COMBATEREA ZGOMOTULUI SI VIBRATIILOR LA MASINII SI INSTALATII

6.1. Compresoare

6.1.1. Sursele de zgomot si vibratiile compresoarelor. Zgomotul produs de compresoare provine de la ventilele sau supapele de refulare si aspiratie, circulatia gazului supus compresarii, motorul de antrenare ( electric sau cu combustie interna ) , sistemul de ungere si lagare. Zgomotul generat de ventilele si supapele de refulare si aspiratie se datoreaza aparitiei fortelor de impact la inchiderea brusca a acestora, precum si comprimarii si destinderii bruste a gazului. Circulatia gazului supus comprimarii reprezinta de asemenea o sursa importanta de zgomot, ca urmare a aparitiei turbioanelor in curentul de gaz, mai ales in zona supapelor de aspiratie si de refulare si datorita pulsatiei curentului de gaz in cazul compresoarelor cu piston. Sistemul de ungere produce un zgomot care adesea este separator, componenta spectrala a acestuia depinde de tipul sistemului de ungere. In cazul ungerii prin barbotare zgomotul se datoreste aparitiei turbulentei in uleiul de ungere, iar in cazul ungerii cu ajutorul pompelor, zgomotul este influentat de modul de comportare din punct de vedere hidrodinamic a sistemului de conducere.

MOTORUL ELECTRIC DE ANTRENARE GENEREAZA UN ZGOMOT ALE CARUI COMPONENTE SUNT:

1. zgomotul mecanic, ca urmare a aparitiei fortelor de ciocnire si de frecare2. zgomotul turbionar cauzat de circulatia fortata a aerului de racier,3. zgomotul electromagnetic, ca urmare a fortelor electromagnetice alternative.

Zgomotul mecanic este generat ca urmare a neechilibrarii rotorului, aparitia fortelor de impact si de frecare in lagare si de vibratia periilor. Nivelul zgomotului periilor creste odata cu cresterea turatiei rotorului si a numuarului de lamele. Zgomotul turbionar este generat de sistemul de racier al motorului si chiar de rotorul motorului electric. De obicei, racirea se asigura cu ajutorul unui ventilator centrifugal si in acest caz zgomotul are caracteristicile acestuia. In cazul introducerii aerului de racier de-a lungul rotorului, acesta se comporta, datorita prezentei crestaturilor, ca un ventilator centrifugal. Acest zgomot are un character armonic, iar frecventa componentei fundamentale este egala cu produsul dintre turatia rotorului, in rot/s si numarul de crestaturi ale acestuia. Intrarea in rezonanta a aerului existent in golurile si orificiile rotorului si statorului masinii genereaza de asemenea un zgomot turbionar. Zgomotul electromagnetic, se datoreste pulsatiei campului electromagnetic in intrefierul masinilor electrice, care determina vibratia elementelor componente ale masinii respective. Nivelul de zgomot poate creste mult daca in intrefier apar campuri magnetice parasite cu frecventa unghiulara egala cu aceea a campului principal, ca de

exemplu in cazul motoarelor asincrone.

6.1.2 Combaterea zgomotului si vibratiilor la compresoarele cu piston stationare IN CAZUL COMPRESOARELOR DE AER CU PISTON STATIONARE ZGOMOTUL SE POATE COMBATE APLICAND UN COMPLEX DE MASURI CARE CONSTA IN:

1. montarea unui atenuator de zgomot activ la gura conductei de admisie;2. intercalarea pe conducata de reflulare, in vecinatatea cilindrului, a unui

atenuator reactie, in vederea pulsatiilor curentului de aer;3. invelirea conductelor de refulare si de admisie cu material fonoizolant;4. suspendarea elastica a conductelor de peretii incaperii;aplicarea tratamentului acustic pe peretii incaperii.

Pentru a combate zgomotul de la gura de aspiratie se poate utilize un attenuator de tipul celui reprezentat in figura 6.1.1. Acest atenuator este utilizat la compresiaorele cu piston produse de firma Atlas-Copco (Suedia) si consta dintr-un rezervor cu un volum determinat, care comunica cu conducata de admisie, legatura cu atmosfera facandu-se printr-un tub Venturi. Experimentarile effectuate au aratat ca in afara de o buna atenuare a zgomotului, prezenta atenuatorului nu micsoreaza performantele compresorului. Zgomotul provocat de pulsatiile curentului de aer din conducata de refulare se poate combate prin intercalarea pe conducata a unui atenuator de tip reactiv simplu , reprezentat in mai multe variante in fig. 6.1.2. , a, b, c, d, sau combinat de tipul celor reprezentate in fig. 6.1.3., a, b.

