Investește în oameni [606585]
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
1
Investește în oameni!
FONDUL SOCIAL EUROPEAN
Programul Opera țional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane 2007 – 2013
Axa prioritar ă 1 „Educație și formare profesional ă în sprijinul cre șterii economice și dezvoltării societății bazate pe cunoa ștere”
Domeniul major de interven ție 1.5. „Programe doctorale și post-doctorale în sprijinul cercet ării”
Titlul proiectului: „Burse doctorale pentru dezvoltare durabila” BD-DD
Numărul de identificare al contractului : POSDRU/107/1.5/S/76945
Beneficiar: Universitatea Transilvania din Bra șov
Universitatea Transilvania din Brașov
Școala Doctorala Interdisciplinar ă
Departament: Inginerie mecanic ă
Ing. Nicolae SÎRBU
CERCET ĂRI PRIVIND SOLICIT ĂRILE DIN CARCASA CUTIEI
DE VITEZE SUMATOARE ÎN VEDEREA REDUCERII
ZGOMOTULUI ȘI ÎMBUN ĂTĂȚIREA SOLU ȚIEI
CONSTRUCTIVE
RESEARCH ON STRAINS OF THE CASE OF THE ADDING BOX IN
ORDER TO REDUCE THE NOISE AND IMPROVEMENT OF THE
CONSTRUCTIVE SOLUTION
Conducător științific
Prof. univ. dr. ing. mat. Sorin VLASE
BRASOV, 2014
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
2 MINISTERUL EDUCA ȚIEI NAȚIONALE
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRA ȘOV
BRAȘOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525
RECTORAT
D-lui (D-nei) ……………. ……………….. ……………….. ……………….. …………….. ……………..
COMPONEN ȚA
Comisiei de doctorat
Numită prin ordinul Rect orului Universit ății „Transilvania” din Bra șov
Nr. 5980 din 26.07.2013
Președinte: Prof. univ. dr. ing. Anghel CHIRU,
Universitatea “Transilvania” din Bra șov
Conducător științific: Prof. univ. dr. ing. mat. Sorin VLASE ,
Universitatea Transilvania din Brasov
Referenți: Prof. univ. dr. ing. Polidor BRATU ,
Universitatea „Dunărea de Jos din Galați
Prof. dr. ing. Iuliu NEGREAN ,
Universitatea Tehnic ă din Cluj-Napoca
Cercet. st. pr. I, dr.mat. Veturia CHIROIU ,
Institutul de Mecanica Solid elor al Academiei Române
Data, ora și locul sus ținerii publice a tezei de doctorat: 15.02.2014, ora 12:00 ,
Colina Universit ății, corp C, sala CP8
Eventualele aprecieri sau observa ții asupra con ținutului lucr ării vă rugăm să le
transmiteți în timp util, pe adresa: [anonimizat]
Totodat ă vă invităm să luați parte la ședința publică de susținere a tezei de
doctorat.
Vă mulțumim.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
3
CUPRINS
Pag.
INTRODUCERE ……………………………………………………………………………………………… 9
OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT ………………………………………………………… 12
