книги / Справочник по судовой акустике

лазов статора и ротора. Частоты действия этих сил /, Гд, определяются соответ­ ственно формулами:

где /о — частота сетевого напряжения; г2— число пазов ротора; р — число пар* полюсов основного поля статора; k = ± 1 , ± 2 , ± 3 , ...

В синхронных машинах процесс образования магнитного шума аналогичен процессу, имеющему место в асинхронных двигателях. Магнитные силы, подве'ргающие статор периодической деформации, возникают от интерференции выс­ ших гармонических полей в воздушном зазоре. Закономерности появления обмо­ точных и зубцовых гармоник статора в синхронных машинах точно такие же, как: в асинхронных. Отличие синхронных машин с явно выраженными полюсами от асинхронных обусловлено конструкцией ротора. В синхронных машинах с мас­ сивными роторами высокочастотные составляющие шума значительно ослабляются: увеличенным воздушным зазором между статором и ротором, а также демпфирую­ щим действием массива ротора. Гармоники поля ротора определяются магнитной,

.проводимостью воздушного зазора. Если в явнополюсных синхронных машинах 22 = 2ру получаем следующее выражение для числа пар полюсов гармоник поля, ротора:

машин в кривой поля ротора сохраняются только равнофазные гармоники нечет­ ных порядков, которые могут быть выражены следующим соотношением:

2, 3, ...

Частоты этих сил frt Гц, будут равны fr = 2fQq3, где q3 — 1, 2, 3, ...

Магнитный шум, возбуждаемый основной волной вращения магнитного поля,, с трудом поддается подавлению, особенно в двухполюсных турбогенераторах и. двухполюсных асинхронных двигателях с частотой питающей сети 50 Гц.

В принципе возможно также возникновение магнитного шума вследствие явления магнитострикции, т. е. изменения формы и размеров ферромагнитных пластин под действием периодических магнитных полей. Однако изменение раз­ меров активного железа на звуковых частотах в электрических машинах обычнобывает незначительным, и шум магнитострикции не достигает уровня шума, со­ здаваемого притяжением магнитных масс.

В машинах постоянного тока появление периодических электромагнитных ■сил вызывается периодическим изменением магнитной проводимости воздушного ■зазора под полюсами при вращении зубчатого якоря. Частота магнитного шума

многих факторов внутри машины. Из них наиболее типичные — несбалансиро­ ванные узлы ротора, подшипники качения, щетки на кольцах коллектора.

Уровень дебалансной составляющей шума ЭМ почти полностью зависит от процесса уравновешивания ротора. Тип ЭМ имеет значение только с точки зре­ ния чувствительности к последующим изменениям в распределении массы. Лобо­ вые части катушек двигателей с намотанным ротором особенно легко поддаются ■смещению под действием центробежных сил. Дебаланспый шум проявляется на частоте вращения fBp = д/60.

ГОСТ 12327—66 регламентирует остаточную неуравновешенность для жест­ ких роторов с массой от 3 до 1000 кг. Допустимые уровни вибрации жестких ро­ торов массой более 1000 кг и гибких роторов обычно устанавливаются внутри­ заводскими нормалями.

По ГОСТ 16921—71 для машин массой от 0,25 до 2000 кг установлено восемь классов: 0,28; 0,45; 0,7; 1,1; 1,8; 2,8; 4,5; 7,0. Индекс соответствует максимально допустимой для данного класса вибрационной скорости; например, классу вибра­ ции 0,28 соответствует скорость 0,28 мм/с, классу 0,45 — скорость 0,45 мм/с и т. д.

Дебаланс в ЭМ может значительно изменяться в зависимости от теплового состояния ротора (термический дебаланс). Исследование большого числа ЭМ различных типов показало,.что при тепловой несимметрии ротора в 0,5° С тепло­ вой дебаланс может в 5—6 раз превысить остаточный (механический).

