2.3. HAŁAS MASZYN Charakterystyka maszyn i urządzeń jako źródeł hałasu wymaga podania takich wielkości, które umożliwiłyby ich obiektywną ocenę w każdych warunkach pracy. Do takiej oceny niezbędne są informacje dwojakiego rodzaju ; o wysiłku źródła ( moc, poziom ) oraz o widmie źródła. W pierwszym przypadku mogą to być informacje sobie wzajemnie odpowiadające, takie jak moc akustyczna maszyny Na, poziom mocy LN lub też poziom hałasu uzyskany w znanych warunkach pomiaru. Są o zawsze informacje globalne, traktujące sumarycznie całe widmo emitowanego hałasu. Drugi rodzaj informacji to dane o widmie hałasu w postaci poziomów w pasmach tercjowych, oktawowych lub innych, zwanych poziomami widmowymi, lub w przypadku skrajnym informacje o częstotliwości dominującej w widmie. Takie dane umożliwiają ocenę porównawczą maszyn oraz ocenę poziomu hałasu maszyny w dowolnych znanych warunkach akustycznych. Dodatkowe informacje o sposobie powstawania hałasu w danej maszynie umożliwiają z kolei opracowanie przedsięwzięć zmierzających do obniżenia jej poziomu hałasu. Ważką energetycznie częścią hałasu wielu maszyn jest hałas mechaniczny, którego przyczyną pierwotną są obroty i siły ( momenty ) bezwładności i niewyrównoważenia. Siły te przetworzone w mechanizmach typu : łożyska, przekładnie, sprzęgła, dają szerokie widmo hałasu. Moc takiego źródła jest oczywiście proporcjonalna do kwadratu ciśnienia dźwięku, które z kolei zależy od sił bezwładności B maszyny, a te z kolei zależą od kwadratu częstości obrotowej. Można więc dla hałasu mechanicznego napisać [ 13, r. 10 ]

422222 )( nmmBpNa ≈≈≈≈ ω ( 2.26 )

Z kolei moc mechaniczna maszyny Nm zależy od trzeciej potęgi obrotów ( moc to moment razy prędkość kątowa 3ωω ⋅≈⋅= mMNm ), stąd sprawność przetwarzania mocy mechanicznej na hałas ( 1.56 ) będzie rosnąć z obrotami

,3

4

nnn

NN

n

a ≈≈=η ( 2.27 )

czyli poziom hałasu mechanicznego zależy od mocy Nm maszyny, jej obrotów n, prędkości liniowej jej elementów V oraz momentu M. Można więc dla wielu maszyn spodziewać się wzoru na moc lub poziom hałasu następującej postaci

nBALMBALVBAL

NBAL m

lglglg

lg

444

333

222

111

+=+=+=+=

Pewne zaś wzory opisujące hałas maszyn będą zawierały kombinacje tych zależności. Mając to na uwadze przejdziemy obecnie do omówienia charakterystyk hałasowych Poszczególnych typów mechanizmów i maszyn.

2.3.1. ŁOŻYSKA TOCZNE

Natura tego hałasu jest czysto mechanicznym przetworzeniem drgań w wypromieniowany dźwięk. Poziom ciśnienia jest tu współliniowy z poziomem prędkości drgań bądź przyśpieszeń. Dal łożysk nowych niezabudowanych istnieje liniowa współzależność między amplitudami ciśnienia w Pa oraz przyspieszeń m / s2 bądź prędkości mm / s , tak że można wprost dokonać predykcji hałasu na podstawie zmierzonych drgań pierścienia wewnętrznego [ 37 ] . Jeśli zaś łożysko toczne jest zabudowane to jego widmo i poziom hałasu w istotny sposób zależy od własności rezonansowych otaczającej konstrukcji jak i maskowania przez inne źródła. Zawsze jednak można stosować wzory na redukcję hałasu w funkcji obrotów i obciążenia zgodnie ze wzorami ( 2.20 i 2.21 ) . 2.3.2. PRZEKŁADNIE ZĘBATE

Przy przenoszeniu mocy przez układ dwu zazębiających się powierzchni powstają niejednokrotnie intensywne zakłócenia dźwiękowe natury mechanicznej. Zasadnicze przyczyny promieniowania hałasu mechanicznego są następujące [ 34, r. 9.2 ; 38, r. 3.2.3 ; 5, r. 10 ] ; uderzenia zazębienia, tarcie przesuwających się względem siebie powierzchni zębów, drgania powietrza lub oleju wytłaczanego z przestrzeni międzyzębnej, drgania elementów przekładni pod wpływem przenoszonych sił, zmienna sztywność strefy zazębienia w funkcji kąta obrotu. Stąd też oprócz szerokopasmowego widma drgań i hałasu można wyróżnić następujące składowe :

- harmoniczna obrotów n wałka wolno - fo1 i szybkoobrotowego fo2 , czyli = m fo1 oraz m fo2 , m = 1, 2, ....