1 STADIUL ACTUAL AL CUNOA ȘTERII ÎN DOMENIUL ZGOMOTULUI
STRUCTURAL AL AGREGATELOR TRANSMISIILOR MECANICE
ALE AUTOVEHICULELOR. SOLU ȚII CONSTRUCTIVE, TENDIN ȚE
MODERNE ÎN VEDEREA REDUCERII ZGOMOTULUI
STRUCTURAL AL ACESTORA ……………………………………………………………………. 14
1.1 Caracteristici de baz ă ale gener ării zgomotului și vibrațiilor în agregatele
transmisiilor mecanice …………………………………………………………………………….. 15
1.2 Solu ții privind reducerea nivelului de zgomot în agregatele transmisiilor
autovehiculelor ………………………………………………………………………………………. 16
1.2.1 Modificarea parametrilor constructi vi ai angrenajelor cilindrice din
transmisii ………………………………………………………………………………………. 16
1.2.1.1 Calculul angrenaj elor cilindrice ……………………………………….. 19
1.2.1.2 M ăsurări de zgomot pe cutiile de viteze etalon, modificat ă
și nemodificat ă ………………………………………………………………. 19
1.2.1.3 Analiza și compararea rezultatelor m ăsurărilor de zgomot
efectuate ……………………………………………………………………….. 20
1.2.2 Solu ții privind reducerea nivelului de zgomot în agregatele
transmisiilor autovehiculelor ………………………………………………………….. 22
1.2.3 Modificarea parametrilor de expl oatare ai angrenajelor din
transmisii ……………………………………………………………………………………… 24
1.2.4 Modificarea parametrilor angren ajelor conice din transmisii ………………. 25
1.2.5 Solu ții de reducere a zgomotului în lag ărele din transmisii …………………. 26
1.3 Metode moderne de m ăsurare și analiz
ă a vibrațiilor structurilor …………………… 27
1.3.1 Analiza semnalului și a sistemului …………………………………………………. 28
1.3.2 Rezolvarea problemelor dinamice …………..…………………..……… 29
1.3.3 Excitarea structurii ……………………….……………………..……… 31
1.3.4 Rela ții importante folosite în analiza spectral ă …………………………………. 35
1.4 Concluzii ………………………………………………………………………………………………… 36
2 ELEMENTE DE BAZ Ă ÎN ANALIZA VIBRA ȚIILOR ȘI ZGOMOTELOR.
FUNCȚII MATEMATICE FOLOSITE ÎN ANALIZA VIBRA ȚIILOR ȘI
ZGOMOTELOR ……………………………………………………………………………………………. 38
2.1 Elemente de baz ă în analiza vibra țiilor ……………………………………………………….. 38
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
4 2.1.1 Definirea carc teristicilor vibra țiilor sistemelor mecanice și a excitației
aplicate asupra lor …………………………………………………………………………… 38
2.1.2 Modelarea matematic ă a răspunsului sistemelor mecanice la vibra ții …… 40
2.1.3 Impedan ța mecanic ă ……………………………………………………………………….. 41
2.2 Elemente de baz ă în analiza zgomotelor ……………………………………………………… 42
2.2.1 Ecua ția undelor acustice ………………………………………………………………….. 43
2.2.2 Propagarea undelor acustice …………………………………………………………….. 44
2.2.3 M ărimi acustice ……………………………………………………………………………… 44
2.2.4 Radiatori acustici ……………………………………………………………………………. 46
2.2.5 Spectrul acustic ………………………………………………………………………………. 47
2.3 Metode statistice folosite în analiza vibra țiilor și a zgomotelor ……………………….. 48
2.3.1 Func ții din domeniul amplitudinii …………………………………………………….. 49
2.3.1.1 Medierea semnalelor ………………………………………………………….. 49
2.3.1.2 Reparti ția normal ă (Legea lui Gauss) …………………………………… 50
2.3.2 Func ții spectrale ……………………………………………………………………………… 50
2.3.3 Func ții de corela ție …………………………………………………………………………. 52
2.3.4 Eroarea statistic ă de estimare ……………………………………………………………. 52
3 MECANISMUL DE TRANSMITERE A ZGOMOTULUI ÎN STRUCTURA
CARCASEI CUTIEI SUMATOARE ȘI DE DISTRIBU ȚIE ……………………………. 53
3.1 Generarea și transmiterea zgomotului structural …………………………………………… 53
3.1.1 Modelul gener ării zgomotului ………………………………………………………….. 53
3.1.2 Transmisia zgomotului structural ……………………………………………………… 57
3.2 Modelarea matematic ă a radiației zgomotului structural ……………………………….. 60
3.2.1 Coeficientul de radia ție acustică ………………………………………………………. 61
3.2.2 Radia ția acustică a plăcilor și a structurilor în form ă de plăci ………………. 61
3.3 Concluzii …………………………………………………………………………………………………. 61
4 ANALIZA STRUCTURAL Ă ȘI MODAL Ă A CARCASEI CUTIEI
SUMATOARE ȘI DE DISTRIBU ȚIE PRIN METODA ELEMENTULUI
FINIT …………………………………………………………………………………………………………. ….. 63
4.1 Analiza structural ă a carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție ………………………. 63
4.1.1 Prezentarea general ă 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 și de distribu ție ……………… 63
4.1.5 Analiza FEM …………………………………………………………………………………. 64
4.1.6 Determinarea experimental ă a caracteristic ilor mecanice și a limitei
de rezisten ță în exploatare pentru ma terialul carcasei cutiei
sumatoare și de distribu ție ……………………………………………………………….. 65
4.1.7 Rezultatele testelor pentru determinarea limitei de rezisten ță
în exploatare ………………………………………………………………………….. 67
4.2 Concluzii …………………………………………………………………………………………………. 67
5 CERCET ĂRI EXPERIMENTALE ÎN VEDEREA REDUCERII
ZGOMOTULUI STRUCTURAL AL CUTIEI SUMATOARE ȘI
ÎMBUNĂTĂȚIREA SOLU ȚIEI CONSTRUCTIVE ………………………………………… 68
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
5 5.1 Programul cercet ărilor experimentale …………………………………………………………. 68
5.2 Analiza experimental ă a comport ării la vibra ții a structurii carc asei cutiei
sumatoare ………………………………………………………………………………………………… 70
5.3 Măsurarea și analiza experimental ă a zgomotului radiat de suprafe țele
carcasei cutiei sumatoare …………………………………………………………………………… 75
5.4 Măsurarea amplitudinilor deplas ărilor pe suprafe țele carcasei cutiei ……………….. 82
5.4.1 M ăsurarea amplitudinilor deplas ărilor pe suprafa ța din spate
a carcasei cutiei ……………………………………………………………………………. 82
5.4.2 M ăsurarea amplitudinilor deplas ărilor pe suprafa ța din față
a carcasei …………………………………………………………………………………….. 83
5.4.3 Compararea valorilor deplas ărilor vibra ției suprafe țelor carcasei
cutiei sumatoare ob ținute prin simulare cu valorile
măsurate experimental …………………………………………………………………… 84
5.5 Analiza rezultatelor și prezentarea solu țiilor de modific ări constructive pentru
carcasa cutiei sumatoare și de distribu ție …………………………………………………….. 84
5.6 Concluzii ……………………………………………………………………………………………….. 8 7
6 CERCET ĂRI EXPERIMENTALE EFECTUATE PE STAND PE CUTIA
SUMATOARE ȘI DE DISTRIBU ȚIE ÎN VARIANTA INI ȚIALĂ ȘI
VARIANTA MODIFICAT Ă ………………………………………………………………………….. 89
6.1 Măsurarea și analiza experimental ă a vibrațiilor suprafe țelor cutiilor
sumatoare și de distribu ție la testarea pe stand …………………………………………….. 90
6.2 Măsurarea și analiza experimental ă a zgomotului radiat de suprafe țele cutiilor
sumatoare și de distribu ție la testarea pe stand …………………………………………….. 103
6.3 Concluzii ………………………………………………………………………………………………… 1 16
7 CONCLUZII FINALE. CONTRIBU ȚII ORIGINALE. DISEMINAREA
REZULTATELOR. DIRECTII V IITOARE DE CERCETARE ……………………… 121
7.1 Concluzii finale ……………………………………………………………………………………….. 121
7.2 Contribu ții originale ………………………………………………………………………………… 123
7.3 Diseminarea rezultatelor …………………………………………………………………………… 124