Fig. 6.1.1.Atenuator de zgomot Fig. 6.1.2. Atenuatoare reactive de tip Atlas-Copco montat la gura simple care se instaleaza de de aspiratie a compresoarelor conducata de refulare. cu piston.

Pentru a impiedica propagarea in mediul inconjurator a zgomotului provocat de vibratia peretilor conductei de refulare, se prevede invelirea acestia cu material fonoizolant. ( fig. 6.1.4 ).

Pentru areduce vibratiile conductelor de aspiratie si de refulare este obligatory asamblarea lor pe suporturi elastice. Se recomanda de asemenea ca imbinarile intre conducte sa se efectueze prin elemente elastice ( fig. 6.1.5.).

In figura 6.1.6. este reprezentat modul de comportare in diferite situatii a unei asemenea imbinari elastice. La filiala din Leningrad a institutului de cercetari in constructii de utilaje chimice s-au conceput atenuatoare de zgomot de tip reactiv destinate spre a combate zgomotul din conductele de aspiratie ale compresoarelor cu piston tip VU-3/8, 1 VV -10/8 si V-18/8 ( fig. 6.1.7.).

CARACTERISTICILE PRINCIPALE ALE ATENUATORULUI REALIZAT SUN URMATOARELE:

1. Diametrul conductei de aspiratie 1: d= 150mm2. Diametrul atenuatorului: De= 4d3. Lungimea atenuatorului: L1 = 2 De

4. Cote :ln1=2,5 d ln2=2d; h= 1,5 d; R= 1,5 De

L2 = 2/3 L1 D1 = 2d; d0 = 0,2 d

Atenuatorul se executa din tabla de otel cu grosimea de 2 mm. Realizarea constructive a carcaselor fonoizolante si a celorlalte solutii de combatere a zgomotului la compresoarele mici stationare este in functie de modul de actionare al compresoarelor (fig. 6.1.8.).

In cazul carcasarii fonoizolante a unui compressor antrenat cu motor Diesel apar o serie de conditii suplimentare ca necesitatea racirii motorului, a combaterii zgomotului crescut de esaparea gazelor de ardere etc. Complexul de masuri care se aplica in acest caz este reprezentat in figura 6.1.9.

Fig. 6.1.10. Constructia atenuatoarelor de Fig.6.1.11. Compresoare Atlas-zgomot la admisia si evacuarea aerului de Copco prevazute cu carcaseracire la o carcasa fonoizolanta a unui fonoizolante.compresor:1-perete fonoizolant; 2-atenuator de zgomot la admisia de racier; 3- conducta de admisie a aeruluiin compresor; 4- atenuator de zgomot la evacuarea aerului de racire; 5-usa de acces.

In figura 6.1.10. sunt reprezentate cateva detalii cu privire la executarea atenuatoarelor de zgomot la admisia si evacuarea aerului de racire. Vederea generala a unor compresoare cu piston Atlas- Copco prevazute cu carcase fonoizolante este reprezentata in fig. 6.1.11.

O masura generala de reducere a nivelului de zgomot si vibratii la compresoare consta in amplasarea acestora pe fundatii sau suporturi elastice. In fig. 6.1.12. este prezentat un exemplu de amplasare a unui compresor cu cilindrii in V pe reezeme vibroizolanate.

Combaterea zgomotului la turbosuflante si turbocompresoare

ZGOMOTUL GENERAT DE TURBOSUFLANTE SI TURBOCOMPRESOARE SE POATE COMBATE APLICAND UN COMPLEX DE MASURI CONSTAND DIN:

1. montarea la conducata de aspiratie a unor atenuatoare active ( prin absorbtie )2. tratarea conductelor de aspiratie si de refulare cu chit antifonic sau invelirea lor

cu un material fonoizolant ( fig. 6.1.4)3. tratarea carcasei turbosuflantelor si a turbocompresoarelor cu chit antifonic4. aplicarea pe multiplicatorul de turatie al compresoarelor a unei carcase

fonoizolante, fonoabsorbante5. intercalarea intre doua compresoare alaturate a unor ecrane tratate acustic pe

ambele fete6. carcasarea vanelor cu carcase fonoizolante si fonoabsorbante7. carcasarea fonoizolanta , acolo unde este posibil a motorului electric de

antrenare. Pentru atenuarea zgomotului generat la gurile de aspiratie se pot utilize atenuatoare de tipul celor prezentate in fig. 6.1.13, a, bb

Fig 6.1.13. Atenuatoare de zgomot active care se pot monta la gura conductelor de aspiratie:

1- ecran; 2- material fonoizolant; 3- corp; 4- tub Venturi. Carcasarea fonoizolanta a turbosuflantelor este o solutie destul de des utilizata I strainatate. Un exemplu de carcasare fonoizolanta a unei turbosuflante realizata de firma Demag ste reprezentata in fig. 6.1.14, a, b, unde fig. 6.1.14, a reda reda turbomasina inainte, iar fig. 6.1.14, b dupa carcasarea fonoizolanta. Izolarea fonica a conductelor de aspiratie si de refulare este o solutie eficienta de reducere a nivelului de zgomot generat de turbocompresoare. Astfel in fig. 6.1.15, a, b, este reprezentat un turbocompresor inainte ( fig. 6.1.15, a) si dupa ( fig. 6.1.15, b) izolarea fonica a conductelor de aspiratie si de refulare.

In scopul combaterii zgomotului la Centrala termoelectrica a Uzinei de autocamioane Gorlovka unde era instalat un turbocompresor cu debitul de 500 m³/ min produs de uzina Brno ( R.S.C ), s-a proiectat un system complex de instalatii. Sistemul de combatere a zgomotului ( fig. 6.1.1.6) se compune din atenuatorul 1 montat la capatul conductei de avacuare a aerului , atenuatorul 2 de tip camera la aspiratia aerului si izolarea fonica a racitorului de aer 3.

Constructia atenuatorului de la conducata de evacuare a aerului este reprezentata in fig.6.1.17. Atenuatorul consta dintr-un corp cilindric din tabla de otel de 8mm grosime, diametrul exterior al corpului fiind de 720mm, iar inaltimea de 1965 mm. Corpul atenuatorului este impartit in interior in 5 camere, legatura intre aceasta efectuandu-se prin intermediul unor tevi cu diametrul de 58 mm si lungimea de 300 mm. Prin utilizarea acestui attenuator s-a reusit sa se reduca nivelul de zgomot la 98 dB.

Atenuatorul de zgomot utilizat la absorbtia din atmosfera este reprezentat in fig. 6.1.18 unde 1 este grila dela intrare, 2- filtrul de aer, 3- elemente fonoabsorbante. Elementele fonoabsorbante ( fig. 6.1.19) sunt formate din peretii frontali 1 din lemn, materialul fonoabsorbant 2, plasa de sarma 3 si cornierele 4.

Masurile effectuate au aratat ca atenuarile de zgomot realizate la componentele joase si medii variaza intre 36- 55 dB. Ca urmare a aplicarii complexului de masuri prezentate, nivelul de zgomot a scazut in centrala termoelectrica de la 170 dB la 92dB, iar la statia de distributie a energiei electrice de la 74dB la 42 dB.

Combaterea zgomotului la compresoarele mobile In cazul compresoarelor mobile, in afara de compresorul propriu- zis, la ridicarea nivelului de zgomot generat, contribuie intr-o mare masura motorul de antrenare si utilajele pneumatice cu actiune percutanta. Pentru combaterea zgomotului in cazul compresoarelor mobile se procedeaza la carcasarea fonoizolanta a intregului ansamblu motor-compresor. O asemenea carcasa fonoizolanta este astfel conceputa incat permite aspirarea aerului de comprimat si a aerului necesar racirii motorului si compresorului. Conducat de esapare a gazelor arse de la motorul de antrenare, este prevazut si ea cu un attenuator de zgomot.