- harmoniczne częstości zazębienia fz = z1 fo1 = z2 fo2 , czyli = m fz , m = 1, 2 , 3 , .....

- składowe kombinacyjne wokół harmonicznych zazębienia z tytułu zmiennej sztywności zazębienia f = m fz ± l fo1 ± k fo2 Generalnie poziom hałasu przekładni zależy od układu czynników konstrukcyjnych, technologicznych i eksploatacyjnych, o których w skrócie nizej.

A. Czynniki konstrukcyjne [ 34, r. 9.2 ] T y p p r z e k ł a d n i : przekładnie o osiach równoległych są mniej hałaśliwe od przekładni o osiach skośnych lub przecinających się. Najciszej ( ok. 3 dB ) pracują przekładnie z kołami śrubowymi, daszkowymi. Podobnie rzecz ma się z przekładniami stożkowymi o zębach łukowych i z przekładniami hipoidalnymi. P r o f i l z ę b a ze względów technologicznych stosuje się prawie wyłącznie ewolwentowy, zaś zazębienie Nowikowa jest barziej hałaśliwe mimo lepszej lepszej charakterystyce obciążenia. Przy zmniejszeniu m o d u ł u zęba zmniejsza się hałaśliwość przekładni. Przy mniejszym module większa liczba zębów znajduje się w przyporze, co zwiększa stopień pokrycia i nierównomierności przenoszonego obciążenia. Mały k ą t p r z y p o r u zwiększa stopień pokrycia i elastyczności zęba, a to zmniejsza obciążenia udarowe i hałaśliwość przekładni. M o d y f i k a cj a z ę b ó w rzędu ugięcia zęba pod obciążeniem powoduje najmniejszy hałas. Modyfikacja właściwie dobrana może zmniejszyć poziom hałasu przekładni o 6±8 dB.

S t o p i e ń p o k r y c i a równy 2 zapewnia najbardziej równomierną pracę zazębienia, bo wchodzenie jednej pary zębów w przypór kompensowane jest równoczesnym wychodzeniem poprzedniej. Przy takim doborze można uzyskać spadek poziomu hałasu rzędu 3 dB. Lu z y o b w o d o w e kompensują odkształcenia sprężyste i termiczne i powinny być nieco większe od normatywnych. Przy zbyt małych luzach przekładnie wyją. S z e r o k oś ć w i e ń c a koła jest krytyczna ze względu na przenoszone obciążenia. Zwiększenie szerokości wieńca daje zmniejszenie naprężeń dynamicznych i poziomu hałasu. M a t e r i a ł przekładni powinien cechować się dużym tłumieniem drgań. Stąd tam, gdzie to jest możliwe, zamienia się koła stalowe na tworzywa sztuczne lub daje się wkładki obwodowe z gumy, albo tworzywa między wałem i wieńcem. Ł o ż y s k a sa elementem przekazującym drgania wału na korpus przekładni, który dopiero je wypromieniowuje w postaci hałasu. Stąd tam gdzie to jest możliwe zaleca się stosowanie łożysk ślizgowych, które również gwarantują stabilniejszą pracę przekładni. Dla łożysk tocznych w przekładniach stosuje się ich izolację od kadłuba za pomocą wkładek z tworzywa. K a d ł u b powinien zapewnić jeje stateczność i wytrzymałość, a także dać dużą izolacyjność akustyczną oraz duże tłumienie drgań. Wszelkie więc zabiegi materiałowe i konstrukcyjne podwyższające te parametry są korzystne ze względu na emitowany hałas.

