.26 Schema bloc a instalaţiei de măsurare şi analiză a zgomotului radiat de suprafeţele cutiei sumatoare şi de distribuţie

Pentru măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului (nivelul presiunii acustice) radiat de suprafeţele cutiei aflată pe standul de rodaj a fost folosită instalaţia de măsurare şi analiză prezentată în figura nr. 6.26. În figura nr. 6.27 este prezentat un detaliu cu sonometrul utilizat, iar în figura nr. 6.31 se prezintă un exemplu de măsurare a zgomotului la distanţa de 1 m faţă de suprafaţa laterală a cutiei.

Fig. nr. 6.27 Instalaţia de măsurare şi analiză (sonometrul utilizat)

CUTIE

SUMATOARE ŞI DE

DISTRIBUŢIE

Suporţi elastici de fixare pe stand

Calculator PC

Sonometru BLUE SOLO

Imprimantă

Microfon MK

Stand de antrenare pupitru cutie sumatoare şi de de distribuţie comandă


104

Fig. nr. 6.28 Măsurare zgomot la 1 m faţă de suprafaţa lateral stânga a cutiei

Rezultatele obţinute Pentru cutia sumatoare veche, în figurile 6.29 ... 6.32 sunt prezentate spectrele nivelului de presiune acustică radiată suprafaţa din faţă, în figurile nr. 6.33...6.36 sunt prezentate spectrele nivelului de presiune acustică radiată de suprafaţa din spate, Fig. nr. 6.29 Spectre nivel presiune acustică Lp (suprafaţa din faţă a cutiei) la 500 rot/min

#2 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 400 79.5 500 81.5

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


105

Fig. nr. 6.30 Spectre nivel presiune acustică Lp (suprafaţa din faţă a cutiei) la 1000 rot/min


#6 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 80.6 1.25 k 81.4

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

#9 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 80.0 1.25 k 81.9

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


106


Fig. nr. 6.33 Spectre nivel presiune acustică Lp (suprafaţa din spate a cutiei) la 500 rot/min

#12 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 1.25 k 83.8 1.6 k 81.5

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

#7 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 82.2 1.25 k 83.4

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


107

1000 rot/min


1500 rot/m


#5 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 200 78.9 500 84.6

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

#8 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 500 85.7 3.15 k 82.3

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


108


Pentru cutia sumatoare nouă, în figurile 6.37 ... 6.40 sunt prezentate spectrele nivelului de presiune acustică radiată suprafaţa din faţă, în figurile nr. 6.41...6.44 sunt prezentate spectrele nivelului de presiune acustică radiată de suprafaţa din spate.


#11 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 500 85.3 1.6 k 85.1

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

#6 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 74.7 400 76.4

30

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


109



#7 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 75.0 500 74.0

30

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

#8 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 76.1 1 k 75.5

40

45

50

55

60

65

70

75

80

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


110



#9 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 76.5 1.6 k 81.4

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

#2 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 63 71.9 400 84.3

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


111



#3 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 250 73.9 400 81.9

30

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

#4 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 160 75.0 400 78.9

40

45

50

55

60

65

70

75

80

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k


112

Fig. nr. 6.44 Spectre nivel presiune acustică Lp (suprafaţa din spate a cutiei) la 2000 rot/min În figurile nr. 6.45...6.52 sunt prezentate diagrame comparative de variaţie a nivelului de presiune acustică funcţie de frecvenţă la patru regimuri de funcţionare după cum urmează:

Fig. nr. 6.45 – diagramă pentru suprafaţa din faţă la 500 rot/min; Fig. nr. 6.46 – diagramă pentru suprafaţa din faţă la 1000 rot/min; Fig. nr. 6.47 – diagramă pentru suprafaţa din faţă la 1500 rot/min; Fig. nr. 6.48 – diagramă pentru suprafaţa din faţă la 2000 rot/min; Fig. nr. 6.49 – diagramă pentru suprafaţa din spate la 500 rot/min; Fig. nr. 6.50 – diagramă pentru suprafaţa din spate la 1000 rot/min; Fig. nr. 6.51 – diagramă pentru suprafaţa din spate la 1500 rot/min; Fig. nr. 6.52 – diagramă pentru suprafaţa din spate la 2000 rot/min;

Fig. nr. 6.45 Diagrame nivel presiune acustică Lp pentru suprafaţa din faţă la 500 rot/min

#5 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 200 80.9 400 78.8

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k

Zgom ot la tura tia de 5 0 0 rot/m in

6 0

6 5

7 0

7 5

8 0

8 5

2 0 0 4 0 0 6 0 0 8 0 0 1 0 0 0 1 2 0 0 1 4 0 0 1 6 0 0 1 8 0 0 2 0 0 0 2 2 0 0F rec venta [Hz ]

Zgom

ot [d

B]

Carc as a v ec he

Carc as a noua


113



Zgomot la turatia de 1000 rot/min

60

65

70

75

80

85

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Frecventa [Hz]

Zgom

ot [d

B]

Carcasa veche

Carcasa noua


60

65

70

75

80

85

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Frecventa [Hz]

Zgom

ot [d

B]

Carcasa veche

Carcasa noua


114


Fig. nr. 6.49 Diagrame nivel presiune acustică Lp pentru suprafaţa din spate la 500 rot/min


60

65

70

75

80

85

90

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Frecventa [Hz]

Zgom

ot [d

B]

Carcasa veche

Carcasa noua


60

65

70

75

80

85

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200Frecventa [Hz]

Zgom

ot [d

B]

Carcasa veche

Carcasa noua


115


Fig. nr. 6.51 Diagrame nivel presiune acustică Lp pentru suprafaţa din spate la1500 rot/min


60

65

70

75

80

85

90

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Frecventa [Hz]

Zgom

ot [d

B]

Carcasa veche

Carcasa noua


60

65

70

75

80

85

90

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Frecventa [Hz]

Zgom

ot [d

B]

Carcasa veche

Carcasa noua


116


6.3 Concluzii

Din analiza rezultatelor obţinute în urma efectuării experimentelor pe cele două cutii sumatoare şi de distribuţie şi prezentate în acest capitol, se pot sintetiza următoarele:

1) Măsurarea şi analiza experimentală a acceleraţiilor pe suprafeţele cutiilor sumatoare Acceleraţiile măsurate în cele trei puncte de pe suprafaţa din faţă a cutiei sumatoare varianta nouă sunt cu aproximativ 20% mai mici faţă de acceleraţiile măsurate pe suprafaţa din faţă a cutiei sumatoare varianta veche;

În zona prizei de putere, pe suprafaţa din faţă a celor două cutii sumatoare, acceleraţiile măsurate au valori apropiate;

Acceleraţiile măsurate în cele trei puncte de pe suprafaţa din spate a cutiei sumatoare varianta nouă sunt cu aproximativ 30% mai mici faţă de acceleraţiile măsurate pe suprafaţa din spate a cutiei sumatoare varianta veche;

În zona prizei de putere, pe suprafaţa din spate a celor două cutii sumatoare, acceleraţiile măsurate pe suprafaţa cutiei varianta nouă sunt cu 25 – 30% mai mici faţă de acceleraţiile măsurate pe suprafaţa cutiei sumatoare varianta veche;

În punctele de măsură din zona prizei de putere (punctele 3 şi 6) se observă o scădere cu 25% a acceleraţiilor pe cutia sumatoare varianta nouă la turaţia de 1000 rot/min.;

În figura nr. 6.53 sunt prezentate, în sinteză, acceleraţiile măsurate pe cele două cutii sumatoare şi de distribuţie in cele 6 puncte de măsură la cele patru regimuri de testare.