Un constructor a studiat compresoarele mobile avand debite de 3, 00 respectiv de 4, 50 m³/ min, in cadrul proiectului de dezvolatare intitulat “ Compresoare mobile insonorizante”. Proiectul a aluat in consideratie izolarea fonica a motorului de actionare, reducerea zgomotului de esapare a gazelor si de aspiratie a aerului, diminuarea vibratiilor carterului compresorului si in general diminuarea zgomotului generat de toate celalalte mecanisme ale compresorului. Asa cum se vede in fig 6.1.22 motorul Diesel 1 si compresorul 2 sunt legati prin piesa 3 in care este montat un abreiaj centrifugal avand scopul de a avea o influenta vibroizolanta cu ajutorul atenuatorului 4, avand gura de evacuare 5. Carcasa fonoizolanta este conceputa astfel incat sa se asigure o usoara accesabilitate la subansablurile grupului in cazul unor reparatii de intretinere pentru ungere, controlul filtrelor. Carcasa este rabatabila la cele 2 capete, degajandu-se practice toate elementele grupului motor-compresor. Masurile de zgomot efectuate la compresorul de 4,50 m³/min au aratat ca in varianta neinsonorizanta, la presiunea aerului de 7 kg/cm² nivelul de zgomot a fost de 83,5dB, in varianta insonorizata la aceeasi presiune a aerului, 70dB, iar la mers in gol 62 dB.

O alta varianta de compresor mobil silentios este reprezentat in figura 6.1.23. despre un compresor cu debitul de 4 m³N/min, la care ca urmare a masurilor de insonorizare, s-a redus nivelul de zgomot de la 85 la 79 dB.

Masini si instalatii electrice

Masini electrice rotative Zgomotul produs de masinile electrice rotative rezulata din suprapunerea mai multor componente de la natura diferita cum ar fii zgomotul mechanic, zgomotul turbionar si zgomotul magnetic. Zgomotul mechanic are drept cauz neechilibrarea pieselor in rotatie ale masinii, aparitia fortelor de ciocnire si de frecare in lagare ( zgomotul lagarelor) si vibratia periilor (zgomotul periilor). Zgomotul lagarelor apare ca urmare a faptului ca exacutia si montajul rotorului si lagarelor nu se poate efectua atat de perfect, incat sa nu apara in lagare eforturi dinamice variabile in timp. Zgomotul periilor apare la masinile cu collector si la cele cu inele si depinde de calitatea periilor, a suprafetelor de alunecare, de starea de rodarea a periilor, de modul de ghidare port-perii, de presiunea periilor pe suprafata de contact, si de fenomenul de comutatie. Energia acustica a zgomotului periilor este repartizata de un numar de componente armonice ale unei fundamentale a carei frecventa este in functie de turatia rotorului si de numarul lamelelor colectorului. Zgomotul turbionar provine in general de la ventilatorul masinilor electrice rotative si este cauzat de circulatia fortata a aerului de racire din interiorul masinii. Niveleul de presiune al zgomotului creste rapid cu marirea diametrului si turatiei rotorului, precum si cu micsorarea spatiului dintre rotorul ventilatorului si capacele lagarelor. Ca urmare a faptului ca majoritatea masinilor electrice rotative nu au un sens de rotatie unic, ventilatoarele pentru racire, spre deosebire de cele de tip industrial care au un sens de rotatie, au aripioarele drepte, asezate radial, nerecomandat din puct de vedere aerodinamic. O surasa de zgomot turbionar o constituie rotorul masinilor ca urmare a circulatiei aerului de racire in lungul rotorului. Zgomotul produs are un character armonic, frecventa

componentei fundamentale fiind egala cu produsul dintre turatia rotorului si numarul crestaturilor acestuia. Metodele de combatere a zgomotului masinilor electrice rotative trebuie sa se bazeze pe cunoasterea surselor de zgomot existente si pe ponderea pe care o are fiecare componenta a zgomotului global. La elaborarea solutiilor de combatere a zgomotului trebuie sa se realizeze un compromise intre cerintele acustice, posibilitatile tehnice si aspectele economice, in care rolul hotarator il are costul cerintelor acustice. Solutiile de combatere a zgomotului se refera atat la combaterea directa la sursa , cat si la impiedicarea radiatiei zgomotului in mediul inconjurator.Calea cea mai economica si mai eficace este suprimarea sau reducerea zgomotului la sursa. PRINCIPALELE POSIBILITATI DE NATURA ELECTRICA PENTRU COMBATEREA ZGOMOTULUI LA MASINILE ELECTRICE ROTATIVE SUNT:

1. Alegerea unei astfel de combinatii a crestaturilor astfel incat sa se reduca armonicile campului magnetic. Dificultati in calea acestei optimizarii pot sa apara din punct de vedere a factorului de putere sau a altor parametrii.