B. Czynniki technologiczne D o k ł a d n o ś ć w y k o n a n i a ma zauważalny wpływ na minimalizację

poziomu hałasu dopiero powyżej 7 klasy dokładności wykonania. Wcześniej jest on na ogół maskowany przez małą gładkość zębów. Przekładnie cichobieżne muszą być wykonane przynajmniej w 5 klasie dokładności. G ł a d k o ś ć p o w i e r z c h n i wpływa istotnie na wielkość sił tarcia w zazębieniu. Szlifowanie zębów daje w porównaniu do frezowania 1 dB redukcji, zaś polerowanie 2 dB. B i c i e u z ę b i e n i a zarówno statyczne ( obróbka � montaż ) jak i dynamiczne wpływa istotnie na poziom hałasu przekładni. C. Cz y n n i k i e k s p l o a t a c y j n e Poziom hałasu rośnie wprost proporcjonalnie do przenoszonej mocy Nm, prędkości obwodowej kół V i liczby obrotów n . Ponadto istotne znaczenie ma lepkość oleju, która może być istotną przyczyną tłumienia drgań zębów i wieńców przekładni. Wiedząc powyższe o wpływie różnych czynników na hałas przekładni, weźmy pod uwagę relacje ilościowe. Dla przekładni małej mocy ( do 50 kW ) poziom hałasu w odległości 1 m można wyznaczyć ze wzoru [ 30, r. 10 ]

kWNdBNL mpl =+= ][,lg2055 ( 2.29 )

zaś dla przekładni dużej mocy powyżej 50 kW

,/][,,lg23)5040( smVdBVL =+÷= ( 2.30 ) Heckl podaje nieco inne oszacowania hałasu przekładni [ 5, r. 10 ]

- dla poziomu mocy w dB ( A ) )(,lg1056 AdbNL mNA += ( 2.31 )

- dla poziomu hałasu w odległości 3 m )(,lg10383 AdBNL mp += ( 2.32 )

Z powyższych wzorów widać, że poziomy hałasu przekładni wahają się w granicach 80÷110 dB ( A ), co przy ograniczeniach normowych rzędu 85÷90 dB ( A ) stwarza w przemyśle istotne zagrożenie hałasowe z ich strony. 2.3.3. MASZYNY ELEKTRYCZNE W silnikach i prądnicach prądu stałego i przemiennego można wyróżnić trzy główne sposoby generacji hałasu [ 30, r. 12, 5, r. 6 , 14, r. 5.4, 34, r. 8 ] . Pierwszy to hałas pochodzenia mechanicznego powstający w wyniku niewyrównoważenia wirnika, drgań łożysk tocznych, oraz tarcia i uderzeń szczotek o komutator. Niewyrównoważenie wirnika może mieć wiele powodów : termiczne odkształcenie się, przesuwanie się uzwojeń, co powoduje również niezrównoważenie sił elektrodynamicznych. Częstotliwości drgań niezrównoważenia równe są częstotliwości obrotowej ;60/0 nf = gdzie n [obr/min]. Hałas i drgania łożysk tocznych opisano w punkcie 2.3.1 , co warto skonsultować szukając częstości sił wzbudzających. Zaś hałas komutatora i szczotek ma charakter tarciowy � szerokopasmowy z dominującym szeregiem harmonik ,3,2,1;0 == mfzmf s z- liczba płytek komutatora, 0f - częstotliwość obrotowa. Drugi rodzaj zakłóceń to hałas pochodzenia elektromagnetycznego wynikający z asymetrii i dyskretacji oddziaływań w szczelinie między wirnikiem i stojanem. Każde więc odkształcenie pola oraz każdy element dyskretacji ( żłobki, bieguny ) jest tu istotnym czynnikiem wzbudzenia drgań i hałasu. W silnikach prądu stałego dominuje składowa o częstotliwości wynikającej z liczby żłobków twornika: 0fzkf z = gdzie 0f - częstotliwość obrotowa, k = 1, 2, ...., z � liczba żłobków twornika . Postać drgań i amplitudy korpusu silnika w istotny sposób zależą od czynników konstrukcyjnych , a szczególnie od podziałki biegunów stojana i żłobków twornika. Kontrolując te parametry , można w istotny sposób zmniejszyć poziom drgań i hałasu promieniowanego przez korpus maszyny. W silnikach prądu przemiennego dominują harmoniczne efekty magnetostrykcji prądu o częstotliwości zasilania: .....,2,1, == kfkf sm . W silnikach asynchronicznych ingeruje jeszcze poślizg S między wirującym polem o częstotliwości zasilania i obrotami wirnika. Stąd przy przeciwbieżnym wirowaniu pól