7.4 Direc ții viitoare de cercetare ……………………………………………………………………… 125
BIBLIOGRAFIE ………………………………………………………………………………………….. 128
ANEXE ………………………………………..……………………………………… 135
Anexa nr. 1 – Rezumat …………………………………………………………………………….. 135
Anexa nr. 2 – Curriculum Vitae ……………………………………………………………….. 137
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
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 STRUC TURAL NOISE
REDUCTION ………………………………………………………………………………………………….. 14
1.1 Basic features of generating noise and vi bration in the aggregates of mechanical
transmissions ……………………………………………………………………………………………. 15
1.2 Solutions for noise reduc tion in the aggregates …………………………………………….. 16
1.2.1 Change in the constructive parame ters 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 au tomotive transmission aggregates ……. 22
1.2.3 Change of the operating paramete rs of transmission gears …………………… 24
1.2.4 Change of the conica l 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 A ND VIBRATIONS. MATHEMATICAL
FUNCTIONS USED………………………………………………………………………………………….. 38
2.1 Basic analysis of vibrations …………………………………………………………………………. 38
2.1.1 Definition of vibration characteri stics of mechanical systems and the
stimulation applied on them ……………………………………………………………… 38
2.1.2 Mathematic modelation on the respon se of the mechanical systems to
vibrations ……………………………………………………………………………………….. 40
2.1.3 Mechanical impedance …………………………………………………………………….. 41
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
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 DISTRIBUTI NG BOX’S HOUSING………………………………………… 53
3.1 Generating and transmitti ng structural noise …………………………………………………. 53
3.1.1 Noise generating model ……………………………………………………………………. 53
3.1.2 Transmission of structural noise ………………………………………………………… 57
3.2 Mathematical modelation of ra diating structural noise ……………………………………. 60
3.2.1 Acoustic radiation coeficient …………………………………………………………….. 61
3.2.2 Acoustic radiation of plates a nd plate shaped structures ………………………. 61
3.3 Conclusions……………………………………………………………………………………………….. 6 1
4 MODAL AND STRUCTURAL A NALYSIS OF THE ADDING AND
DISTRIBUTING BOX’S CASE BY THE FINITE ELEMENT
METHOD…………………………………………………………………………………………………………. 63
4.1 Structural analysis of the a dding 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 th e adding and distributing box ……………………. 63
4.1.5 Analysis of FEM …………………………………………………………………………….. 64
4.1.6 Experimental determination of mech anical characteristics and operating
limit resistance of the case’s material ………………………………………………… 65
4.1.7 Test results for determining th e operating limit resistance ……………………. 67
4.2 Conclusions ………………………………………………………………………………………………. 6 7
5 EXPERIMENTAL RESEARCH FOR REDUCING THE STRUCTURAL
NOISE OF THE ADDING BOX A ND IMPROVING THE CONSTRUCTIVE
SOLUTION ……………………………………………………………………………………………………… 68
5.1 Program of the experi mental research ………………………………………………………….. 68
5.2 Experimental analysis of the responses to vibrations of th e 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 amplit udes on the surfaces of the case of the
adding and distributing box ………………………………………………………………………… 82
5.4.1 Measurement of displacement amplitude s on the back surface of the case 82
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
8 5.4.2 Measurement of displacement amplit udes on the front su rface of the case 83
5.4.3 Comparison of vibration displacements values from the surface of the
case of the adding box obtained by simu lating with the experimentally
measured values ……………………………………………………………………………… 84
5.5 Result analysis and presentation of soluti ons to constuctively modify the case of
the adding and distriburing box …………………………………………………………………… 84
5.6 Conclusions …………………………………………………………………………………………….. 87
6 EXPERIMENTAL RESEARCH PERFOR MED AT THE TESTING STAND ON
THE ADDING AND DISTRIBU TING BOX IN THE IN ITIAL 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 ……………………………………………………………………………………………… 11 6
7 FINAL CONCLUSIONS. ORIGINAL CONTRIBUTIONS. DISSEMINATION
OF RESULTS. FUTURE RESE ARCH 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
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
9
INTRODUCERE
Autovehiculul reprezint ă un sistem mecanic complex care, în timpul func ționării, genereaz ă
un spectru larg de vibra ții. O mare parte din energia acestora este radiat ă în exterior sub form ă de
unde elastice. În litera tura de specialitate a ceste unde sunt denumite și unde acustice, unde sonore
sau zgomot. Problema reducerii zgomotului ge nerat de autovehicule reprezint ă un obiectiv de
interes deosebit în lumea proiectan ților și a constructorilor v ăzut prin prisma reducerii polu ării
sonore impus ă de Directivele si Normele C.E., dar, nu în ultimul rând, impus ă de cerințele pieții
văzute prin prisma cre șterii confortului și a fiabilit ății autovehiculelor.
Sistemele mecanice sunt formate din elemente care acumuleaz ă energie poten țială (arcuri),
elemente care acumuleaz ă energie cinetic ă (mase sau momente de iner ție masice) și elemente în
care are loc o pierdere continu ă de energie (amortizoare). Vibrația unui sistem mecanic este o
schimbare periodic ă a energiei între forma cinetic ă și cea poten țială. În sistemele cu amortizare, la
fiecare ciclu are loc o pierdere de energie.
Cercetarea în domeniu reprezint ă o muncă laborioas ă în care își aduc aportul :
• Metode și mijloace moderne de m ăsură și analiză a vibrațiilor și zgomotului;
• Experiența cercetătorilor în alegerea c ăilor de investigare a surs elor generatoare
de vibrații și zgomote;
• Volumul și gradul de sistematizare al informa țiilor referitoare la func ționări
normale și anormale;
• Gradul de armonizare a rezultatelor experimentale cu considera țiile teoretice
abordate în literatu ra de specialitate.
În construc ția de autocamioane, indiferent de destina ția lor, pe lâng ă parametrii constructivi,
funcționali și de fiabilitate necesari unui autocamion, trebuie s ă se țină neapărat seama și de nivelul
zgomotului produs și influența acestuia asupra func ționării și fiabilității vehiculului dar, mai ales
asupra mediului. Identificarea surselor generatoare de zgomot se face func ție de complexitatea și
specificul sursei prin abordarea met odologiei adecvate, care are la baz ă o îmbinare a calculului
analitic al poten țialelor frecven țe dominante cu rezultatele determin ărilor experimentale
(identificarea maximelor spectrelor m ăsurate). Calitatea în identificarea și diagnosticarea surselor
de zgomot cre ște odată cu perfec ționarea tehnicii de m ăsurare și îndeosebi a celei de procesare a
mărimilor m ăsurate.