60

65

70

75

80

85

90

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Frecventa [Hz]

Zgom

ot [d

B]

Carcasa veche

Carcasa noua


117

Fig. nr. 6.53 Sinteza valorilor acceleraţiilor măsurate pe carcasele celor două cutii sumatoare

2) Măsurarea şi analiza experimentală a vitezelor pe suprafeţele cutiilor sumatoare Vitezele măsurate în cele trei puncte de pe suprafaţa din faţă a cutiei sumatoare varianta nouă sunt cu aproximativ 15% mai mici faţă de vitezele măsurate pe suprafaţa din faţă a cutiei sumatoare varianta veche;

În zona prizei de putere (punctul nr. 3), pe suprafaţa din faţă a celor două cutii sumatoare, vitezele măsurate pe cutia sumatoare varianta nouă sunt cu 20% mai mici faţă de vitezele măsurate pe cutia sumatoare varianta veche;

Vitezele măsurate în cele trei puncte de pe suprafaţa din spate a cutiei sumatoare varianta nouă sunt în medie cu 25% mai mici faţă de vitezele măsurate pe suprafaţa din spate a cutiei sumatoare varianta veche;

În zona prizei de putere, pe suprafaţa din spate a celor două cutii sumatoare, vitezele măsurate pe suprafaţa cutiei varianta nouă sunt cu 15 – 20% mai mici faţă de vitezele măsurate pe suprafaţa cutiei sumatoare varianta veche;

În punctele de măsură din zona prizei de putere (punctele 3 şi 6) se observă o scădere cu 15% a vitezelor pe cutia sumatoare varianta nouă la turaţiile de 500 şi 1000 rot/min.;

În figura nr. 6.54 sunt prezentate, în sinteză, vitezele măsurate pe cele două cutii sumatoare in cele 6 puncte de măsură la cele patru regimuri de testare.

500

1000 15

00 2000

Punctul 1, Carcasa Veche






0123456789

101112131415

Acce

lera

tie [m

/s2]

Turatie [rot/min]

Acceleratiile masurate pe cele doua carcase


118

Fig. nr. 6.54 Sinteza valorilor vitezelor măsurate pe carcasele celor două cutii sumatoare

3) Măsurarea şi analiza experimentală a deplasărilor pe suprafeţele cutiilor sumatoare Deplasările măsurate în cele trei puncte de pe suprafaţa din faţă a cutiei sumatoare varianta nouă sunt cu aproximativ 15% mai mici faţă de deplasările măsurate pe suprafaţa din faţă a cutiei sumatoare varianta veche;

În zona prizei de putere (punctul nr. 3), pe suprafaţa din faţă a celor două cutii sumatoare, deplasarea măsurată pe cutia sumatoare varianta nouă este cu 15% mai mică faţă de deplasarea măsurată pe cutia sumatoare varianta veche;

Deplasările măsurate în cele trei puncte de pe suprafaţa din spate a cutiei sumatoare varianta nouă sunt în medie cu 30% mai mici faţă de deplasările măsurate pe suprafaţa din spate a cutiei sumatoare varianta veche;

În zona prizei de putere (punctul 6), pe suprafaţa din spate a celor două cutii sumatoare, deplasările măsurate pe suprafaţa cutiei varianta nouă sunt cu 30% mai mici faţă de deplasările măsurate pe suprafaţa cutiei sumatoare varianta veche;

În punctele de măsură din zona prizei de putere (punctele 3 şi 6) se observă o scădere cu 10% a deplasărilor pe cutia sumatoare varianta nouă la turaţiile de 500 şi 1000 rot/min.;

În figura nr. 6.55 sunt prezentate, în sinteză, deplasările măsurate pe cele două cutii sumatoare in cele 6 puncte de măsură la cele patru regimuri de testare.

500

1000

1500

2000







00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1

Vite

za [m

/s]

Turatie [rot/min]

Vitezele masurate pe cele doua carcase


119

Fig. nr. 6.55 Sinteza valorilor vitezelor măsurate pe carcasele celor două cutii sumatoare 4) Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat de suprafeţele cutiilor

sumatoare

a) Zgomotul radiat de suprafaţa din faţă a cutiilor sumatoare: La turaţia de 500 rot/min, pentru frecvenţele de rezonanţă dominante de 395,

660 şi 1600Hz (determinate în capitolul 5), zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a scăzut cu 8% faţă de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche;

La turaţia de 1000 rot/min, pentru frecvenţele de rezonanţă dominante de 395 şi 660Hz, zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a scăzut cu 10% faţă de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche;

La turaţia de 1000 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observă o constanţă a nivelului de zgomot în jurul valorii de 73 dB pentru toată gama de frecvenţe cuprinsă între 30 – 2000 Hz;

La turaţia de 1500 rot/min, pentru frecvenţa de 1600Hz observăm o scădere cu 9% a zgomotului radiat de cutia sumatoare varianta nouă;

La turaţia de 1500 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observă o nivelare a zgomotului în jurul valorii de 72 dB pentru toată gama de frecvenţe cuprinsă între 30 – 2000 Hz;

La turaţia de 2000 rot/min, pentru frecvenţele de rezonanţă dominante de 395, 660 şi 1600Hz, zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a scăzut cu 6% faţă de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche;

500

1000

1500

2000







00.20.40.60.811.21.41.61.82

Dep

lasa

ri [m

m]

Turatie [rot/min]

Deplasarile masurate pe cele doua carcase


120


b) Zgomotul radiat de suprafaţa din spate a cutiilor sumatoare: La turaţia de 500 rot/min, pentru frecvenţele de rezonanţă dominante de 395,

600 şi 1550Hz (determinate în capitolul 5), zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a scăzut cu 5% faţă de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche;






La turaţia de 2000 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observă o constanţă a nivelului de zgomot în jurul valorii de 75 dB pentru toată gama de frecvenţe cuprinsă între 30 – 2000 Hz cu o oarecare creştere la 80 dB în jurul frecvenţei de 1600Hz;

În final, prin punerea în aplicare a propunerilor de modificare constructivă a carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie, se poate afirma că:

♦ Prin eliminarea capacului mare asamblat prin şuruburi, introducerea tiranţilor de legătură şi a plăcilor de întărire în interiorul carcasei s-a obţinut o rigidizare a structurii carcasei varianta nouă, obiectiv propus pentru reducerea zgomotului structural al carcasei;

♦ S-a redus nivelul de vibraţii al structurii şi implicit al cutiei sumatoare în ansamblu;

♦ Zgomotul produs de cutia sumatoare în varianta nouă a scăzut, în medie, cu 10–15% faţă de zgomotul produs de cutia sumatoare în varianta veche;

♦ S-a obţinut o constanţă în limite restrânse (70-75dB) a nivelului de zgomot produs de cutia sumatoare varianta nouă faţă de cutia sumatoare varianta veche;

♦ S-a obţinut o simplificare a tehnologiei de fabricaţie şi implicit o reducere a manoperei si a timpului de montare a cutiei sumatoare;

♦ S-a obţinut o reducere a masei cutiei sumatoare varianta nouă cu aproximativ 5%, în această fază fiind relativ puţin, însă, prin experimentele care vor urma privind realizarea obiectivelor viitoare ale tezei să se reuşească o reducere semnificativă a masei cutiei sumatoare şi de distribuţie în ansamblu.


121

Capitolul 7 CONCLUZII FINALE. CONTRIBUŢII ORIGINALE. DISEMINAREA REZULTATELOR.

DIRECTII VIITOARE DE CERCETARE 7.1 Concluzii finale

Reducerea zgomotului structural al componentelor crează nu numai reducerea zgomotului aerian ci şi creşterea fiabilităţii, defecte precum fisuri, deformări, dezaxări, etc.,fiind diminuate sau chiar eliminate.

Cercetarea în domeniu reprezintă o muncă laborioasă în care îşi aduc aportul : • Metode şi mijloace moderne de măsură şi analiză a vibraţiilor şi zgomotului; • Experienţa cercetătorilor în alegerea căilor de investigare a surselor generatoare de vibraţii şi zgomote;

• Volumul şi gradul de sistematizare al informaţiilor referitoare la funcţionări normale şi anormale;

• Gradul de armonizare a rezultatelor experimentale cu consideraţiile teoretice abordate în literatura de specialitate.

Identificarea surselor generatoare de zgomot se face funcţie de complexitatea şi specificul sursei prin abordarea metodologiei adecvate, care are la bază o îmbinare a calculului analitic al potenţialelor frecvenţe dominante cu rezultatele determinărilor experimentale (identificarea maximelor spectrelor măsurate). Calitatea în identificarea şi diagnosticarea surselor de zgomot creşte odată cu perfecţionarea tehnicii de măsurare şi îndeosebi a celei de procesare a mărimilor măsurate.

Dezvoltarea tehnicii de măsurare a vibraţiilor şi zgomotelor, precum şi dezvoltarea tehnicii de prelucrare a semnalului măsurat, a permis perfecţionarea analizei conexiunilor care există între problema stăpânirii vibraţiilor şi a zgomotelor şi celelalte activităţi de proiectare şi inginerie tehnologică.