]2)1([ ±−= Skzff sm ρ

oraz przy współbieżnym wirowaniu pól elektromagnetycznych

,)1( Skzff sm −=ρ

gdzie z � liczba żłobków , ρ - liczba par biegunów , S- poślizg, k = 1, 2 , ...... Minimalizacja drgań wzbudzanych elektromagnetycznie polega przede wszystkim na zmniejszeniu efektu dyskretyzacji pola e.m. przez konstrukcję ukośnych i daszkowych żłobków o odpowiednio dobranym skoku względem wymiarów i ilości biegunów. Wreszcie trzeci i ostatni sposób generacji hałasu jest wynikiem naturalnego lub wymuszonego opływu powietrza chłodzącego wirnik. Dla maszyn o prędkości obwodowej większej niż 50 m s -1 hałas aerodynamiczny staje się dominujący ; słyszalny w postaci efektu syreny o tonie podstawowym wynikającym z ilości żłobków wirnika

z: 60/0 nzfzf z == . Przy wymuszonym systemie chłodzenia , hałas dodatkowego wentylatora jest z kolei dominujący, stąd też trzeba skonsultować punkt 2.3.8 tego rozdziału. Moc akustyczna Na maszyny elektrycznej jako źródła hałasu jest proporcjonalna do jej mocy elektrycznej Nm . W związku z tym dla maszyn o mocy znamionowej od 1 kW do 2 MW zaleca się stosować następujące oszacowanie poziomu hałasu w odległości 1m od korpusu maszyny

,,)105(lg20lg10 dBnNL mpl ÷++= ( 2.33) gdzie Nm � nominalna moc elektryczna w kW, n � liczba obrotów na minutę. Wzór ten ma charakter empiryczny [ 30, r.12, 38, r. 7.6 ] i daje dobrą zgodność z pomiarami dla szerokiej grupy maszyn elektrycznych , zaś występująca tu poprawka 5 ÷ 10 dB zależna jest od rodzaju wentylacji maszyny ( samowentylacja : otwarta, zamknięta, wymuszona itp. ). 2.3.4. TRANSFORMATORY Zasadnicze przyczyny hałasu to drgania z tytułu magnetostrykcji rdzenia i sił elektromagnetycznych między rdzeniem i obudową. W każdym przypadku w widmie hałasu dominuje podwójna częstotliwość zasilania 2fs i jej harmoniczne 2kfs . Transformatory małej mocy ( 0,03 ÷ 0,5 MVA ) mogą być chłodzone powietrzem lub olejem. W tym ostatnim przypadku olej tłumi drgania rdzenia, co obniża poziom emitowanego hałasu. Poziom ten jest oczywiście zależny od mocy Ne i w odległości 1 m od korpusu może być szacowany z wzorów [ 40, r. 4.2 ]

- transformatory małej mocy ( Ne = 0,03 ÷ 0,5 MVA ) : chłodzone powietrzem

)(,39lg91 AdBNL ep += , ( 2.34 ) chłodzone olejem )(,31lg81 AdBNL ep += , ( 2.35 )

- transformatory dużej mocy 2 ÷ 40 MVA

9lg131 += NLp , dB ( A ) , ( 2.36 ) Zwykłe przeliczenie upewnia nas, że są to poziomy hałasu rzędu 70 ÷ 90 dB ( A ), a więc wymagające na ogół redukcji. Drogą redukcji hałasu jest tu kompleksowa izolacja drgań na drodze rdzeń- obudowa, a także zastosowanie takich materiałów na rdzenie, których magnetostrykcja jest mała, a tłumienie drgań duże.

2.3.5. SPRĘŻARKI TŁOKOWE Składowa aerodynamiczna hałasu jest tu dominującą, a jest ona wynikiem pulsacji ciśnienia i prędkości strugi gazu na wlocie, wylocie i w instalacji sprężarki. Pulsacje te oczywiście wzbudzają drgania mechaniczne w korpusie sprężarki i przyległej instalacji. W szerokopasmowym widmie hałasu dominują kolejne harmoniczne częstości podstawowej związanej z liczbą obrotów n i cylindrów S :

.......,2,1,60

, 00 === knfSfkft

Badania eksperymentalne Aleksiejewa [ 41, r.12 ] wykazały, że poziom mocy akustycznej LN na wlocie sprężarki i jej widmo oktawowe da się oszacować zależnością