Prin urmare, nivelul de zgomot este un parametru esen țial în aprecierea calit ății
autovehiculelor. Ca lea cea mai important ă și cea mai sigur ă de urmat în construc ția unor
autovehicule caracterizate de o func ționare cu zgomot redus o constituie abordarea cercet ării
surselor și a metodelor de reducere a nivelului de zgomot înc ă din faza de proiectare.
Principalele surse de zgomot ale au tovehiculului pot fi clasificate în:
♦ Surse interne : funcționarea motorului cu ardere intern ă, funcționarea sistemelor
auxiliare grupului de fort ă (răcire, admisie, evacuare), func ționarea agregatelor
transmisiei (cutia de viteze, arborele cardanic, mecanismul diferen țial);
♦ Surse externe , induse de macro și micro profilul drum ului, rigiditatea p ărții de
rulare a pneului, rezisten țele la înaintare, vibra țiile cabinei, caroseriei și ale
pereților laterali ai platformei.
Din punctul de vedere al mecanismelor de gene rare, din marea varietate a cauzelor surselor
de zgomot ale autovehiculelor, ponderea cea mai mare o au mi șcările mecanice.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
10 Componentele autovehiculelor sa u ale structurilor din componen ța acestora, sub ac țiunea
unor forțe variabile, intr ă într-o stare de vibra ție generatoare de radia ții acustice . Asemenea for țe pot
să apară în procesele de frecare sau vibra ții mecanice. Astfel se disting:
♦ Impactul dintre dou ă corpuri solide în care cel pu țin unul din corpuril e participante sau
structura ata șată acestuia intr ă în stare de vibra ție generatoare de radia ții acustice;
♦ Mișcările relative ale diferitelor componente mecan ice ale autovehiculului (frec ări);
♦ Forțele alternative care conduc la apari ția stării de vibra ție.
Privind m ăsurile de atenuare a zgomotului se poate ac ționa în dou ă direcții:
Măsuri active , care vizeaz ă mecanismul de generare al zgomotului și care au ca obiectiv
reducerea cantit ății de energie radiat ă sub form ă acustică, și
Măsuri pasive , care vizeaz ă distribuirea în spa țiu a energiei acustice astfel încât în locul
în care se recepteaz ă sau se efectueaz ă măsurările acustice s ă ajungă o cantitate mai mic ă
din energia radiat ă sub form ă acustică.
Pentru succesul unui program de atenuare a zgomotului înc ă din faza de proiectare este
necesar ca toate fazele acestuia s ă fie privite ca elemente compone nte inseparabile ale unui proces
unitar. Astfel, cercetarea zgomotului generat de autovehicul, în particul ar, a unui agregat sau
component ă a acestuia, se constituie într-un proces care trebuie s ă parcurgă următoarele faze:
¾ Studiul aspectului fizic al zgomotului :
1) Depistarea surselor;
2) Mecanismele de generare; 3) Evaluarea cantitativ ă și calitativă a zgomotului surselor sistemului (ponderea
surselor în zgomotul globa l), în diferite regimuri de func ționare;
4) Căile și mijloacele de transmitere și propagare.
¾ Diagnosticarea fenomenului de apari ție a zgomotului ;
¾ Cercetări în vederea solu ționării problemei combaterii la surs ă a zgomotului
și/sau împiedicarea propag ării lui
.
Pentru a putea decide care dintre m ăsurile de atenuare a zg omotului sau o combina ție între
aceste măsuri va putea fi aplicat ă etapizat, este necesar ă luarea în considerare a:
1) Cauzelor și a surselor care genereaz ă zgomotul;
2) Cuantumul necesar al atenu ării;
3) Mijloacele umane și materiale avute la dispozi ție;
4) Implica țiile economico-tehnologice în produc ție.
Așadar, lucrarea de fa ță prezintă un astfel de program de atenuare a zgomotului produs de
agregatele autovehicu lelor din clasa special ă și chiar prezint ă și rezultatele aplic ării acestuia. În
această lucrare este abordat ă problema reducerii zgomotului generat de st ructura cutiei sumatoare și
de distribu ție și îmbunătățirea soluției constructive pentru cre șterea fiabilit ății în exploatare a
acesteia.
Pentru atenuarea zgomotului ge nerat de cutia sumatoare, în particular, pentru optimizarea
acustică a acesteia prin m ăsuri structurale, trebuie s ă se aibă în vedere:
1) Atenuarea zgom otului prin influen țarea mecanismului de generare;
2) Reducerea transmiterii zgomotului;
3) Reducerea radia ției acustice prin absorb ție acustică.
Din puctul de vedere al mecanismelor de gene rare, sursele de zgomot ale cutiei sumatoare și
de direcție pot fi grupate în dou ă componente principale:
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
11 ♦ Zgomot generat de cutie îns ăși, zgomot datorat angrenajelor și lagărelor în
momentul transmiterii cuplului;
♦ Zgomotul radiat de suprafe țele carcasei cutiei sumatoare.
La aceste componente se adaug ă zgomotul radiat de suprafe țele tuturor accesoriilor montate
pe cutie, zgomot care este generat de vibra ția structurii acestora transmis ă de cutie, precum și de
funcționarea lor.
Zgomotul radiat de suprafe țele cutiei sumatoare are drept cauz ă vibrațiile suprafe țelor cutiei
generate de varia țiile periodice ale for țelor din angrenare și din lagăre. Vibrațiile structurale excitate
de aceste for țe din interiorul cutiei sunt transmise prin structura intern ă a acesteia suprafe ței sale
exterioare și componentelor ata șate, generându-se astfel zgomot ul radiat mediului înconjur ător.
Zgomotul radiat de suprafe țele cutiei sumatoare nu depinde numai de for țele de excita ție, ci
și de propriet ățile de transmitere ale structurii cutiei, ca și de caracteristicile vibra ției și ale radia ției
suprafețelor acesteia.
Dac ă pentru atenuarea zgomotului genera t de cutie, datorat angrenajelor, lag ărelor, frec ărilor
dintre mecanismele din interiorul cutiei, s-au f ăcut și se fac in continuare cercet ări, în lucrare
făcându-se referire la modalit ăți și procedee de reducere a zgomotului , pentru zgomotul structurii
carcasei cutiei (zgomot structural) nu exist ă posibilit ăți multiple de reducere, mai ales la
componentele mari. Motivul principal este de ordin economic și tehnologic pentru c ă reducerea
zgomotului structural se realizeaz ă prin rigidizare (ad ăugare de mase). Acest lucru conduce la
costuri considerabile pent ru materiale, modific ări de tehnologie de fabrica ție și montaj.