Deoarece determinarea prin calcul a zgomotului radiat este extrem de dificilă, este necesară şi efectuarea unei determinări experimentale a zgomotului, urmată de o comparaţie a rezultatelor obţinute.

Deasemenea, evaluarea experimentală a zgomotului radiat prezintă o importanţă majoră, pe de o parte atât în aprecierea surselor de zgomot, dar şi în aprecierea factorilor care, încă din faza de proiectare, pot fi aleşi în vederea atenuării zgomotului carcasei.

Astfel, în lucrare s-au prezentat: Analiza problematicii atenuării zgomotului autocamioanelor din clasa specială; Analiza şi prezentarea principalelor mărimi fizice care intervin în cercetarea vibraţiilor şi

a zgomotelor; Metodele statistice folosite în analiza vibraţiilor şi a zgomotelor; Analiza cauzelor şi a surselor zgomotului cutiilor de viteze, sumatoare şi de distribuţie; Soluţii constructive actuale şi tendinţele moderne în vederea reducerii poluării acustice

datorate acestora; Analiza mecanismului de transmitere a zgomotului în structura carcase cutiei sumatoare şi

de distribuţie; Modelarea matematică a radiaţiei zgomotului structural; Analiza structurală şi modală a carcasei cutiei sumatoare cu metoda elementelor finite; Determinarea experimentală a parametrilor de bază ai vibraţiei structurii carcasei cutiei

sumatoare (frecvenţele de rezonanţă, impedanţele mecanice, amplitudinile deplasărilor vibraţiei suprafeţei structurii şi repartizarea lor pe suprafaţa analizată);


122

Analiza rezultatelor determinărilor experimentale şi prezentarea soluţiilor de modificare a carcasei cutiei sumatoare;

Proiectarea şi realizarea modificărilor propuse şi asamblarea carcasei cutiei sumatoare în varianta îmbunătăţită;

Determinări experimentale comparative realizate prin testarea pe stand a cutiei sumatoare cu carcasa existentă şi a cutiei sumatoare cu carcasa modificată;

Analiza rezultatelor experimentelor comparative şi validarea modificărilor realizate pe carcasă care au condus la reducerea zgomotului structurii şi îmbunătăţirea soluţiei constructive.

Determinarea prin calcul a zgomotului structural şi radiat este extrem de dificilă, fiind posibilă doar pentru surse cu forme geometrice simple. Din această cauză, în lucrare, s-au realizat determinări experimentale, urmate de compararea rezultatelor obţinute.

În capitolul 5, obiectivul urmărit este prezentarea unei metode experimentale, eficientă, utilă şi rapidă, prin care să se determine: frecvenţele de rezonanţă ale vibraţiei structurii carcasei cutiei cărora le corespund valori maxime ale zgomotului radiat de suprafeţele acesteia, amplitudinile deplasărilor vibraţiei suprafeţei structurii carcasei şi repartizarea lor pe suprafaţa analizată, zgomotul radiat de suprafeţele carcasei cutiei sumatoare. Aceste informaţii au o importanţă majoră în determinarea mecanismului de transmitere a zgomotului structural.

Metoda experimentală prezentată în lucrare a fost aplicată în cercetarea structurii carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie şi poate fi extinsă la toate structurile componentelor autocamionului, care, aflându-se în stare de vibraţie, constituie surse ale zgomotului acestuia.

Analiza rezultatelor determinărilor experimentale prezentate în capitolul 5 a condus la reproiectarea carcasei cutiei sumatoare. S-au propus soluţii de rigidizare a structurii carcasei astfel rezultând o reducere a zgomotului structural al acesteia.

Proiectarea şi realizarea carcasei în varianta îmbunătăţită au impus validarea soluţiei constructive prin experimente. Astfel, s-au realizat teste comparative pe standul de încercare pentru ambele variante de carcase (existentă şi îmbunătăţită. În capitolul 6 sunt prezentate testele realizate şi compararea rezultatelor obţinute pe cutiile sumatoare în varianta veche şi nouă.

Rezultatele testelor au scos în evidenţă faptul că prin rigidizarea carcasei cutiei s-a redus nivelul vibraţiilor şi implicit a scăzut zgomotul structural al carcasei cutiei sumatoare.

Concluziile privind analiza structurală şi modală cu metoda elementelor finite, prezentate în capitolul 4, vizează câteva avantaje în comparaţie cu abordarea experimentală:

- reduce timpul de lucru (în cazul în care se dispune de instrumente performante hardware şi software);

- reduce costurile privind cercetarea - nu se mai investeşte în componentele supuse testării, în aparatură specifică de culegere, prelucrare şi analiză a datelor, în standuri pentru testat;

- este redus consumul de timp pentru realizarea eventualelor experimente necesare; - analiza este realizată pentru tot ansamblul, în comparaţie cu cercetarea experimentală

realizată în cadrul acestei lucrări, unde a fost analizată numai carcasa în primă fază, modificările propuse şi realizate fiind validate de teste comparative pe stand;

- se poate interveni cu uşurinţă asupra proprietăţilor modelelor 3D astfel încât, analiza poate fi reluată fără a exista întârzieri cauzate în timpul experimentelor de necesitatea unor eventuale modificări ale componentelor testate;


123

7.2 Contribuţii originale Contribuţiile personale în cadrul elaborării acestei teze de doctorat pot fi grupate astfel:

a) Din punct de vedere teoretic:

Am realizat analiza problematicii atenuării zgomotului produs de componentele din transmisia autocamioanelor din clasa specială;

Am analizat şi prezentat principalele mărimi fizice care intervin în cercetarea vibraţiilor şi a zgomotelor;

Am prezentat metodele statistice folosite în analiza vibraţiilor şi a zgomotelor; Am analizat cauzele şi sursele zgomotului cutiilor de viteze, sumatoare şi de

distribuţie; Am prezentat soluţii constructive actuale de cutii de viteze, sumatoare şi de

distribuţie şi tendinţele moderne în vederea reducerii nivelului de vibraţii al acestora; Am analizat mecanismul de transmitere a zgomotului în structura carcase cutiei

sumatoare şi de distribuţie; Am realizat modelarea matematică a radiaţiei zgomotului structural; Am realizat analiza structurală şi modală a carcasei cutiei sumatoare cu metoda

elementelor finite; În cadrul analizei structurale, pentru determinarea tensiunilor şi deformaţiilor din structura carcasei cutiei prin metoda elementelor finite. s-au parcurs următorii paşi:

au fost realizate prin intermediul programului CatiaV5 modelul 3D al carcasei supuse analizei, ţinându-se cont de forma şi dimensiunile componentelor fizice ale carcasei;

prin importarea modelelor 3D în cadrul programului Ansys, s-a ales tipul de element finit şi s-au introdus proprietăţile materialului;

generarea structurii de elemente finite; introducerea forţelor, constrângerilor şi condiţiilor limită; verificarea modelului creat; setarea parametrilor de rezolvare şi lansarea în execuţie a analizei; vizualizarea rezultatelor: starea deformată, starea animată, câmpuri de variaţie a

tensiunilor şi deformaţiilor, secţiuni, grafice etc.;

În cadrul analizei modale, pentru determinarea frecvenţelor şi a modurilor naturale de vibraţie ale structurii carcasei cutiei prin metoda elementelor finite. s-au parcurs următorii paşi:

au fost realizate prin intermediul programului CatiaV5 modelul 3D al carcasei supuse analizei, ţinându-se cont de forma şi dimensiunile componentelor fizice ale carcasei;

prin importarea modelelor 3D în cadrul programului Ansys, s-a ales tipul de element finit;

modelarea corpului carcasei (solidului) şi stabilirea constrângerilor; verificarea modelului creat; setarea parametrilor de rezolvare şi lansarea în execuţie a analizei MEF; vizualizarea rezultatelor: starea deformată, starea animată, câmpuri de variaţie a

amplitudinilor vibraţiilor libere la diverse frecvenţe proprii, grafice etc.;

Am prezentat o metodă experimentală propusă a fi utilizată în optimizarea acustică a carcasei cutiei sumatoare prin măsuri structurale şi aplicaţia practică a acestei metode prin realizarea experimentelor asupra carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie CSD 4000 ce echipează autocamioanele speciale din industria petrolieră.