SNnL mN lg10lg1060

lg90 ++= , ( 2.37 )

iNiN LL ∆−= gdzie LN i poziom mocy akustycznej w i-tej oktawie , ∆i � poprawka dla i � tej oktawy wg. tabelki :

oktawa f i , 1 kHz

0,125

0,25

0,5

1

2

4

8

poprawka ∆ i , dB

0

7

8

13

15

20

25

Inne oszacowanie hałasu ogólnego sprężarek tłokowych zaleca się w RFN. Według VDI 3731 dla sprężarek o mocy rzędu 5 ÷ 500 kW poziom mocy można oszacować z wzoru [ 34, r.5 ]

)(5lg5,1291 AdBNL mN ±+= , ( 2.38 ) zaś poziom ciśnienia hałasu w odległości 1 m od korpusu maszyny dobrze oddaje zależność

)(5lg1,9811 AdBNL mp ±+= . ( 2.39 ) Dla napędu o mocy 100 kW daje to już 100 dB ( A ) z tolerancją ± 5 dB ( A ) , co stanowi istotne zagrożenie hałasowe.

2.3.6. SILNIKI SPALINOWE Źródła hałasu silników spalinowych dogodnie jest podzielić na cztery części [ 34, r.6 ] :

- hałas aerodynamiczny w kanałach ssania i wydechu, - proces gazodynamiczny w cylindrach będący przyczyną ich drgań ,

a także przenikającego hałasu, - zakłócenia hydrodynamiczne w pompach i instalacjach przepływowych, - mechaniczne siły wzbudzające drgania wypromieniowane w postaci hałasu. Od konstrukcji i zasady działania silnika zależy w jakim stopniu wymienione

źródła wpływają na ogólny poziom hałasu. Jest to widoczne przede wszystkim przy porównaniu silników gaźnikowych i wysokoprężnych na korzyść tych pierwszych. Jak zwykle energia akustyczna jest proporcjonalna do mocy silnika, a silniki dużej mocy to tylko wysokoprężne. Stąd też niżej zajmiemy się ich charakterystyką. Dla silników wysokoprężnych z dostatecznie oddalonym wydechem dominującym czynnikiem jest hałas pochodzenia mechanicznego. Składowe aero � i gazodynamiczne są na ogół maskowane zakłóceniami pochodzącymi od uderzeń tłoka o ścianki cylindra ( co najmniej dwa razy na jeden obrót wału ), drganiami korpusu i pracą mechanizmów rozrządu i wtrysku. Widmo częstotliwości związane z tymi zjawiskami ma charakter ciągło � dyskretny, a częstotliwości dominujące są harmonicznymi od : - częstotliwości zapłonów sfzkf cS 0= , - częstotliwość zamykania zaworów sfzkf zz 0= , - częstotliwość zazębienia przekładni ppp nzkf = , - częstotliwość pracy pompy paliwowej www nzkf = , - częstotliwość niewyrównoważenia 0fkfu = , gdzie k = 1, 2, ...... , cz � liczba cylindrów , 0f - częstotliwość obrotowa wału, s � współczynnik suwu ( s = 0,5 � czterosuw ) , pz - liczba zębów koła przekładni,

nz - liczba nurników pompy paliwowej , wn - częstość obrotowa pompy paliwowej. Jak pokazały badania Zinczenki [ 12, r. 20 ] , poziom ciśnienia hałasu w odległości 1 m ( lub poziom intensywności ) większości silników spalinowych i wysokoprężnych może być oszacowany na podstawie empirycznej formuły BzDnL cpl += lg8,15 , dB , ( 2.40 ) gdzie D � średnica tłoka w m , cz - liczba cylindrów , n � liczba obrotów na minutę , B = 70 dla korpusu żeliwnego i 80 dla aluminium . Ponieważ większość składowych mechanicznych ma charakter uderzeniowy, to widmo hałasu silników rozciąga się w zakresie 20 ÷ 20.000 Hz. Silnik gaźnikowy jest jednak mniej hałaśliwy z uwagi na mniejszy stopień sprężania, tak że oszacowanie powyższe może być jedynie słuszne przy maksymalnej prędkości obrotowej .