2. Reducerea intensitatii campului magnetic prin reducerea intensitatii curentului in circuit de excitatie a motorului. Aplicarea acestei masuri se face cu dificultate, deoarece un motor slab din puct de vedere al campului magnetic, pentru aceeasi putere nominala, va avea dimesiunii mai mari

3. Inclinarea crestaturilor rotorului, schimbarea interfierului sau variatia dimensiunilor crestaturilor rotorului sau statorului.

Dupa cum s-a aratat una din principalele surse de zgomot la masinile electrice o constituie ventilatorul. Nivelul zgomotului generat depinde in mod direct de debitul de aer al ventilatorului si de dimensiunile sale geometrice. Pe baza acestei consideratiuni, a fost realizat un ventilator cu nivel de zgomot redus, avad 2 randuri de palete si care asigura o racire buna a masinii respective ( fig. 6.2.1). Acest tip de ventilator se deosebeste de ventilatorul centrifugal de tip obisnuit prin faptul ca pe statorul sau se monteaza un rand de palete auxiliare, cu ajutorul carora se poate compensa depresiunea care se creeaza in curentu de aer care trece in spatele paletelor din randul principal. Asupra nivelului de zgomot generat de ventilator are influenta si orientarea paletelor sale. In figura 6.2.2 se prezinta comparativ spectrogramele zgomotului generat de un ventilator cu palete drepte ( curba 1) si de unul cu palete cu profil aerodynamic ( curba 2).

O alta solutie in vederea reducerii nivelului de zgomot produs de ventilator consta in montarea unui attenuator la admisia aerului de racire ( fig. 6.2.3. a) la un motor tip TEFC. Comparand spectrul zgomotului cu si fara attenuator, se constata ca nivelul zgomotului este redus la componenetele peste 300 Hz ( fig.6.2.3) cu maximum 12 dB. O varianta modificata a acetei solutii aplicata la motorul TEFC-DS, este reprezentata in fig. 6.2.4. La unele tipuri de masini electrice rotative se pot monta atenuatoare de zgomot atat la admisia, cat si la refularea aerului de racire (fig.6.2.5), unde cifrele superioare reprezinta nivelurile de zgomot inainte de montarea atenuatorului, cifrele incercuite atenuarile realizate, iar cifrele inferioare nivelurile dupa montarea atenuatorului. In fig. 6.2.6 este reprezentata o vedere a unui asemenea motor prevazut cu 2 atenuatoare.

In cazul in care scaderile nivelului de zgomot realizate de atenuatoare se dovedesc a fii insuficiente se pot utilize carcase fonoizolante si fonoabsorbante.In acest caz zgomotul se propaga de la surasa la mediul inconjurator prin ( fig.6.2.7) peretele carcasei 1, orificiile mici existente 2, gaurile pentru circulatia aerului de racire 3, legaturile existente intre masina si carcasa 4, arboreal masinii si peretele carcasei 5, arboreal masinii 6, interstitial dintre arbore si peretele camerei 7, fundatia si peretele carcasei 8 si prin fundatia si pardoseala 9.

La unele masini de mare putere, pentru a asigura circulatia aerului de racire poate sa apara necesitatea utilizarii unui ventilator special ( fig. 6.2.11). Zgomotul lagarelor se poate combate cunoscand cauzele care genereaza aceste fenomene. Astfel, in cazul lagarelor de alunecare, pentru ca aceasta sa functioneze silentios, este necesar ca ele san u fie supraincarcate, si de aceea se recomanda ca lagarele sa fie supradimensionale fata de rezultatele obtinute in calcule.

Masinile electrice stationare ( transformatoare )

Spre deosebire de actiunea nociva a zgomotului asupra omului care se gaseste in plin process de productie, zgomotul in perioada de odihna are o actiune mult mai jenanta si cu urmari mai grave, chiar daca nivelul zgomotului este mai redus. ZGOMOTUL ACRE IA NASTERE IN MIEZUL TRANSFORMTOARELOR ESTE GENERAT DE DOUA CAUZE PRINCIPALE :

1. Efectul de magnetostrictiune, care este legat de modificarea fluxului in tolele miezului, ceea ce produce variatia tolelor miezului simultan cu modificarea polaritatii. Acest effect depinde de permeanta tolelor, de rectinialitatea lor si de alte caracteristici. Teoretic este posibil sa se utilizele tole, dintr-ul aliaj special cu un effect de magnetostrictiune minim, totusi folosirea lor este ulterior limitata datorita caracteristicilor mecanice si magnetice necorespunzatoare.