124

b) Din punct de vedere experimental:

Pentru experimentele efectuate am folosit o multitudine de aparate de comandă, măsură şi control, stand de încercare, proceduri de lucru cu care am realizat:

Proiectarea şi realizarea practică a instalaţiilor de măsurare şi analiză a vibraţiilor şi zgomotelor;

Proiectarea şi realizarea practică a traductorului de impedanţă necesar analizei experimentale a comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei sumatoare folosind tehnica măsurării impedanţei mecanice punctuale;

Analiza experimentală a comportării la vibraţii a structurii carcasei cutiei sumatoare folosind tehnica măsurării impedanţei mecanice punctuale pentru domeniul de frecvenţă cuprins între 30 Hz şi 2000 Hz;

Măsurarea şi analiza experimentală a zgomotului radiat de suprafeţele carcasei cutiei sumatoare aflată în stare de vibraţie simulată pentru acelaşi domeniu de frecvenţă;

Determinarea frecvenţelor de rezonanţă ale structurii carcasei cutiei sumatoare cărora le corespund valori maxime ale zgomotului radiat de suprafeţele acesteia;

Determinarea experimentală a amplitudinilor deplasărilor vibraţiei suprafeţei carcasei cutiei sumatoare, a repartizării lor pe suprafaţa analizată şi localizarea zonelor care prezintă amplitudini maxime;

Determinarea pe cale analitică (analiza cu metoda elementului finit) a amplitudinilor deplasărilor vibraţiei suprafeţelor carcasei analizată şi compararea valorilor obţinute cu valorile măsurate;

Prelucrarea datelor înregistrate în vederea analizei validităţii metodei experimentale propuse şi stabilirea soluţiilor de modificare a carcasei cutiei sumatoare;

Proiectarea şi realizarea modificărilor propuse pe structura carcasei cutiei sumatoare; Stabilirea programului de teste comparative pe stand pentru ambele variante de cutii

sumatoare (cutia varianta veche echipată cu carcasa existentă şi cutia varianta nouă echipată cu carcasa modificată);

Determinarea experimentală pe stand a parametrilor vibraţiei cutiilor sumatoare varianta veche şi nouă la testarea de rodaj (acceleraţii, viteze, deplasări în 6 puncte de pe suprafeţele carcasei);

Determinarea experimentală pe stand a zgomotului radiat de suprafeţele cutiilor sumatoare varianta veche şi nouă la testarea de rodaj (zgomot radiat de suprafaţa din faţă, din spate, lateral stânga şi lateral dreapta);

Prelucrarea rezultatelor înregistrate şi compararea acestora în vederea validităţii soluţiei propuse pentru modificarea carcasei cutiei sumatoare;

7.3 Diseminarea rezultatelor

Rezultatele obţinute în lucrarea de faţă au fost prezentate la sesiuni ştiinţifice şi publicate în volumele acestor sesiuni. Astfel, sunt publicate un număr de 12 lucrări, una indexată ISI, care tratează probleme legate de optimizări, îmbunătăţiri şi modificări constructive pentru componente de autovehicul supuse vibraţiilor şi generatoare de zgomot.

Lista lucrarilor publicate pe parcursul elaborarii tezei în concordanţă cu domeniul tezei:

Lucrări ISI:


125

Alte categorii de lucrări:

Sîrbu N., Sandu V., Procedură de testare a cilindrilor hidraulici utilizaţi la autovehicule – 11th International Congress on Automotive and Transport Engineering CONAT 2010 Brasov – 27 – 29 octombrie 2010

Sîrbu N., Gheorghe V., Lihteţchi I., Influenţa rolării razelor de racordare ale pieselor şi echipament manual de rolare a razelor – 3rd WSAS International Conference on MANUFACTURING ENGINERING, QUALITY and PRODUCTION SYSTEMS

( MEQAPS 2011 ) – Universitatea Transilvania Braşov – 11 – 13.04.2011

Sîrbu N., Vasilovici N., Testarea la vibraţii a filtrului de benzină utilizat la autoturisme - International Symposium Acoustic and Vibration of Mechanical Structures AVMS 2011- Timişoara, Mai 26

Sîrbu N., Determinarea caracteristicilor funcţionale a patru variante de suspensie de cabină, prin experimentări pe standuri servohidraulice, în vederea alegerii variantei optime Sesiunea de Comunicări Ştiinţifice a Şcolii Doctorale Ediţia a XIII-a 21 Mai 2011

Sîrbu N., Gheorghe, V., Munteanu, M.V., Măsuri constructive privind reducerea nivelului de zgomot la cutiile de viteze - COMEC 2011 Computational Mechanics and Virtual Engineering Brasov, Romania, October 20-22, 2011

Sîrbu N., Gheorghe, V., Bejan C., Constructive measures on reduction of gearbox noise level - COMEC 2011 Computational Mechanics and Virtual Engineering Brasov, Romania, October 20-22, 2011

Sîrbu N., Measurement method of the characteristics parameters of the automobile damper - COMEC 2011 Computational Mechanics and Virtual Engineering Brasov, Romania, October 20-22, 2011

Sîrbu N., Verificarea caracteristicilor materialelor componentelor solicitate în timp şi scoase din uz, pentru refolosire la realiarea altor componente – SESIUNEA CERCURILOR ŞTIINŢIFICE STUDENŢEŞTI - ediţia 2012, Braşov, mai 2012

Sîrbu N., Sandu V., Bejan C., Safety testing of the commercial vehicle cabin for survival space – MVT 2012, la sectiunea Automotive safety and comfort – Timişoara, decembrie 2012

Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Lihteţchi I., Influence of temperature on mechanical properties of polymer matrix composites subjected to bending - 5th International Conference ″Computational Mechanics and Virtual Engineering ″ COMEC 2013 24- 25 October 2013, Braşov, Romania;

Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Sandu V., Determination of coefficient of thermal conductivity on glass fibers-reinforced polymer matrix composites – 5th International Conference Computational Mechanics and Virtual Engineering COMEC 2013, 24- 25 October 2013, Braşov, Romania

7.4 Direcţii viitoare de cercetare

Autovehiculele speciale sunt autovehicule care, pe lângă sistemul de propulsie, au în componenţă o serie de agregate şi utilaje care asigură desfăşurarea de activităţi multiple în diferite domenii. Este şi cazul cutiei sumatoare şi de distribuţie CSD 4000, subiectul lucrării de faţă, care este montată pe un autoşasiu de foraj utilizat în industria petrolieră. Această cutie asigură atât deplasarea autovehiculului în teren cât şi antrenarea unei game diverse de agregate montate pe autoşasiu. Aceste agregate realizează forarea şi extracţia petrolului şi au nevoie de putere mare de antrenare şi implicit de un moment corespunzător. Din acest motiv cutia sumatoare, montată pe


126

autoşasiu, realizează însumarea momentelor de torsiune de la două motoare şi dezvoltă, prin priza de putere, un moment maxim de 4000 daNm.

Utilizarea autoşasiurilor de foraj în zone îndepărtate, cu teren accidentat şi temperaturi care diferă de la -400 C la +400 C implică realizarea unor autoşasiuri fiabile, capabile să răspundă cerinţelor de exploatare un timp cât mai mare. Intervenţiile de reparaţii şi înlocuiri de componente devin costisitoare atât financiar cât şi ca timp.

Autoşasiul are 7 punţi dintre care 5 sunt punţi motoare. Având două motoare, două cutii de viteze, o cutiei sumatoare şi o gamă variată de agregate şi utilaje de foraj, acest autoşasiu devine foarte greu. Pentru acest autoşasiu, dezideratul „numărul 2” după fiabilitate, este reducerea masei, deci, implicit şi pentru cutia sumatoare şi de distribuţie.

Aşadar, pentru cutia sumatoare şi de distribuţie, avem cel puţin două direcţii viitoare de cercetare: creşterea fiabilităţii şi reducerea masei totale. 7.4.1 Creşterea fiabilităţii Cutia sumatoare şi de distribuţie, ca agregat compex, necesită permanent o atenţie deosebită cu privire la modul de comportare în exploatare. Deosebit de importantă este monitorizarea comportamentului în exploatare pentru că, funcţie de răspunsurile primite din teren, se pot lua măsuri de remediere sau îmbunătăţire a caracteristicilor funcţionale.