Нескомпенсированный остаточный дебалаис в роторе вызывают в основном следующие факторы: отсутствие монолитности вращающихся обмоток (особенно в машинах постоянного тока и синхронных), что приводит к постоянному измене­ нию остаточного дебаланса как по величине, так и по фазе; неизбежная тепловая несимметрия из-за разной толщины пазовой изоляции; наличие витковых замы­ каний в обмотках возбуждения; различные условия охлаждения, приводящие к тепловому изгибу ротора и т. п. Очевидно, что наиболее точное уравновешива­ ние может быть достигнуто на асинхронных машинах с короткозамкнутыми ро-.

.«торами, у которых 1-я критическая скорость выше рабочей скорости. Быстроход­ ные синхронные турбогенераторы с.массивными роторами и бандажами имеют более высокий остаточный дебаланс, приходящийся на единицу массы ротора, чем асинхронные. Кроме того, синхронные турбогенераторы из-за возможных витковых замыканий в обмотке возбуждения и нарушений в системе охлаждения ротора при эксплуатации .менее стабильны в отношении вибрации (это особенно характерно для роторов с водяным охлаждением).

Якори машин постоянного тока и явнополюсные роторы синхронных машин имеют более высокий остаточный дебаланс, чем рассмотренные ранее машины. Наибольший шум, возбуждаемый дебалаисом, наблюдается у машин с гибкими роторами, у которых рабочая скорость выше 1-й и 2-й критических скоростей ротора. Роторы этих машин особенно чувствительны к тепловой несимметрии и часто требуют тепловой подбалаисировки при работе в номинальном режиме.

Шум, обусловленный двойной жесткостью, проявляется не всегда, однако он может быть существенным, особенно у турбогенераторов. Двойная жесткость возникает из-за того, что большие зубцы в пазовой зоне бочки турбогенератора обусловливают различную жесткость ротора в главных плоскостях изгиба. В течение каждого оборота ротора происходят два полных цикла изменения жест­ кости и соответственно два полных изменения прогиба, что вызывает шум с двой­ ной частотой вращения. В вертикальных машинах этот шум отсутствует.

Иногда цапфы ротора ЭМ выполняются не строго симметричными; тогда центр ротора перемещается относительно оси вращения и вызывает инерционную воз­

мущающую силу, воздействующую на подшипник. Овальность шеек наиболее существенно влияет на уровень шума в крупных быстроходных ЭМ с диаметром шеек 100— 120 мм.

Для подшипникового шума имеет некоторое значение/гип электродвигателя, так как у двигателей различных конструкций характеристики передачи звуковой вибрации и шума различны. Шариковые подшипники с их многочисленными компонентами, имеющими взаимное перемещение, создают шум на многих часто­ тах, пропорциональных частоте вращения внутреннего кольца подшипника, т. е. fx — ktn/6Qt где п — частота вращения вала; kx — коэффициент пропорциональ­ ности для т-й возмущающей гармоники, зависящий от микрогеометрии поверх­ ностей качения и от конструкции подшипника.

Частоты по этим формулам применительно к ЭМ могут быть рассчитаны при­ ближенно. В реальных машинах они могут несколько отличаться вследствие на­ личия многочисленных источников возбуждения, сложности упругой системы машины и действия фазовых соотношений между источниками.

Одним из источников механического шума ЭМ являются щетки и коллектор. При вращении ротора пластины коллектора, ударяя о щетки, возбуждают коле­ бания деталей щеткодержателей и самих щеток. Частоты основных составляющих щеточного шума определяются по формуле

ходится в пределах 1—8 тыс. Гц. Он особенно проявляется в крупных тихоходных (до 350 об/мин) машинах постоянного тока. В машинах с частотой вращения более 1000 об/мин этот шум перекрывается шумами магнитного и аэродинамического происхождения.

Аэродинамический шум. Аэродинамический, или вентиляционный, шум в электрических машинах создается как самим вращающимся ротором и крылат­ кой вентилятор а,,так и воздухом, протекающим через вентиляционные каналы и' воздушные полости машины.