Prin urmare, devine deosebit de important ă soluția îmbunătățirii structurii cutiei sumatoare
și de distribu ție astfel încât aceasta s ă prezinte cât mai pu ține vibrații ale suprafe țelor exterioare, cu
modificări constructive și tehnologice cât mai pu ține și la costuri materiale și financiare minime..
Dezvoltarea tehnicii de m ăsurare a vibra țiilor și zgomotelor, precum și dezvoltarea tehnicii
de prelucrare a semnalului m ăsurat, a permis perfec ționarea analizei c onexiunilor care exist ă între
problema stapânirii vibra țiilor și a zgomotelor și celelalte activit ăți de proiectare și inginerie
tehnologic ă.
Studiul st ării de func ționare a sistemelor mecanice, deci implicit a mecanismelor de generare
și transmitere a zgomotelor, printr-o analiz ă vibroacustic ă necesită:
♦ Acumularea și sistematizarea volumului de informa ții referitoare la func ționarea
sistemului analizat;
♦ Utilizarea unei tehnici experimentale de precizie pentru culegerea, condi ționarea
și mai ales analiza semnalului;
♦ Corelarea rezultatelor experimentale ob ținute cu considera ții și date teoretice
pentru identificarea surselor de vibra ții și zgomot sau a traseului de und ă, cu
posibilități de optimizare a solu țiilor.
Rezultatele activit ății de cercetare a autorului, a se vedea lucr ările [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 Conferin țe Internaționale de Autovehicule Rutiere, prezentate în
Bibliografie, și experien ța dobândit ă folosind aparatura specific ă de măsură și analiză, precum și a
tehnicii de calcul actuale, au fost suportul principal în realizarea aceastei lucr ări care prezintă o
metodă experimental ă, rapidă și performant ă de determinare a parametrilor vibra țiilor și acustici
ai structurii cutiei sumatoare și de distribu ție CSD 4000. .
Deasemenea, lucrarea prezint ă modific ările realizate pe structura carcasei cutiei
sumatoare, modific ări propuse și realizate în urma analizei rezultatelor ob ținute, precum și teste
comparative pe cele dou ă variante de cutie (modificat ă și inițială) pentru validarea modific ărilor
și scoaterea în eviden ță a îmbun ătățirilor aduse în ceea ce prive ște reducerea zgomotului
structural al carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție CSD 4000.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
12 În lucrare au fost determina ți experimental parametrii de baz ă ai vibrației structurii carcasei
cutiei sumatoare (frecven țele de rezonan ță, impedan țele mecanice, amplitudinile deplas ărilor
vibrației suprafe ței structurii și repartizarea lor pe suprafa ța analizat ă)
Pentru predic ția zgomotului radiat de suprafe țele cutiei sumatoare pe baza rezultatelor
obținute experimental, și pentru identificarea parametrilor asupra c ărora se poate ac ționa în vederea
optimizării structurale a cutiei sumatoar e, în lucrare este prezentat ă și o analiză modală realizată cu
metoda elemenelor finite.
. Tot în lucrare este prezentat ă și o analiză structural ă efectuată cu metoda elementului finit,
însoțită de determinarea experimental ă a caracteristicilor materialului carcasei și a limitei de
rezistență în exploatare a acestuia. Aceste rezultate pot fi utile pentru cercet ările care vor fi
efectuate în vederea reducerii greut ății cutiei sumatoare f ără afectarea nivelului de zgomot al
acesteia. Pentru vehiculul pe care se monteaz ă această cutie sumatoare exist ă un deziderat major:
reducerea în procent cât mai mare a greut ății.
OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT
A Nevoile la care raspunde teza de doctorat:
1 Reducerea efectelor poluant e acustice (reducerea zgomotului produs);
2 Reducerea consumului de material și a costurilor de fabrica ție;
3 Cre șterea fiabilit ății și a securit ății in condi ții grele de exploatare.
Conform Planului Na țional de Cercetare Dezvoltare In ovare 2007–2013, proiectul se încadreaz ă în:
Domeniu 7 Material, procese și produse inovative
Subdomeniul 5 Produse și tehnologii inovative dest inate trans porturilor
și producției de automobile
Aria tematic ă 1 Produse și tehnologii care sporesc eficien ța energetic ă a
mijloacelor de transport și reduc efectele poluante
3 Creșterea siguran ței și securității transporturilor
4 Produse și tehnologii destinate produc ției de automobile.
B Scopul : Imbunatatirea parametrilor cutiei de vite ze sumatoare pentru reducerea zgomotului
structural prin proiectarea, implementarea și realizarea unor modific ări ale carcasei
care măresc fiabilitatea cutiei și dau posibilitatea reducerii costurilor de fabricatie.
C Obiectivele opera ționale ale tezei sunt:
1 Analiza critica a problematicii, pe plan mondi al, privind atenuarea zg omotelor structurale
produse de componentele transmisiilor vehiculelor grele;
2 Analiza principalelor marimi fizice care interv in in cercetarea vibratiilor si a zgomotelor;
3 Prezentarea unor metode folosite pe plan mond ial 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 modal ă și structural ă a carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție;
8 Prezentarea metodei experimentale propus ă a fi utilizat ă în optimizarea acustic ă a cutiei
sumatoare prin m ăsuri structurale și aplicația practic ă a acestei metode prin realizarea
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
13 experimentelor asupra unei ca rcase de cutie sumatoare și de distribu ție ce echipeaz ă
autocamioanele speciale utilizate în extrac ția petrolier ă;
9 Analiza rezultatelor experimentelor și propunerea modific ărilor constructive pe carcasa
cutiei sumatoare;
10 Proiectarea și realizarea practic ă a modific ărilor pe carcasa cutiei sumatoare;
11 Efectuarea de teste comparative pe cele dou ă variante de cutii sumatoare (modificat ă și
inițială) pentru validarea experimentelor și a eficien ței modific ărilor aplicate;
Zgomotul radiat de transmisiile mecanice (cutii de viteze, de distribu ție, elemente de
legătură, punți motoare sau transmisii finale) este influen țat de alegerea judicioas ă a parametrilor și
caracteristicile de proiectare de baz ă impuse de considera ții de performan ță, putere, greutate și
fiabilitate . O alegere potrivit ă a acestor alternative, înc ă din faza de proiectare, poate s ă reducă atât
zgomotul, cât și să îmbunătățească performan țele componentelor și a autovehiculului în ansamblu.