2. Efectul campului transversal, care se manifesta prin modificarea campului magnetic si straturile miezului si in imbinari generand vibratii datorita apropierii

sau respingerii alternative a acestora, cu o frecventa egala cu dublul frecventei curentului de alimentare.

In figura 6.2.12 sunt reprezentate schematic sursele de zgomot la diferite tipuri constructive de alternatoare. Zgomotul produs de transforamtoare se poate reduce in etape diferite incepand de la proiectare pana la montarea sa in statie, utilizand metode avand eficiente diferite. Reducerea zgomotului transormatoarelor se poate realize fie actionand direct asupra surselor, fie impedicand propgarea zgomotului in mediul inconjurator. Pentru diminuarea zgomoului produs prin magnetostrictiune este necesara reducerea inductiei in coloane si juguri. Aceasta are insa ca urmare o crestere insemnata a costului transformatorului, datorita cresterii cantitatii de otel utilizata, pretul de cost fiind cu atat mai mare, cu cat nivelul initial al zgomotului transformatorului si puterea acestuia sunt mai mici.

In figura 6.2.13 este prezentata variatia costului relativ al transformatoarelor in functie de nivelul de zgomot. Diminuarea zgomotului magnetic, zgomot avand o pendere redusa la transformatoarele cu mare putere, se obtine prin micsorarea fortelor de natura magnetica care apar la joanturi, prin utilizarea in exclusivitate a tabllelor omogene cu acealeasi proprietati magnetice si mecanice, cu strangerea corespunzatoare, precum si prin imbinarea oblica a acestor table care au ca urmare si o reducere a pierderilor de fier. Nivelul de zgomot produs de miezul ferromagnetic se poate reduce impiedicandu-se transmiterea sa intr-o prima faza, la nivelul cuvei, prin amplasarea unei bariere fonoabsorbante in interiorul cuvei si alezand partea decuvabila pe garniture elastice.

Masuratorile effectuate pe transformatoare de 60 si 400 kVA au aratat ca prin asezarea partii decuvabile a transformatorului s-a obtinut o reducere a nivelului de zgomot de 4-5 dB, iar prin utilizarea si a unor bariere fonoabsorbante in interiorul cuvei, nivelul de zgomot a scazut cu 24-25 dB. In figura 6.2.14 se indica modul de diminuare a nivelului de zgomot produs de un transformator prin instalarea in cuva a barierelor fonoizolante si prin asezarea partii decuvabile pe amortizoare.

Asezarea miezului in cuva pe elemente amortizoare impiedica transmiterea zgomotului la fundul cuvei. Trebuie sa se aiba in vedere san u existe punti de transmitere a vibratiilor la capac si la treceri. Zgomotul care se propaga prin ulei ajunge la peretii cuvei, de unde radierea sa in mediul inconjurator poate fii impiedicata prin aplicarea cu o anumita forta de apasare, a unor amortizoare din tesatura metalica, care pot impiedica oscilatia libera a peretilor ( fig. 6.2.15 si 6.2.16). Forta de apasare necesara a amortizoarelor se poate determina experimental. Unul din procedeele eficace si uneori ieftine pentru combaterea zgomotului transformatoarelor, prevede utilizarea carcaselor fonoizolante cu peretii de otel, care imbraca cuva trasformatorului. Ca rezultate se obtine o cuva cu pereti dubli, intre care se introduce material fonoabsorbant. Radiatoarele si dispozitivele de racire din exteriorul cuvei se prind cu elemente elastice de cuva. Carcasa fonoabsorbanta are numai legaturi elastice cu cuva transformatorului, pentru a impiedica transmiterea directa a vibratiilor. Ea este prevazuta cu gauri de acces pentru dispozitivele de ridicat si de transportat. Carcasa nu trebuie sa acopere bornele, iar indicatorul nivelului de ulei se instaleaza in afara carcasei izolante.