Вентиляционный шум имеет широкополосный спектр частот. Основная ча­ стота шума лопастей вентилятора / вент — пг/60, где г — число лопастей крылатки вентилятора, иногда различима в шуме случайной частоты.

Уровень аэродинамического шума определяется в основном типом вентиля­ тора, а не электродвигателя. Для машин с самовентиляцией, охлаждение кото­ рых осуществляется вентилятором, насаженным на вал машины, уровень аэро­ динамического шума L, дБ, на расстоянии 0,5 м от корпуса может быть определен

§ 8.6. СНИЖЕНИЕ ШУМА ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН

Основные принципы. Борьба с шумом ЭМ в настоящее время ведется по двум основным направлениям. Первое — это снижение возмущающих сил в источнике, второе — снижение Шума на путях его распространения, которое достигается целенаправленным изменением параметров конструктивных элемен­ тов ЭМ (жесткостей, масс и демпфирующих элементов).

В табл. 8.3. дана классификация способов снижения шума ЭМ [3]. К кон­ структивным мерам, снижающим шум ЭМ, относятся: скос пазов ротора элект­ родвигателя; уменьшение размеров подшипников качения; замена шарикопод­ шипников подшипниками скольжения; снижение отношения масс вращаю­ щихся и неподвижных частей машины; изменение профиля лопаток вентилятора; уменьшение частоты вращения ротора машины.

магнитных полей. Достигаемое при этом снижение магнитного шума в машинах малой и средней мощности составляет

(8.6.1)

Р ' 2

где f$]l _ коэффициент скоса; р, — порядок наиболее интенсивной гармоники

одно зубцовое деление (статора или ротора). Магнитный шум и вибрация при этом снижаются на 10— 15 дБ.

Эксцентричный воздушный зазор в машинах постоянного тока позволяет уменьшить магнитную индукцию по краям полюса, т. е. снизить пульсацию маг­ нитного потока и возмущающие силы. Магнитный шум в этом случае уменьшается на 2—5 дБ. Применяя комбинацию скоса пазов и эксцентричного воздушного зазора, можно получить наибольший эффект снижения магнитного шума в ма­ шинах постоянного тока.

Выбор благоприятного соотношения чисел пазов статора и ротора очень ва­ жен для снижения магнитного шума асинхронных электродвигателей. Существует большое количество рекомендаций по правильному выбору этого соотношения па­ зов [2, 3, 8, 11 ]. Однако не может быть универсальных правил, одинаково при­ годных для ограничения магнитного шума машин малых и больших мощностей. Это объясняется тем, что резонансные свойства пакетов железа зависят от размера машин. Поэтому при выборе соотношения гг!г^ с целью снижения магнитного шума необходимо рассматривать отдельно машины малых, средних и больших мощностей.

Для машин постоянного тока применяют ступенчатые полюса, позволяющие снижать магнитный шум на 10— 15 дБ. Для снижения магнитной вибрации иногда рекомендуется также в пазы якорей и роторов забивать магнитные клинья, ко­ торые способствуют более равномерному распределению индукции в воздушном зазоре машины и тем самым снижают возмущающие силы. Установка клиньев позволяет снизить вибрацию в диапазоне зубцовых Частот до 18 дБ; энергетиче­ ские показатели электродвигателя при этом не ухудшаются.

Снижение механического шума. Как указывалось ранее, дебалаисная состав­ ляющая очень часто определяет общий уровень шума ЭМ. Основной способ ее снижения — тщательная статическая и динамическая балансировка ЭМ. Балан­ сировку ротора необходимо выполнять в собственных подшипниках для умень­ шения динамического дебаланса. Целесообразно балансировать ротор в сборе, т. е. тогда, когда иа нем смонтированы все детали— вентилятор, кольца или коллектор и т. д.; в противном случае не может быть гарантирована требуемая точность, даже если монтируемые детали отбалансированы отдельно. Для сниже­ ния шума, вызванного двойной жесткостью ротора, фрезеруют дополнительные пазы (фалынпазы) в больших зубцах.