Pentru îndeplinirea obiectivelor s-a realizat o cercetare bibliografic ă, motivată de faptul c ă
literatura în domeniu cre ște, în ultimii ani, exponen țial. Informa țiile din domeniul cercet ării privind
îmbunătățirea calității produselor și, mai ales privind metode și aparatur ă de experimentare, sunt din
ce în ce mai vaste și utile.
Deasemenea, s-au prezentat principalel marimi fizice care intervin in cercetarea vibratiilor si
a zgomotelor precum și unele metode folosite pe plan mondial in analiza vibratiilo r si a zgomotelor.
Analiza structural ă și modală, realizată cu metoda elementului finit au scos în eviden ță
rezervele de îmbun ătățiri ale carcasei atât în ceea ce prive ște reducerea eforturilor unitare din
carcasă cât și reducerea zgomotului structural prin rigidizarea carcasei cutiei.
Analiza rezultatelor experimentelor propuse și realizate au condus la proiectarea și realizarea
practică a unor modific ări constructive pe carcasa cutiei.
Testele comparative, realizate pe cele dou ă variante de cutii sumatoare au scos în eviden ță
reducerea zgomotului produs de structur ă corelat cu cre șterea fiabilit ății cutiei sumatoare.
Diseminarea rezultatelor ob ținute în urma experimentelor și testelor de laborator s-a realizat
prin participarea la conferin țe naționale și internaționale.
.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
14 Capitolul 1
STADIUL ACTUAL AL CUNOA ȘTERII ÎN DOMENIUL Z GOMOTULUI STRUCTURAL
AL AGREGATELOR TRANSMISIILOR MECA NICE ALE AUTOV EHICULELOR.
SOLUȚII CONSTRUCTIVE, TENDIN ȚE MODERNE ÎN VEDEREA REDUCERII
ZGOMOTULUI STRUCTURAL AL ACESTORA
Dac ă stabilim ca obiectiv atenuarea zgomotului datorat transmisiilor mecanice, trebuie în
primul rând s ă depistăm cauzele și sursele zgomotului , precum și evaluarea cantitativ ă și
calitativă a acestora. Din punctul de vedere al mecanismelor de generare, sursele zgomotului
agregatelor transmisiei se pot grupa în dou ă componente principale:
Zgomotul generat de agregat (cutie de viteze , cardan, punte) zgomot datorat
angrenajelor ro ților dințate, frecărilor între componente, cuplaje etc.;
Zgomotul radiat de suprafa ța carcasei exterioare .
La aceste dou ă componente ca surse ale zgomotului putem adauga zgomotul radiat de
suprafețele tuturor subansamblelor montate pe carcasa (pompe de ulei, conducte, elemente de
comandă sau control, filtre etc.). Zgomotul subansamblelor este generat de vibra ția structurii
acestora transmis ă de carcasa cutiei, precum și de funcționarea lor.
În figura 1.1 sunt prezentate sintetic cauzele și sursele posibile ale zgomotului structural
produs în cutia sumatoare și de distribu ție.
ZGOMOT STRUCTURAL
ZGOMOT STRUCTURAL RADIAT MEDIULUI
Fig. nr. 1.1 Cauze și căi de transmitere a zgomotului structural .
POMPĂ DE ULEI
CAPACE
SUPERIOAREANGRENAJE
CAPACE
LAGĂRE LAGĂRE CU
RULMEN ȚI ARBORI
CONDUCT
E DE ULEIPOMPE
PARKER
FILTRU
ULEI
CARCAS Ă CUTIE SUMATOARE ȘI DE DISTRIBU ȚIE PÂRGHII
TIMONERIE
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
15 Analiza posibilit ăților de atenuare a zgomotului datorat agregatelor transmisiilor mecanice a
fost abordat ă de numero și cercetători. Din multitudinea lucr ărilor de specialitate avute la dispozi ție,
studiul prezentat în acest capitol are la baz ă următorul material bibliografic: [1], [10], [16], [17],
[32], [38], [39], [42], [44], [51], [51], [63], [75], [87], [97], Alte lucr ări care au fost studiate
suplimentar în vederea ob ținerii unor cuno ștințe cât mai aprofundate asupra cauzelor și surselor
zgomotului produs de agregatele tran smisiilor mecanice sunt prezentate în Bibliografia lucrării.
Pentru ob ținerea de informa ții despre autovehiculele rutiere și construc ția transmisiilor
mecanice, a fost studiat urm ătorul material bibliografic: [1], [18], [20], [22], [23], [28], [59], [61],
[66], [68], [69], [72], [76], [85], [86], [87], [92] și [95].
1.1 Caracteristici de baz ă ale gener ării zgomotului și vibrațiilor în agregatele transmisiilor
mecanice
Cutia sumatoare și de distribu ție are o structur ă ce poate fi împ ărțită în două părți de bază:
1) Partea mobil ă, care cuprinde ro țile dințate, arborii, rulmen ții din lagăre,
diferen țialul în ansamblu, pompa de ulei, pompel e de antrenare alte agregate de
pe auto șasiu și pârghiile de comand ă (timoneria);
2) Partea fix ă care cuprinde carcasa, capacele lag ărelor, țevi instala ție de ungere și
r ăcire, filtru, aparate de m ăsură, alte anexe.
Partea mobil ă este separat ă de structura ca rcasei prin lag ărele arborilor (ar borii de intrare,
principali, secundari, ai pr izei de putere, ai difern țialului) unde sunt monta ți rulmenți. Prin
intermediul capacelor lag ărelor, se realizeaz ă jocul necesar în rulmen ți pentru o func ționare corect ă.