După cum am afirmat în lucrarea de faţă, toate componentele cutiei sumatoare contribuie la producerea zgomotului aerian şi structural. Însă, un sistem în stare de vibraţie este supus deteriorării.

Pentru a creşte fiabilitatea cutiei sumatoare este necesar în continuare să se efectueze cercetări pentru reducerea nivelului de vibraţii şi implicit a zgomotului structural. Se pot efectua cercetări pentru:

Îmbunătăţirea sistemului de prindere şi fixare pe şasiu a cutiei sumatoare, îmbunătăţirea amortizării fiind un procedeu eficient şi consistent de reducere a zgomotului structural;

Îmbunătăţirea sistemului de ungere unde avem multe componente atât în interiorul cât şi în exteriorul cutiei sumatoare. Un studiu amănunţit, susţinut de informaţii de comportare în exploatare, urmat de soluţii de îmbunătăţire, teste şi experimente poate conduce la reducerea zgomotului structural al cutiei. Se poate interveni şi îmbunătăţi fixarea rampei centrale din interior, fixarea conductelor interioare şi exterioare, fixarea şi antrenarea pompei, fixarea filtrelor pe carcasă;

Similar sistemului de ungere, o direcţie de cercetare poate fi şi sistemul de răcire-încălzire a uleiului ţinând cont că această cutie sumatoare lucrează într-un mediu cu fluctuaţii mari de temperatură;

Îmbunătăţirea angrenărilor şi funcţionarea lină a lagărelor cu rulmenţi, alte surse puternice care generează zgomot structural. Practic, la angrenaje se poate păstra raportul de transmitere dar se pot reproiecta şi modifica modulul, unghiul de angrenare şi deplasările specifice, calitatea suprafeţelor, calitatea ungerii, etc.;

7.4.2 Reducerea masei totale Pentru reducerea consumului de material, a combustibilului şi a manoperei, practic a costurilor, este necesară cercetarea cutiei sumatoare din punct de vedere constructiv. Paradoxal, reducerea nivelului zgomotului structural al unui produs se poate face prin adăugarea de masă în scopul echilibrării, schimbării coordonatelor centrului de masă, etc. După cum am văzut în capitolul 4, caracteristicile materialului utilizat la carcasa cutiei are un nivel destul de ridicat al limitei de rezistenţă în exploatare. Din analiza structurală prin metoda elementului finit, prezentată tot în


127

capitolul 4, putem reţine faptul că nivelul maxim al eforturilor unitare din structura (pereţii) carcasei sunt cu mult mai mici decât limita de rezistenţă în exploatare a materialului.

O cercetare amănunţită a structurii carcasei privind forma şi dimensiunile acesteia ar putea conţine o serie de activităţi de studiu, măsurări, reproiectări, analize modale şi structurale cu element finit, finalul fiind o carcasă optimizată din punct de vedere structural. Adică, această carcasă poate fi mai uşoară dar să-şi păstreze şi rigiditatea ridicată pentru a nu fi o sursă generatoare de zgomot structural care afectează funcţionalitatea şi fiabilitatea cutiei.

Această cercetare poate avea următoarele direcţii de acţiune:

Determinarea pe cale experimentală a eforturilor unitare din structura carcasei prin măsurări de mărimi mecanice pe cale electrică (tensometrice) efectuate pe cutia sumatoare aflată în exploatare;

Analiza rezultatelor măsurărilor şi compararea acestora cu valorile obţinute prin analiza structurală şi modală cu element finit şi cu limita de rezistenţă în exploatare a materialului carcasei determinata prin experimentare pe epruvete;

Stabilirea soluţiilor de modificare, reproiectarea carcasei din punct de vedere dimensional (mai ales a grosimilor de pereţi) şi simularea structurală şi modală cu metoda elementului finit;

Realizarea fizică a noii variante de carcasă şi stabilirea de teste pe stand în vederea validării soluţiei constructive.

În concluzie, direcţiile viitoare de cercetare pot conduce la îmbunătăţiri semnificative privind structura carcasei cutiei sumatoare şi fiabilitatea cutiei sumatoare în ansamblu. .


128

BIBLIOGRAFIE

1 Abăităncei, D., Bobescu, Gh., Motoare pentru automobile, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1975.

2 Amza, Gh., Barb, D., Constantinescu, Florica., - Sisteme ultraacustice, Editura Tehnică, Bucureşti, 1988.

3 Apostolescu, P., Taraza, D., - Bazele cercetării experimentale a maşinilor termice. Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1979.

4 Balcu, I., - Vibraţii ale sistemelor mecanice, Editura Lux Libris, Braşov, 1996

5 Bendat, J.,S., Piersol, A.,G., - RANDOM DATA: Analysis and Measurement Procedures, Wiley, New York, 1986.

6 Beranek, L.,L., - Basic Acoustical Quantities: Levels and Decibels. Cap.I din Noise and Vibration Control Engineering. Principles and Applications. Editat de Beranek, L.L. si Vér, I.L., Wiley & Sons Inc., New York, 1992.

7 Blumenfeld, M., - Introducere în metoda elementelor finite, Editura Tehnică, Bucureşti,1995.

8 Boleanţu, L., Rezistenţa materialelor, vol.I, Institutul Politehnic Timişoara, 1973.

9 Bratu, P., Vibratiile sistemelor elastice, Editura tehnica, Bucuresti, 2000.

10 Brown, R. T., - Computer Programs for Structural Analysis, Engineered Materials, Vol. 1, 1989.

11 BUZDUGAN, Gheorghe s.a., Vibratii mecanice. Bucuresti: Editura tehnică, 1982.

12 BUZDUGAN, Gh., Izolarea antivibratorie a maşinilor. Editura Academiei, Bucureşti 1980.

13 BUZDUGAN. Gh., Fetcu, I., Radeş. M., Vibraţii mecanice, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1979.

14 BUZDUGAN. Gh., Mihăilescu, E., Radeş, M., - Măsurarea vibraţiilor, Editura Academiei, Bucureşti, 1979.

15 Cazimirovici, E., Teoria deformatiilor plastice, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1981.

16 Chan, C.,M.,P.; Anderton, D., - The Correlation of Machine Structure Surface Vibration and Radiated Noise, INTER-NOISE 72, Washington, 1972.

17 Chiriacescu, T.,S., - Vibraţii în construcţia de maşini, Reprografia Universităţii din Braşov,1982.

18 Chiru, A., Marincaş, D., - Tehnologii speciale de fabricare şi reparare a autovehiculelor, Universitatea Transilvania Braşov , 1991.

19 Cioclov, D., Mecanica ruperii materialelor, Editura Academiei, Bucuresti, 1987.

20 Comănescu, A., ş.a., - Mecanica, rezistenţa materialelor şi organe de maşini, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti 1982.

21 Constantinescu, I.N., Cizmaş, P., Ionescu, B., - Metoda elementelor finite. Aplicaţii în mecanica solidului deformabil, Editura U.P.Bucureşti,1991.


129

22 Constantinescu, I. N., Dăneţ, G., Metode noi pentru calcule de rezistenţă, Editura Tehnică, Bucureşti, 1989.

23 Constantinescu, I.N., Picu, C., Hadăr, A., Gheorghiu, H., Rezistenţa materialelor pentru ingineria mecanică, Editura BREN, Bucureşti, 2006.

24 Crawford, Fr.,S.,Jr., - Unde, Curs de fizică - Barkeley. Vol.III. Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1983.

25 Cuteanu, E., Marinov, R., - Metoda elementelor finite în proiectarea structurilor, Editura Facla, Timişoara, 1980.

26 Darabonţ, Al.; ş.a. - Şocuri şi vibraţii. Aplicaţii în tehnică, Editura Tehnică, Bucureşti, 1988.

27 Darabonţ, Al., ş.a. Măsurarea zgomotului şi vibraţiilor în tehnică, Editura tehnică, Bucureşti 1983.

28 Drăghici, I., ş.a., Îndrumar de proiectare în construcţia de maşini, vol.II, Ed.Tehnică, Bucureşti, 1982.

29 Forizs, M. şi col., – Cercetări privind reducerea nivelului de zgomot la angrenajele cilindrice. Arhivă S.C. INAR S.A. Braşov, 2001.