2.3.7 POMPY

Do transportu cieczy, wody , paliw , olejów itd. używa się pomp o dużym zróżnicowaniu konstrukcyjnym. Do najczęściej używanych należą : skrzydełkowe , zębate, tłoczkowe, śrubowe i odśrodkowe. Główne przyczyny hałasu podczas pracy pomp można scharakteryzować następująco [ 5, r.9 ]

- kawitacja parowa i gazowa , - okresowe oscylacje objętości transportowanej cieczy związane z charakterem

pracy pompy, - impulsowe wyrównywanie ciśnienia przy zderzeniach strug ( objętości )

cieczy o różnych ciśnieniach. Kawitacja w cieczach zachodzi, gdy lokalne ciśnienie w cieczy staje się mniejsze niż ciśnienie pary nasyconej, zaś warunki te są łatwiej spełnione przy dużych prędkościach organu roboczego. Stąd też natężenie szumu kawitacji ( o szerokopasmowym charakterze ) zależy przede wszystkim od liczby obrotów wału napędowego n . Oscylacje natężenia przepływu Q zależne są z kolei od konstrukcji pompy ( zębata, skrzydełkowa, odśrodkowa ) i charakteryzowane są stosunkiem składowej dynamicznej wydatku Q ( t ) do wydatku średniego : QtQ /)(=ε . Dla pomp zębatych

2102,0 −⋅=ε , zaś dla skrzydełkowych i tłoczkowych 2105,02,0 −⋅÷=ε . W widmie tej składowej hałasu dominuje poliharmonika związana z liczbą obrotów � n i liczbą skrzydełek, tłoczków itp. Trzecia składowa tworząca hałas pompy ( impulsowe wyrównywanie ciśnień ) zależna jest przede wszystkim od roboczego ciśnienia tłoczenia tp , gdyż pod takim ciśnieniem porcja cieczy zostanie przeniesiona ze strony ssania na stronę tłoczenia i nastąpi impulsowe wyrównanie ciśnień, dające w efekcie hałas szerokopasmowy. W rezultacie tego dla pomp zębatych, tłoczkowych i skrzydełkowych poziom hałasu w cieczy na wylocie z pompy ( o średnicy króćca � S ) można wyrazić wzorem

SpQL tpc lg20])1,98(104[lg10lg20135 227 −+⋅++= ε , dB, ( 2,41 )

gdzie Q � wydatek w l/min , S- przekrój wylotu w 2cm , tp - ciśnienie tłoczenia w kPa. Dla pomp śrubowych wzór ten ma postać

164)1,98(lg20 += tpc pL , dB ( 2.42 ) zaś dla odśrodkowych )(lg20lg20)1,98(lg20296 2

rktpc tanSQpL −++= , ( 2.43 ) gdzie : a � promień wirnika w cm , rt - jego zewnętrzna szerokość w cm,

43−= tk pQnS - wyróżnik pompy , n � obr / min.

Notowane poziomy hałasu w cieczy nie są małe i powodują na ogół silne wtórne wibracje rurociągów. Dla przykładu pompa zębata o wydatku 20 l/min , 2102 −⋅=ε i średnicy króćca wylotowego d = 2,4 cm daje poziom hałasu 180 dB. Jak widać jest to niemało.

2.3.8. WENTYLATORY I DMUCHAWY Wentylatory i dmuchawy mają zastosowanie w przemysłowych instalacjach nadmuchu, wyciągu oraz dostarczania dużych ilości powietrza i gazu do instalacji chemicznych. Ich działanie polega na osiowym lub radialnym przyspieszeniu ruchu czynnika za pomocą wirnika, do którego dostarczana jest moc mechaniczna. Generacja hałasu w wentylatorach ( osiowych i promieniowych ) odbywa się tu dwoma drogami, mechaniczną i aerodynamiczną. Przy normalnie stosowanych technologiach wykonawczych hałas wywołany pracą części mechanicznych ( łożysk , wirnika ) zależny jest od prędkości obrotowej łopatek. Hałas aerodynamiczny, początkowo współmierny z hałasem mechanicznym, staje się dominujący dla prędkości obrotowej łopatek większej od 115 −⋅sm . Zasadniczo są dwie przyczyny powstawania hałasu aerodynamicznego :

- hałas szerokopasmowy powstaje na skutek formowania się wirów na łopatkach i elementach kierujących struga gazu, a także w śladzie strugi za tymi elementami,

- hałas dyskretny widmowo powstaje w wyniku współdziałania części ruchomych z nieruchomymi wentylatora, tj. łopatek wirnika i języka wylotowego wentylatorów promieniowych oraz łopatek i aparatu kierującego wentylatorów osiowych. Częstość podstawowa składowych dyskretnych zależy od liczby obrotów i liczby łopatek wirnika i układu kierującego. Tak więc mamy częstości podstawowe dla wirnika

fw = łw f0 ,

dla układu kierującego fk = łk f0 , z tytułu oddziaływania wirnik � układ kierowniczy fod = łw łk f0 ,

oraz częstotliwości kombinacyjne fod � fw , fod � fk [ 31 , r. 3.4 ] .