Acest joc poate fi numit interstițiul de func ționare care const ă în jocul dintre inelul interior și
inelul exterior al rulmen ților, practic, în aceast ă situație, intersti țiul de func ționare putând fi numit și
jocul axial pe care îl are arborele cu ro ți dințate care se rote ște în aceste lag ăre unde s-a realizat
jocul rulmentului.
Forțele de excita ție care apar în timpul func ționării cutiei sumatoare pot fi clasificate în
două categorii:
1 ) Forțe unidirec ționale , forțele datorate procesului de angrenare a ro ților, Fp;
2) Forțe reversibile , forțele de iner ție ale maselor în mi șcare, Fi.
For țele unidirec ționale Fp, datorate angren ării, genereaz ă zgomot în vecin ătatea angren ării
dintre roțile dințate. Aceste for țe apar la intrarea în angrenare a ro ților, cresc pân ă la o anumit ă
valoare dup ă care descresc pân ă la ieșirea din angrenare. Func ție de momentul de torsiune transmis,
aceste for țe pot varia foarte mult. Aceast ă creștere și descreștere rapid ă a forțelor în toate
angrenările dintre ro ți induce oscila ții semnificative ale arborilor c ărora le corespund varia ții ale
forțelor Fp. Răspunsul structurii cutiei sumatoare la aceste for țe variabile Fp(t) poate fi modelat ca
un sistem mas ă-arc cu masa m, coeficientul de amortizare, c și rigiditatea dinamic ă, k:
mx cx kx F tp&& & () + + = , (1.1)
în care: x este deplasarea, xxω=& este viteza, iar &&xx=− ω2 este accelera ția.
For țele reversibile Fi sunt cauza zgomotului generat mecanic. Datorit ă procesului de
angrenare și a inerției roților, aceste for țe își schimbă direcția. La angrenare, roata conduc ătoare
lovește și accelereaz ă roata condus ă producând astfel impacturi care genereaz ă vibrații în structura
carcasei cutiei sumatoare..
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
16 Ecua ția care descrie comporta rea sistemului la ac țiunea acestor for țe reversibile are în
vedere faptul c ă această mișcare a sistemului este caracterizat ă de viteza de varia ție a accelera ției,
&&&x:
mxdF
dconsti &&& . ==t (1.2)
Pentru elementele aflate în mi șcare de rota ție ecuația care descrie comportarea sistemului la
acțiunea forțelor reversibile este similar ă, cu diferen ța că va conține viteza de varia ție a accelera ției
unghiulare &&&θ și momentul de iner ție Ip:
IdM
dconstpt &&&θ= =θ. (1.3)
în care Mt este momentul de torsiune.
Astfel, la cutia sumatoare care va func ționa fără să transmită moment mare de torsiune, va
predomina zgomotul generat mecanic ( nu apar oscila ții mari ale arborilor).
La toate tipurile de cutii de viteze, cutii de distribu ție sau cutii sumatoare și de distribu ție
ambele surse de zgomot sunt prezente.
1.2 Soluții privind reducerea nivelului de zgomot în agregatele transmisi ilor autovehiculelor
Reducerea zgomotului generat de autovehicule impune solu ții constructive corecte, execu ții de
prelucrări mecanice de calitate superioar ă, montaje și reglaje optime. Zgomotul în transmisiile
mecanice este produs de angrenajele din cutia de viteze și de distribu ție, din pun țile motoare, de
rulmenții sau buc șile din lag ăre, de transmisiile cardanice. Zgom otul produs de acestea poate fi
influențat și de legăturile dintre aceste subansamble ale transmisiei și șasiu.
Pentru studiul comport ării vibroacustice a transmisiei prin ro ți dințate trebuie stabilite sursele
de excitație ale sistemului. Sursele de excita ție în func ționarea transmisiilor prin ro ți dințate pot fi
interne sau externe sistemului. Sursele interne sunt: înc ărcarea variabil ă a unei perechi de din ți,
deplasările relative cauzate de rigiditatea variabil ă a danturii, deplas ările relative variabile sau
șocurile cauzate de erorile de angrenare, for țele de frecare variabile ca sens, for țele axiale variabile
ca poziție la angrenajele cu din ți înclinați, excitațiile datorate distribu ției neuniforme de mas ă.
Excitațiile externe sistemului sunt generate de varia țiile cuplului rezisten t. În general, frecven țele
excitațiilor externe sunt reduse în raport cu excita țiile interne.
Nivelul de zgomot al angren ajelor din cutii le de viteze și cutiile de distribu ție este influen țat
de elemente de natur ă constructiv ă (modul, unghi de angrenare, ungh i de înclinare a dintelui,
bombarea, material, etc.), tehnologic ă (clasa de execu ție, eroarea de form ă a profilului, eroarea de
direcție a dintelui, rugozitat ea flancurilor, etc.) și de exploatare (viteza de rota ție, sarcina, ungerea).
1.2.1 Modificarea parametrilor constructivi ai angrenajelor cilindrice din transmisii
Mic șorarea modulului ro ților dințate și mărirea num ărului de din ți până la limitele posibile
duc la mic șorarea dimensiunilor , a vitezei periferice și la micșorarea zgomotului.
În practica actual ă a realizării roților dințate se tinde spre utilizar ea unghiurilor de angrenare
mici ( de obicei α = 150) la care for ța de frecare este dirijat ă spre centrul ro ții, obținându-se astfel
angrenaje mai pu țin zgomotoase și cu grade mai mari de acoperire, în combina ție cu unghiul de
înclinare a danturii „ β”.
Pentru m ărirea gradului de acoperire exist ă și posibilitatea de în ălțare a profilului de
referință a danturii. Profilele înalte ale din ților prezint ă, datorită proprietăților elastice bune,
coeficienți de elasticitate cmin. la valori mici, recomandate. Angr enajele din materiale cu modul de
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
17 elasticitate sc ăzut (materiale plastice) au amortiz ări apreciabile și un nivel de zgomot cu 12 dB(A)
mai redus decât ro țile din oțel
Influen ța parametrilor constructivi as upra nivelului de zgomot produs de angrenaje este
prezentat sintetic în tabelul nr. 1.1.