30 Forizs, M., Radu, G., şi col., – Cercetări privind reducerea nivelului de zgomot la cutii de viteze şi cutii de distribuţie. Arhivă S.C. INAR S.A. Braşov, 2002.

31 Fuchs, V., - Metal fatigue in Engineering, John Willey, 1980.

32 Gafiţanu, M., Creţu, Sp., Drăgan, B., - Diagnosticarea vibroacustică a maşinilor şi utilajelor, Editura Tehnică, Bucureşti, 1989.

33 Gafiţanu, M., ş.a. - Vibraţii şi zgomote, Editura Junimea, Iaşi, 1980.

34 Gaceu, L., - Inginerie asistată de calculator, Editura Infomarket, 2006.

35 Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Lihteţchi I., Influence of temperature on mechanical properties of polymer matrix composites subjected to bending - 5th International Conference ″Computational Mechanics and Virtual Engineering ″ COMEC 2013 24- 25 October 2013, Braşov, Romania.

36 Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Sandu V., Determination of coefficient of thermal conductivity on glass fibers-reinforced polymer matrix composites – 5th International Conference Computational Mechanics and Virtual Engineering COMEC 2013, 24- 25 October 2013, Braşov, Romania.

37 Gillespie, Thomas-D., Fundamentals of Vehicles Dynamics, SAE International, 1992.

38 Goia, I., - Rezistenţa materialelor, Editura Transilvania Expres, Braşov, 2000.

39 Goia, I., - Rezistenţa materialelor, Vol. I, II, Universitatea din Braşov

40 Grumăzescu, M., - Combaterea zgomotului şi a vibraţiilor,Editura tehnică, Bucureşti 1974.

41 Harris, C.,M.; Crede, C.,E. - Şocuri şi vibraţii - Vol. I Bazele teoretice, Măsurări, EdituraTehnică, Bucureşti, 1968.

42 Heckl, M.; Müller, H.,A. - Taschenbuch der technischen Akustik, Berlin, Heidelberg, New York, Springer, 1975.

43 Iudin, E.I., - Izolarea împotriva zgomotelor, Editura Tehnică, Bucureşti, 1968.


130

44 Ispas, C., Simion, F., - Vibraţiile maşinilor unelte, Editura Academiei, Bucureşti, 1986.

45 KOOHESTANI, K. si KAVEH, A., Efficient bucking and free vibration analysis of egelically repeated space truss structures. In: Finite Elements in Analysis and Design, Oct. 2010, vol. 46, nr. 10, p. 943-948.

46 Maling Jr., G.,C.; Lang, W.,W.; Beranek, L.,L., - Determination of Sound Power Levels and Directivity of Noise Sources. Cap. IV, Noise and Vibration Control Engineering. Principles and Applications, Editat de Beranek, L.L. si Vér, I.L., Wiley & Sons Inc., New York, 1992.

47 Mangeron, D.; Irimiciuc, M., - Mecanica rigidelor cu aplicaţii în inginerie. Vol. III Mecanica vibraţiilor sistemelor de rigide. Editura Tehnică, Bucureşti, 1981.

48 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. şi col., - Reducerea nivelului puterii acustice generate de autovehicule. Modele matematice ale disipării puterii acustice la trecerea prin medii solide permeabile. Optimizarea “sandwich-urilor” fonoabsorbante şi vibroabsorbante izolante. Studiul nr.180/IR, S.C. INAR, Braşov, 1994. Beneficiar M.C.T., 274C/94.

49 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. şi col., - Elaborarea unor metodologii de încercări pe standuri hidrosimulative a componentelor de autovehicule. Aplicaţii ale simulării solicitărilor multiaxiale la reducerea zgomotului în cabinele autovehiculelor. Încercări pe standuri. Soluţii constructive. Studiul nr.185/IR, S.C. INAR S.A., Braşov, 1994. Beneficiar M.C.T., 274C/94.

50 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. şi col., - Reducerea poluării sonore prin influenţarea fenomenelor de radiaţie acustică. Modelarea şi controlul radiaţiei acustice prin metode fizico-experimentale. Raport de Cercetare nr. 213/IR, S.C. INAR S.A., Braşov, 1996. Beneficiar M.C.T., 129/96 - A 15.1.

51 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. şi col., - Cercetări în vederea reducerii nivelului de poluare sonoră a autovehiculelor şi utilajelor de construcţii la nivelele cerute de standardele internaţionale. Studiu de fezabilitate şi evaluarea multicriterială a soluţiilor de reducere a poluării sonore. Raport de Cercetare nr.233/IR, S.C. INAR S.A., Braşov, 1997. Beneficiar M.C.T., 129/97 - B 11.1.

52 Marcu, M.,T., Sîrbu, N., - Studiul teoretic privind atenuarea zgomotelor la autocamioanele din clasa mijlocie, Referatul nr. I. Universitatea”TRANSILVANIA” din Braşov, 1995.

53 Marcu, M.,T., Sîrbu, N., - Metodica şi aparatura cercetării experimentale a zgomotelor la autocamioane, Referatul nr. II, Universitatea”TRANSILVANIA” din Braşov, 1995.

54 Marcu, M.,T.; Câmpian, V., - Analiza structurilor vibrante ale cabinei autocamionului din punct de vedere al zgomotului structural, Conferinţa Internaţională de Autovehicule Rutiere CAR '94. Buletinul Conferinţei, Universitatea din Piteşti, 1994.

55 Marcu, M.,T.; Câmpian, V. - Consideraţii privind posibilităţile de reducere a zgomotului structural la autocamioane, Conferinţa Internaţională de Autovehicule Rutiere ESFA '95. Buletinul conferintei, Universitatea “POLITEHNICA”, Bucureşti, 1995.

56 Marcu, M.,T.; Câmpian, V., - Metodă de determinare a comportării dinamice a blocului motorului autocamionului folosind tehnica măsurării impedanţelor mecanice, în vederea determinării zgomotului structural, Conferinţa Internaţională


131

de Autovehicule Rutiere CONAT '96, Buletinul conferinţei, Universitatea”TRANSILVANIA” din Braşov, 1996.

57 Marin, C., ş.a. –Modelarea cu elemente finite a structurilor mecanice, Editura Academiei Române, editura Agir, Bucureşti, 2002.

58 Meirovitch, L., - Elements of Vibration Analysis, McGrow-Hill International Editions, Mechanical Engineering Series, New York, St.Louis, Auckland, San Francisco, Montreal, Tokyo, 1986.

59 MILOIU, Gheorghe,, DUDITA, Florea., DIACONESCU, Dorin., Transmisii mecanice moderne. Editia a 2-a. Bucuresti: Editura tehnica, 1980.

60 Munteanu, M., - Introducere în dinamica maşinilor vibratoare, Editura Academiei Române, Bucureşti, 1986.

61 Negrus, E.; ş.a., - Încercarea autovehiculelor, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1983.

62 Nicolau, E.; ş.a., - Manualul inginerului electronist. Vol.I Măsurări electronice. Editura Tehnică, Bucureşti, 1979.

63 Olariu, V., Brătianu, C., - Modelare numerică cu elemente finite, Editura Tehnică, Bucureşti, 1986.

64 Pandrea, N.I., - Elemente de mecanica solidelor în coordonate Pluckeriene, Ed. Academiei, Bucureşti, 2000.

65 Pascariu, I., - Elemente finite. Concepte-Aplicaţii, Editura Militară, Bucureşti, 1985.

66 Pop M.G., Leca A., Prisecaru I., Neaga C., Zidaru G., Muşatescu V., Isbăşoiu E.C. Îndrumar. Tabele, nomograme şi formule termotehnice. Editura Tehnică, Bucureşti, 1987.

67 Pupăzan, C. - Acustica în construcţii. Propagarea zgomotului şi izolarea fonică, Editura Academiei, Bucureşti, 1970.

68 Radu, G., - Proiectare model funcţional cutie de distribuţie cu momentul maxim de intrare 15000 Nm. Arhivă S.C. INAR S.A. Braşov, 2001.

69 Rădulescu,R., ş.a., Fabricarea pieselor auto şi măsurări mecanice, Ed. Didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1983.

70 Schwaderlapp, M., Wolff, K., - Gewichtsoptimierte Strukturver Steifung zur Geräuschmunderung des Antriebsaggregates, ATZ 1993(6).