Istnieje wiele różnych metod oceny i wyników badań hałasu wentylatorów,

promieniowanego w instalacje powietrzną . w większości przypadków poziom mocy LN wyrażony jest w funkcji mocy napędu Nm w W , sprężu H w mm H2O i wydatku Q w m3 / s. Dla wielu obliczeń akustycznych hałas ten może być oszacowany z wzoru ( z dokładnością ± 4 dB )

HQLn lg20lg1060 ++≅ ( 2.44 ) lub HNL mN lg10lg1080 ++= , dB .

Natomiast wg danych radzieckich [ 41, r.12 ] poziom ten dogodnie jest szacować z wzoru QHLN lg10lg2550 ++= , dB. ( 2.45 ) Przy dokładnych obliczeniach niezbędny jest rozkład mocy hałasu wentylatora w poszczególnych pasmach widmowych, najlepiej w oktawach. Oktawowe poziomy mocy uzyskamy odejmując od ostatnich wzorów poprawki odczytane z wykresu na rys. 2.11.

Rys. 2.11. Wykres poprawek dla oktawowego widma mocy wentylatorów Podobny charakter pracy mają dmuchawy i sprężarki wirnikowe. Przy liczbie obrotów rzędu 2000 ÷ 4000 na minutę w celu obliczenia poziomu mocy na wlocie lub wylocie stosuje się wzory jak dla wentylatorów. Przy wyższej liczbie obrotów, rzędu 10 ÷ 15 tysięcy na minutę, z dostateczną dokładnością można stosować wzór VLN lg553 += , dB Dla sprężarek z napędem za pomocą turbiny gazowej odpowiedni wzór wg Kuzniecowa [ 41, r.12 ] ma postać mN NAL lg10+= , dB gdzie A = 105 dla turbin z izolacją cieplną oraz A= 113 bez izolacji , zaś Nm � moc napędu w W, tzn.. moc hałasu takich sprężarek będzie rzędu 120 dB i więcej, a więc będzie przewyższała 1 W mocy akustycznej . Są to już prawdziwe problemy przy redukcji hałasu takich maszyn.

2.3.9. TURBOZESPOŁY

Chociaż czynnikiem roboczym jest tu para o wysokiej temperaturze, to mechanizm generacji hałasu jest prawie identyczny jak poprzednio z dwoma dodatkowymi

T a b e l a 2.5

Poziomy dźwięku w dB ( A ) turbozespołów BBC w odległości 1 m od korpusu [ 34 ]

Moc turbiny MW

Poziom dźwięku w okolicy części turbiny w dB (A) Poziom ogólny dB (A)

wysoko- prężna

średnio- prężna

nisko- prężna

gene- rator

wzbud- nica

85 86 87 88 91 90 89 90 90 90 88 88 91 89 88

100 150 300

87 90 89

Średnio 88 88 89 89 90 89 źródłami [ 34, r. 4 ] . Pierwszym są zawory regulacyjne, które są źródłem silnych zawirowań strugi pary. Można je uporządkować za pomocą specjalnych wkładek. Drugim dodatkowym źródłem hałasu wysokoczęstościowego ( 15 ÷ 20 kHz ) są uszczelnienia labiryntowe. Jeśli chodzi o szacowania analityczne poziomu hałasu turbozespołów, to dotychczas nie ma takowych. Są jedynie wyniki pomiarów i ich uogólnienia, z których warto przytoczyć tab. 2.5. Jak widać z tabeli są to poziomy rzędu 90 dB ( A ), zważywszy zaś na tendencje zwiększenia mocy jednostkowych do 500 M i 1 GW, można przypuszczać, że poziomy te nie spadną mimo zastosowania nowoczesnych rozwiązań antyhałasowych.