Instalatii electrice

O alta sursa de zgomot in statiile de distributie de inalta tensiune sunt intrerupatoarele cu jet liber. Caracteristica zgomotelor produse de acesta instaltie consta in acea ca au o durata scurta , actionand doar in momentul conectarii sau deconectarii intrerupatorului. In perioada in care intrerupatorul este conectat sau deconectat zgomotul este absent. Zgomotul generat de aceste instalatii este nociv tocmai datorita caracterului de impuls al cestuia, urechea fiind mai mult afecatata de zgomotele impulsive decat de cele cu character continuu. In cazul intrerupatoarelor cu jet liber sursa principala de zgomot o constituie suflarea intervalului disruptive cu ajutorul unui jet de aer comprimat. Reprezentarea schematica a tuturor surselor de zgomot este redata schematic in figura 6.2.21, conform cercetarimor effectuate in cadrul firmei AEG. Pentru ca jetul de aer sa produca un zgomot minim, s-a derminat pe cale experimentala sectiunea optima de admisie a fantei d ( fig. 6.2.22).

Zgomotele de franare mecanica ale tijei de conectare au fost reduse prin aceea ca tija nu se izbeste de o masa solida, ci este franata elastic de o perna de aer reglabila. Pentru a reduce numarul orificiilor de evacuare pentru diferitele ventile si actionari ale capului de conectare, care s-ar comporta toate in mod similar ca surse de zgomot din ajutaj, in mijlocul capului de conectare a fost prevazut o camera de evacuare centrala 8 ( fig. 6.2.23.), in care ajung toate canalele de evacuare ale capului de conectare. Ca urmare a masurilor complexe de atenuare a zgomotului, s-a obtinut o atenuare substantiala a zgomotului atat la nivel global, cat si pe compartimente ( fig.6.2.24)

Masini unelete Sursele de zgomot si vibratiile masinilor unelete

Cauzele care genereaza zgomotele si vibratiile la masini unelte aschietoare sunt multiple.Ele pot fii direct legate de specificul constructiei utilajului, generate de procesul de aschiere sau pot fii independente de ea ( fig. 6.3.1). Vibratiile legate de specificul constructiei utilajului sunt dependente de solutia constructive data,de dimensionarea unor elemente componente,de erori de executie si de montaj, de comportarea materialului utilizat pentru executarea unor piese componente ale utilajului si de alte surse de vibratii care nu sunt generate nemijlocit de procesul de aschiere ca de exemplu neechilibrarea pieselor de prelucrat.

DINTRE SURSELE DE VIBARATII LEGATE DE PROCESUL DE ASCHIERE DISTINGEM:

1. Vibratii generate sau favorizate de scula, respective de forma, prinderea si parametrii geometrici ai sculei. Influenta formei sculei asupra stabilitatii sculei rezulta in fig. 6.2.3 unde sunt trasate curbele de demarcatie dintre zona stabile sic ea instabila, in functie de viteza de aschiere si diametrul piesei de prelucrat. Influenta asezarii sculei asupra stabilitatii este reprezentata in fig. 6.3.3 pentru o masina de frezat, in functie de latimea d si de adancimea h de aschiere. Modul cum influenateaza asupra stabilitatii masinii sistemul de prindere a sculei, se poate urmari in fig. 6.3.4 , unde pentru 1-2 granita de stabilitate nu apare pentru adancimi care nu se pot realize in practica.

2. Vibratii generate de piesa de prelucrare. Modul cum influenteaza asupra granitei de stabilitate lungimea piesei de prelucrat la un strung, este reprezentat in fig. 6.3.5. Analiza cazurilor a,b,c din fig. 6.3.5 arata influenta pozitiva a scaderii masei si a cresterii rigiditatii piesei de prelucrat.

3. Vibratii generate de interdependenta dintre scula si piesa in momentul taierii aschiei ( autovibratii) si care apar ca urmare a procesului de acshiere.