Ниже будут рассмотрены методы упругой и упругоинерционной защиты от механического и магнитного шума ЭМ.

Радикальным средством снижения шума подшипников является переход на подшипники скольжения. В настоящее время в конструкции ряда крупных машин уже применены подшипники скольжения благодаря их большой нагрузоч­ ной способности и надежности. Однако для машин малой и средней мощности использование подшипников скольжения затруднительно по конструктивным

иэксплуатационным соображениям (в частности, нужна развитая система смазки

идр.).

Проблема снижения шума подшипников включает три самостоятельные за­ дачи: разработку и применение подшипников качения с улучшенными шумовыми характеристиками; вибродемпфирование и амортизацию колебаний, передавае­ мых на корпус машины; создание наиболее благоприятных условий работы под­

шипников в машине.

Опыт электропромышленности показал, что с точки зрения щумности в ЭМ лучше всего применять однорядные радиальные шариковые подшипники;

Рис. 8.16. Гл уш ител и ш ум а самовентилируемой электрической маш ины

ии х эф фективность.

/— машина без глушителя; 2 — машина с глушителем.

Рис. 8.17. Гл уш ите л ь ш ум а электровентилятора и его эф ф ективность.

м иним ального о ткл о н е н и я ее о т цилиндричности. Щ е тко д е р ж а те л ь долж ен быть достаточно ж е стки м , а зазоры м еж ду щ еткой и ко р о б ко й щ еткодерж ателя — м ини­ м альны м и. П одбор щ е то к м я гк и х м арок и хорош ая и х п р и ти р ка м о гу т привести к ум еньш ению ш ум а на 8— 10 д Б .

ЯпЯ А

ш ум мож ет быть сниж ен на 6 — 9 д Б , если зам енить само ве н ти л я ц и ю п р инуд ител ь ­ ной вентиляцией о т постороннего вентилятора . У м аш ин с за м кн у то й самовентЦляцией степень* ум еньш ения ш ум а зависит о т то л щ ины и массы сте н о к возд ухово ­

ны м охлаж дением токоведущ ие ш ины , вы ходящ ие из ко р п у с а , и щ ели в ко р п усе д о л ж ны бы ть тщ ательно уплотнены . Водяное охл аж д е ние по сравнению с во зд уш ­

щ и х значительно снизить' м еханический и м агнитны й ш ум . В результате введения

у п р у ги х подвесок. Эффективность у п р у го й подвески тем больше, чем4меньш е ее

ж е стко сть . Вместе с тем уменьш ение ж есткости подвески может привести к появл е ­

О сновным моментом при определении параметров у п р у го й подвески является выбор собственной частоты / с* К а к известно, для получения сущ ественного эф­ фекта собственная частота подвески долж на отличаться о т частоты возм ущ аю щ ей силы не менее чем в 3 — 4 раза. М иним ально возм ож ное значение / с мож но опр е ­

делить по формуле / с. = 5/1/75, где ô — м аксим альная просадка у п р у го го элемента подвески о т массы статора, ко то р а я не долж на превы ш ать 10% воздуш ного з а ­ зора.

Во избежание резонанса значение / с должно существенно отличаться о т ча­ стоты вращ ения Э М .

П о известной частоте fc определяю т сумм арны й коэффициент ж естко сти в ра ­ диальном направлении: д = 4я 3т / с, где т — масса статора.

циент ж есткости K i та ко го элемента м ож но принять равным /С/2Л/. С д р уго й сто ­ роны, известно, что коэффициент ж есткости та ко й балки определяется по ф ормуле

ний упр уго ине р цио нн ы й ш ум оизолирую щ ий бл ок в общем случае состоит из верх­ него у п р у го го элемента, пром еж уточной массы ц ни ж не го у п р у го го элемента. К пром еж уточной массе крепится у п р у ги й элемент антивибратора с инерционной массой.