2.3.10. MASZYNY I URZĄDZENIA DO OBRÓBKI MATERIAŁÓW Wielka różnorodność maszyn obróbczych i rozmaitość operacji wykonywanych przez pojedynczą maszynę ( np. obrabiarkę uniwersalną ) jest przyczyną , dla której nie da się ustalić w prosty sposób ogólnych wzorów na określenie ich poziomu hałasu. Poziom ten zależnie od typu maszyny i rodzaju wykonywanej operacji zawiera się w granicach 80 ÷ 120 dB ( A ) . Rodzaj pracy każdej maszyny można podzielić co najmniej na dwie klasy : bieg jałowy i bieg roboczy. Hałas emitowany podczas biegu jałowego przyjęto nazwać hałasem własnym w odróżnieniu od hałasu technologicznego występującego podczas właściwej pracy. W pierwszym przypadku za generację hałasu odpowiedzialna jest sama maszyna, zwłaszcza jej linia napędu.

T a b e l a 2.6

Poziom hałasu maszyn i urządzeń ręcznych w przemyśle metalowym i drzewnym [ 41 , 40 ]

( silnik , przekładnie , łożyska ) . W drugim przypadku generacja hałasu następuje w sprzężeniu z realizowanym procesem i obrabianym materiałem ( drgania narzędzia, materiału, otoczenia ) , co w większości daje wyższe poziomy niż dla hałasu własnego. W tabeli 2.6 podano poziomy hałasu mierzone w odległości 1 m od różnych maszyn i urządzeń obróbczych. Jak widać z tabeli, największym hałasem cechują się piły tarczowe

i narzędzia pneumatyczne, ponadto można zauważyć, że większość z tych maszyn może być powodem zagrożenia zdrowia pracowników, gdyż Lp > 85 dB ( A ) . 2.3.11. HAŁAS W TRANSPORCIE I ŚRODOWISKU CZŁOWIEKA

Różnorodność środków technicznych używanych przez człowieka w warunkach poza produkcyjnych jest tak wielka, że można zaledwie zarysować problem hałasu w tym przypadku. Do największych producentów hałasu należą tu środki transportu drogowego, szynowego i powietrznego. Co gorsza obserwuje się stałe tendencje wzrostowe zarówno poziomu hałasu indywidualnego urządzenia, jak i ilości używanych pojazdów, samolotów itp.

Rys. 2.12. Poziomy hałasu w różnych środkach transportu mierzone na miejscu pasażera ( poziomem LeqA ) wg [ 42, r.5 ]

Rys. 2.13. Statystyczne zobrazowanie całodobowego zagrożenia hałasem w 18 różnych miejscach USA. Podobne zakresy poziomów dotyczą przekroczeń 99 %, 90 %, 50 % , 10 %, 1 % czasu ekspozycji [ 43, r.9 ] . Pamiętać zaś tu trzeba, że środki te stanowią zagrożenie hałasowe dla samych użytkowników ( pasażerów ) oraz dla otoczenia. Aby zdać sobie sprawę z zakresu zagrożenia, warto przeanalizować rysunki 2.12 i 2.13 , przedstawiające poziomy hałasu wewnątrz środków transportu i na zewnątrz ( wg danych amerykańskich ). Jak widać z rysunków, najmniejsze zagrożenie hałasem dla pasażera występuje w metrze, zaś największe na motocyklu. Z kolei największą średnią dawkę hałasu otrzymuje mieszkaniec śródmieścia dużych miast 80 dB (A),natomiast na farmie dawkę rzędu 37 dB (A). Są to dane z lat siedemdziesiątych; dzisiaj można się spodziewać kilku dB (A) więcej. Widać więc z powyższego, że można i trzeba o hałasie myśleć i mówić jako o zanieczyszczeniu środowiska ( environmental noise polution ). Warto się przyjrzeć tej sprawie w naszych warunkach krajowych.

2.3.12. ZAGROŻENIE HAŁASEM W KRAJU

Zagadnienie to omawia na 300 stronach wydany w 1984 r. przez Komitet Akustyki PAN raport � Zagrożenie hałasem i wibracjami w Polsce � pod redakcją prof. Z. Engla z AGH � Kraków [ 44 ] oraz w pracy Lipowczana [ 119 ] . Odsyłając zainteresowanych T a b e l a 2.7 Syntetyczne zestawienie zagrożenia hałasowego środowiska w kraju [ 44 ] ; LA50 � poziom hałasu przekroczony w 50 % czasu ekspozycji

Szczegółami do tej interesującej pozycji popatrzmy na syntetyczną tabelę 2.7 zestawioną na tej podstawie. Jak widać z tabeli, sytuacja nie jest wesoła i zamieszczone tam dane po skonfrontowaniu z normami ( patrz następny rozdział ) wołają o natychmiastową poprawę.