71 Sîrbu, N., Sandu V., - Procedură de testare a cilindrilor hidraulici utilizaţi la autovehicule – 11th International Congress on Automotive and Transport Engineering CONAT 2010 Brasov, 27 – 29 octombrie 2010.

72 Sîrbu, N., Gheorghe V., Lihteţchi I., - Influenţa rolării razelor de racordare ale pieselor şi echipament manual de rolare a razelor – 3rd WSAS International Conference on MANUFACTURING ENGINERING, QUALITY and PRODUCTION SYSTEMS ( MEQAPS 2011 ) – Universitatea Transilvania Braşov, 11 – 13.04.2011.

73 Sîrbu, N. Vasilovici N., - Testarea la vibraţii a filtrului de benzină utilizat la autoturisme - International Symposium Acoustic and Vibration of Mechanical Structures AVMS 2011- Timişoara, Mai 26.

74 Sîrbu, N., - Determinarea caracteristicilor funcţionale a patru variante de suspensie de cabină, prin experimentări pe standuri servohidraulice, în vederea alegerii variantei optime Sesiunea de Comunicări Ştiinţifice a Şcolii Doctorale


132

Ediţia a XIII-a 21 Mai 2011.

75 Sîrbu, N., Gheorghe, V., Munteanu, M.V., - Măsuri constructive privind reducerea nivelului de zgomot la cutiile de viteze – COMEC 2011 Computational Mechanics and Virtual Engineering Brasov, Romania, October 20-22, 2011.

76 Sîrbu, N., Gheorghe, V., Bejan C., - Constructive measures on reduction of gearbox noise level - COMEC 2011 Computational Mechanics and Virtual Engineering Brasov, Romania, October 20-22, 2011.

77 Sîrbu, N., - Measurement method of the characteristics parameters of the automobile damper – COMEC 2011 Computational Mechanics and Virtual Engineering Brasov, Romania, October 20-22, 2011.

78 Sîrbu, N. Verificarea caracteristicilor materialelor componentelor solicitate în timp şi scoase din uz, pentru refolosire la realiarea altor componente – SESIUNEA CERCURILOR ŞTIINŢIFICE STUDENŢEŞTI - ediţia 2012, Braşov, mai 2012.

79 Sîrbu, N., Sandu V., Bejan C., - Safety testing of the commercial vehicle cabin for survival space – MVT 2012, la sectiunea Automotive safety and comfort – Timişoara, decembrie 2012.

80 Sîrbu, N., şi col., - Analiza din punctul de vedere al fenomenului de deteriorare la oboseală, la elementele portante ale autovehiculelor, Conferinţa Internaţională CONAT 1996, Universitatea Transilvania Braşov, 1996.

81 Sîrbu, N., - Raport de încercare nr. 0428 / IC – 310 / 22.03.2010, Determinarea caracteristicilor mecanice şi încercarea la oboseală pentru materialul probei CD, Arhivă SC Inar SA Braşov.

82 Sokolovski, V., - Teoria plasticităţii, Editura tehnică, Bucureşti, 1963. 83 Sperchez, Fl. - Vibraţii mecanice, Reprografia Universităţii Translivania din

Braşov, 1992. 84 Stanomir, D. - Electroacustica, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1968. 85 Stratulat, M.; Soioman, M.; Văiteanu, D. - Diagnosticarea automobilelor,

Editura Tehnică, Bucureşti, 1977. 86 SZÁVA, I., - Rezistenţa Materialelor, curs, Editura Universităţii Transilvania din

Braşov, 1999.

87 Tabacu, I. s.a., - Dinamica autovehiculelor. Îndrumar de proiectare, Universitatea Transilvania, Braşov 2002.

88 Talaba, D., Bazele CAD. Proiectare asistată de calculator, Editura Universitatea Transilvania, Brasov 2000.

89 Teodorescu, P.,P., - Sisteme mecanice. Modele clasice. Editura Springer Verlag, 2006.

90 Timoshenko, St., - Vibration Problems in Engineering, John Wiley & Sons, New York, Brisbane, Toronto, Singapore. ISBM 0-471-63228-7, 1990.

91 Thomson, W.,T., - Theory of Vibration with Application. Fourth Edition, Prentice Hall, Chapman & Hall, London, Glasgow, New York, Tokyo, 1993.

92 Untaru,M., ş.a., Calculul şi construcţia automobilelor, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1982.

93 Vasilovici, N., Sîrbu, N. şi col., - Studiu privind stadiul actual în domeniul reducerii zgomotului exterior al autovehiculelor de transport mărfuri din clasa medie. Arhivă


133

S.C. INAR S.A. Braşov, 2000.

94 Vasu, O., Sîrbu, N. şi col., – Metode moderne de analiză, diagnoză şi îmbunătăţire a calităţii autovehiculelor din punctul de vedere al poluării acustice. Faza:Modelarea structurii motorului cu ardere internă folosind tehnica elementului finit, Arhivă S.C. INAR S.A. Braşov, 1999.

95 Vasu, O., Sîrbu, N. şi col., - Elaborarea unor metodologii de încercare pe standuri hidrosimulative a componentelor de autovehicule, Arhivă S.C. INAR S.A. Braşov, 1993.

96 Voinea, R.P., Stroe,I.V., - Introducere în teoria sistemelor dinamice. Bucureşti, Ed. Academiei, 2000.

97 Vlase, S., Tofan, M., Goia, I., Modrea, A., - On the Vibrations of the Multibody Systems with Structural Symmetries, a II a Conferinţă Internaţională SRA de acustică şi vibraţii, oct. 2004, Bucureşti.

98 Vlase,S., Mihalcică,V., Modrea, A,Cotoros, D., - On the Reactions Eliminating in the Virtual Dynamic Analysis of the Mechanisms. Bul. Institutului Politehnic din Iaşi. Tomul L, Fascicola 6A, p.77.

99 * * * Modelul transferului de oscilaţii acustice în structura autovehiculelor, Referat U.V.M.V., tema C.A.E.R. 55.2.3b, Cehia.

100 * * * STAS 12880, Metoda de măsură a zgomotului motoarelor.

101 * * * Application of B & K Equipment to Mechanical Vibration and Shock Measurements, Brüel & Kjær, Nærum, Danemarca.

102 * * * Piezoelektrische Beschleunigungsaufnehmer, VEB Metra Meß-und Frequenztechnik, Radebeul.

103 * * * Schwingungsmessgerät 00 033, VEB ROBOTRON - Messelektronik, “Otto Schön” Dresden.

104 * * * Integrierverstärker 00 028, VEB ROBOTRON-Messelektronik “Otto Schön”, Dresden.

105 * * * Anzeigeteil 02 036, VEB ROBOTRON-Messelektronik “Otto Schön”, Dresden.

106 * * * Eigenschaften und Anwendung von Meßmikrofonen und Zubehör, VEB ROBOTRON - Messelektronik “Otto Schön”, Dresden.

107 * * * Präzisions-Impuls-Schallpegelmesser 00 023. VEB ROBOTRON - Messelektronik “Otto Schön” , Dresden

108 * * * Pistonfon 05 001, VEB Mikrofontechnik, Gefell.

109 * * * Zweistrahloszillograph TR 4657, Elektronische Messgeräte, Budapest.

110 * * * Universal Fast Fourier-Analyzer type OMC 105A, PONT Cooperative for Automation and Measurement Technology, Budapest.

111 * * * Signalgenerator 00 005, VEB ROBOTRON - Messelektronik “Otto Schön”, Dresden.

112 * * * Regel-und Anzeigeteil 02 037. VEB ROBOTRON - Messelektronik “Otto Schön”, Dresden.

113 * * * Frequenzsteuerung 04 036. VEB ROBOTRON - Messelektronik “Otto Schön”, Dresden.

114 * * * Leistungsverstärker LV 103. VEB Metra Meß-und Frequenztechnik, Radebeul.


134

115 * * * Elektrodynamischer Schwingungserreger ESE 211, 11 076. VEB ROBOTRON -Messelektronik “Otto Schön”, Dresden.