Limitarea zgomotului si vibratiilor prin solutii constructive In cazul strungurilor, pinola este una din piesele cele mai solicitate la vibratii in timpul procesului de aschiere. In vederea micsorarii acestor vibratii, o exeperienta interesanta a fost efectuata de Tlusty cu o pinola avand o consola foarte mare ( 140 mm) si la care sectiunea circulara a fost frezata lateral in doua parti ( fig. 6.3.6). Prin aceasta se obtine o anumita dirijare a orientarii vibaratiei in functie de rotirea pinolei in papusa mobile. Masinile de frezat reprezinta un caz mukt mai complex decat strungurile, intrucat exista mai multe muchii aschiatoare care participa la aschiere si fiecare din aceste muchii au o alta directie a fortei de aschiere si a cuplului maxim ( fig. 6.3.7). Granita de stabilitate a unei scule cu mai multe taisuri depinde si de faptul a daca directia de orientare nefavorabila se aflat in mijlocul arcului de cerc de atac (fig. 6.3.7 a) sau la marginea lui ( fig. 6.3.7, b). In primul caz toate muchiile se afla intr-o situatie nefavorabila, iar in al doilea caz ele vor varia intre situatia favorabila sic ea nefavorabila, ceea ce va asigura o mai mare stabilitate la schiere.

In cazul frezarii ca si in cazul strungirii ondulatiile ramase de la prelucrarile anterioare au un efect negativ. In vederea imbunatatirii conditiilor de stabilitate la masinile de frezat se recomanda utilizarea unor freze cu pas variabil. Analizandu-se o freza cu z= 16 dinti la care pasul avea doua valori care altreneaza si la care sunt in raportul 9/8 si comparandu-se cu o freza similara, insa cu un pas constant, s-a constat o marire apreciabila a stabilitatii pentru turatiile cuprinse intre 30-65 rot/min ( fig.6.3.8) Cu toate ca pana inprezent s-a studiat mai mult masinile de gaurit radiale se poate presupune ca gaurirea la alte tipuri de masini unelete aschiatoare se face in mod similar. Vibratiile apar intr-un singur domeniu sau in mai multe domenii de rotatie. Atunci cand burghiul patrunde in materialul prelucrat, vibratiile se pot produce intr-un plan care trece prin axa burghiului. In cazul masinilor de gaurit radiale se presupune ca rezistenta la incovoiere a cadrului este hotaratoare. Utilizarea unei coloane de otel cu toata capacitatea de amortizare mai mica decat la fonta duce la o reducere a vibratiei. La burghie cu diameter mici ( 12mm) este recomandabil de a se utilize turatii ridicate pentru a se depasi turatia maxima nestabila. In cazul masinilor de brosat vibratiile generate de procesul de aschiere, sunt apropiate de procesele armonice, ceea ce a usurat studierea lor. In cazul actionarii hidraulice aceasta actionare se considera un system elastic independent cu un gard de libertate care face parte din sistemul dynamic al masinii unelte aschiatoare si se studiaza separate. Lichidul care se deplaseaza are o vibratie proprie care apare sub actiunea unor forte excitatoare existente. Vibratiile la brosare apar numai pe anumite portiuni ale cursei. De exemplu in cazul brosarii cu viteza maxima de lucru pentru o cursa de lucru de 400 mm s-au constat vibratii pe sectorul cuprins intre 200-250 mm. In concluzie se poate spune ca la brosare apar uneori vibratii intensive. Una din cauzele principale o reprezinta rigiditatea scazuta al fiecarui dinte al brosei, luandu-se in consideratie lungimea traseului parcurs si vibratiile sistemului elastic, in special a vibratiilor perpendiculare pe directia de avans a sculei.

CA MASURI CONSTRUCTIVE DE COMBATERE SE RECOMANDA:1. Marirea frecventei proprii prin micsorarea masei saniei port-scula sau a masei si a

elementelor care se deplaseaza ca ele2. Marirea frecventei proprii prin marirea rigiditatii. In cazul actionarii hidraulice

rigiditatea coloanei de apa este direct proportionala cu diametrul cilindrilor. Rigiditatea masei poate fii marita prin inlaturarea jocurilor partilor mobile in imbinarile mobile si prin miscarea capacitatii de miscare dinamica.

3. Marirea frecventei vibratiilor fortate prin marirea vitezei de brosare.4. Utilizarea de diferiti amortizori de vibratii. Protectia contra vibratiei se poate obtine pe 2 cai si anume:

Izolarea sursei de vibratii pentru a se limita domeniului de propagare a vibaratiei la subansamblele utilajului (izolare active)

Izolarea utilajului fata de sursele de vibratii exterioare ( izolare pasiva).