116 MIRA Research, Vehicle Service - Loads Suspension Component Loads - Report 10/ 1979.

117 Revista S.A.E. – Fatigue Design Handbook, 1976.

118 Revista SIAR nr. 2/1995.

119 Revista ATZ nr. 9/1990 si nr. 12/1994.

120 SR EN ISO 3744:1997, Determinarea nivelului de putere acustică ale surselor de zgomot utilizând presiunea acustică.

121 Standard de firmă 001/1994, S.C. Subansamble Auto S.A. Sf. Gheorghe.

122 Standard SR EN 10002-1/2001 Încercarea la tracţiune.

123 STAS 500/2 – Caracteristici de material.


135

Anexa nr. 1

REZUMAT

Problematica abordată în cadrul prezentei teze de doctorat s-a conturat ca urmare a unui studiu îndelungat a literaturii de specialitate apărute în domeniul optimizărilor acustice, dar şi ca urmare a unei preocupări a autorului în domeniul cercetărilor şi încercărilor în ceea ce priveşte comportarea în exploatare a componentelor şi a vehiculului în ansamblu. Principalele etape urmărite şi realizate în această lucrare se pot sintetiza după cum urmează:

♦ Determinarea caracteristicilor de bază ale generării zgomotului şi vibraţiilor în agregatele transmisiilor mecanice;

♦ Prezentarea de soluţii privind reducerea nivelului de zgomot în agregatele transmisiilor autovehiculelor;

♦ Prezentarea unor metode moderne de măsurare şi analiză a vibraţiilor structurilor; ♦ Analiza principalelor mărimi fizice care intervin în cercetarea vibraţiilor şi a

zgomotelor; ♦ Prezentarea metodelor statistice folosite în analiza vibraţiilor şi a zgomotelor; ♦ Analiza mecanismului de transmitere a zgomotului în structura carcasei cutiei; ♦ Modelarea matematică a radiaţiei zgomotului structural; ♦ Analiza structurală şi modală a carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie; ♦ Prezentarea metodei experimentale propusă a fi utilizată în optimizarea acustică a

cutiei sumatoare prin măsuri structurale şi aplicaţia practică a acestei metode prin realizarea experimentelor asupra unei carcase de cutie sumatoare şi de distribuţie ce echipează autocamioanele speciale utilizate în extracţia petrolieră;

♦ Analiza rezultatelor experimentelor şi propunerea modificărilor constructive pe carcasa cutiei sumatoare;

♦ Proiectarea şi realizarea practică a modificărilor pe carcasa cutiei sumatoare; ♦ Efectuarea de teste comparative pe cele două variante de cutii sumatoare (modificată

şi iniţială) pentru validarea experimentelor şi a eficienţei modificărilor aplicate; În afară de îndeplinirea etapelor prezentate, teza de doctorat conţine multe elemente originale, contribuţia substanţială a autorului la rezolvarea temei propuse, şi anume, îmbunătăţirea soluţiei constructive a structurii carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie.

Metoda experimentală prezentată în lucrare a fost aplicată în cercetarea structurii carcasei cutiei sumatoare şi de distribuţie şi poate fi extinsă la toate structurile componentelor autocamionului, care, aflându-se în stare de vibraţie, constituie surse ale zgomotului acestuia. Analiza rezultatelor determinărilor experimentale prezentate în capitolul 5 a condus la reproiectarea carcasei cutiei sumatoare. S-au propus soluţii de rigidizare a structurii carcasei astfel încât să rezulte o reducere a zgomotului structural al acesteia. Proiectarea şi realizarea carcasei în varianta îmbunătăţită au impus validarea soluţiei constructive. Astfel, s-au realizat teste comparative pe standul de încercare pentru ambele variante de carcase (existentă şi îmbunătăţită). În capitolul 6 sunt prezentate testele realizate şi compararea rezultatelor obţinute pe cutiile sumatoare în varianta veche şi nouă. Rezultatele testelor au scos în evidenţă faptul că prin rigidizarea carcasei cutiei s-a redus nivelul vibraţiilor şi implicit a scăzut zgomotul structural al carcasei cutiei sumatoare.

În final, lucrarea prezintă două direcţii viitoare de cercetare pentru cutia sumatoare şi de distribuţie: creşterea fiabilităţii şi reducerea masei totale. Cercetările şi rezultatele obţinute în aceste direcţii pot conduce la îmbunătăţiri semnificative privind structura carcasei cutiei sumatoare şi creşterea fiabilităţii cutiei sumatoare în ansamblu.


136

Abstract

The issues addressed in this thesis emerged as a result of extensive study of the literature published in the acoustic optimization, but also as a result of the author's concerns for research and testing in the operational behavior of components and the vehicle as a whole. The main steps followed and achieved in this paper can be summarized as follows:

♦ Identification of the basic characteristics of generating noise and vibration in the aggregates of mechanical transmissions;

♦ Presentation of solutions for noise reduction in automotive transmissions aggregates; ♦ Presentation of modern methods of measurement and analysis of structures’

vibration; ♦ Analysis of the main physical quantities involved in researching vibration and noise; ♦ Presentation of statistical methods used to analyze the vibration and noise; ♦ Analysis of the mechanism of noise in the structure of the transmission case; ♦ Mathematical modeling of structural noise radiation; ♦ Structural and manner analysis of the transaxle housing; ♦ Presentation of the experimental method proposed to be used in optimizing the

acoustics of the transaxle by structural and practical application of this method by conducting experiments on a transaxle housing that equips the special trucks used in oil extraction;

♦ Analysis of the results of the experiments and proposal of constructive changes to the case of the adding and distributing box;

♦ Design and practical implementation of changes to the transaxle housing; ♦ Comparative tests on the two variants of box cases (original and modified) for

validating experiments and the effectiveness of implemented changes; In addition to fulfilling the stages presented, the thesis contains many original elements, the substantial contribution of the author to solving the proposed theme, such as improving the structure of the transaxle housing.

The experimental method presented in this thesis was applied in the research of the transaxle housing’s structure and can be extended to all structures of truck components, which represent the source of the noise by vibrating. Analysis of the results of experimental measurements presented in Chapter 5 led to the redesign of the transaxle housing. Solutions have been proposed for reinforcing the carcass structure so as to result in a reduction of its structure-borne noise. Design and construction of housing in the improved version imposed validating the constructive solution. Thereby, comparative tests were performed on the testing stand for both versions (existing and improved). Chapter 6 presents the tests and the comparison of the obtained results. Test results revealed that the hardening of the transaxle case reduced vibration levels and therefore decreased the structural noise it had.

Finally, the thesis presents two future directions for research: increasing reliability and reducing the total mass. Research and results in these areas could lead to significant improvements on the structure of the transaxle housing and increase overall reliability.


137

Anexa nr. 2 Curriculum Vitae

Date personale:

Nume SÎRBU

Prenume Nicolae

Data şi locul naşterii 25.07.1957, Pârscov, Jud. Buzău

Naţionalitatea Română

E-mail [email protected]

Studii:

1978 –1983 Universitatea “TRANSILVANIA” Brasov

Facultatea de INGINERIE MECANICĂ

Specializarea AUTOVEHICULE RUTIERE

1972 - 1977 Liceul Industrial pentru Construcţii Civile şi Industriale Buzău, specialzarea EXPLOATARE ÎNTREŢINERE ŞI REPARAŢII AUTO

Activitate profesională:

1983-prezent S.C. INAR S.A. Braşov

Cercetător ştiinţific principal II

Limbi străine cunoscute: Rusă şi engleză

Lucrări publicate: 17 lucrări

Experienţă acumulată Participarea în programe şi proiecte în calitate de

- Coordonator: 4 proiecte;

- Membru : 10 proiecte.


138

Curriculum Vitae

Personal Data:

First Name Nicolae

Last Name Sîrbu

Date and place of birth 25, July 1957, Pârscov, Buzău County

Nationality Romanian

E-mail [email protected]

Studies:

1978 –1983 “TRANSILVANIA” University of Bra�ov

Faculty of MECHANICAL ENGINEERING

Specialised in ROAD VEHICLES

1972 - 1977 Industrial Highschool for Civil and Industrial Constructions, Buzău

specialised in OPERATION, MAINTENANCE AND REPAIR VEHICLES

Professional activity:

1983 - prezent S.C. INAR S.A. Braşov

Main scientific researcher II

Foreign languages: Russian, English

Published studies: 17 studies

Experience gained Participation in programs and projects as:

- Coordinator: 4 projects;

- Member : 10 projects.

SirbuNicolae.pdf

Documents

Transcript of SirbuNicolae.pdf