Tabelul nr. 1.1
Parametrul analizat Domeniul de valori
analizat Influența creșterii 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 din ți Z – 2Z ↑ 3 dB(A)
Deplasarea specific ă de profil 0,092 – 0,883 ↑ 1 dB(A)
Lățimea dintelui – ↓ Efecte reduse
Bombarea dintelui –
Rigiditatea și masa carcasei – ↓ La erori mari de direc ție a
dintelui
.
Rigiditatea K a angrenajului variaz ă pe parcursul procesului de angrenare a doi din ți
conjugați în funcție de pozi ția punctului de contact pe linia de angrenare și funcție de forța normală
pe dinte. În figura nr. 1.2, contactul a doi din ți conjugați începe în punctul E 1 și sfârșește în punctul
E2. Pe timpul cât punctul de contact parcurge segmentul E 1 – E 2 , în angrenare se afl ă și perechea de
dinți imediat anterioar ă perechi urm ărite, precum și perechea de din ți imediat urm ătoare perechii în
discuție.
Figura nr. 1.2
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
18 Modificarea rigidit ății mecanismului are drept consecin ță directă modificarea frecven ței și a
perioadei componentei amortizate a vibra țiilor sistemului. Asupra varia ției de rigiditate, o influen ță
puternică o are gradul de acoperire, cu influen țe asupra nivelului de zgomot (vezi figura nr. 1.3).
Figura nr. 1.3
O alt ă modalitate de uniformizare a varia ției rigidit ății danturii o constituie corec ția dintelui,
care se poate realiza asupra flancurilor (bombare) sau asupra suprafe ței de vârf, ultima fiind mai
puțin utilizat ă (flancarea). Dac ă forma și dimensiunile bomb ării și flancării sunt bine alese, efectele
asupra nivelului de zgomot sunt pozitive (vezi figura nr. 1.4).
Figura nr. 1.4
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
19
Pentru a scoate în eviden ță influența modific ării parametrilor geometri ci ai angrenajelor
asupra reducerii zgomotului, prezent ăm câteva rezultate ale m ăsurărilor de zgomot efectuate pe o
cutie de viteze considerat ă etalon și două cutii de viteze , una cu parametrii geometrici ai
angrenajelor modifica ți și una cu parametrii nemodifica ți [ ]. În acest sens, prezent ăm:
9 rezultate ale m ăsurărilor nivelului de zgomot pe cutia de viteze considerat ă etalon;
9 rezultate ale m ăsurărilor nivelului de zgomot pe cu tia de viteze 10C-100 cu parametrii
geometrici nemodifica ți și cutia de viteze 10C-120 cu parametrii geometrici ai
angrenajelor cilindrice modifica ți;
9 analiza și compararea rezultatelor m ăsurărilor de zgomot efectuate;
1.2.1.1 Calculul angrenajelor cilindrice
Utilizând un program de calcul al angrenajelor cilindrice dup ă metoda DIN-ISO, speciali știi
din SC INAR SA Bra șov au realizat, pe calculator, calcule de geometrie a angrenajelor. Practic, s-a
trecut la reproiectarea angr enajelor cilindrice din cutia de viteze 10C-100. La fiecare angrenaj a fost
păstrat raportul de transmitere dar s-au modificat modulul, unghiul de angrenare și deplasările
specifice. Modulul a fost mic șorat la fiecare angrenaj dup ă caz, iar unghiul de angrenare a fost
micșorat de la valoarea α = 200 la valoarea α = 150.
Rezultatele calculelor angr enajelor au condus la intocmirea documenta ției de execu ție pentru
varianta nou ă de cutie de viteze 10C-120 similar ă cu cutia 10C-100 dar cu parametrii geometrici ai
danturilor ro ților din angrenaje modifica ți. Analizând rezultatele ob ținute se constat ă că, micșorând
modulul și unghiul de angrenare, se ob țin angrenaje cu grad mare de acoperire. Acest fapt conduce
la o angrenare lin ă a roților dințate, deoarece în permanen ță se află în angrenare mai mult de doi
dinți. Se obține și o distribu ție mai bun ă a sarcinii și o solicitare mai redus ă a flancurilor din ților.
1.2.1.2 M ăsurări de zgomot pe cutiile de viteze etalon, modificat ă și nemodificat ă
S-au efectuat m ăsurări de zgomot pe urm ătoarele cutii de viteze:
¾ EATON tip RT-11609A, considerat ă etalon;
¾ 10C-100, cutie cu parametrii geometrici ai angrenajelor cilindrice nemodifica ți;
¾ 10C-120, cutie similar ă cu 10C-100 dar cu parametrii geometrici ai angrenajelor
modifica ți.
S-a m ăsurat nivelul de putere acustic ă LWA pentru treptele de vitez ă V, VI, VII și VIII la trei
turații de intrare : 600, 1650 și 2200 rot / min. Metoda de m ăsurare a fost în conformitate cu
prevederile SR EN ISO 3744:1997. Rezultatele m ăsurărilor de zgomot pentru cutia etalon EATON
tip RT-11609A sunt central izate în tabelul nr. 1.2
Tabelul nr. 1.2
Nivelul de putere acustic ă LWA [dB(A)] Turația
[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 m ăsurărilor de zgomot pentru cutia de vit eze 10C-100 cu parametrii geometrici
ai angrenajelor cilindrice nemodifica ți sunt centralizate în tabelul nr. 1.3
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
20 Tabelul nr. 1.3
Nivelul de putere acustic ă LWA [dB(A)] Turația
[rot/min] 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 m ăsurărilor de zgomot pentru cutia de vit eze 10C-120 cu parametrii geometrici
ai angrenajelor cilindrice modifica ți sunt centralizate în tabelul nr. 1.4
Tabelul nr. 1.4
Nivelul de putere acustic ă LWA [dB(A)] Turația
[rot/min] Treapta nr. V Treapta nr. VI Treapta nr. VII Treapta nr. VIII
600 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 și compararea rezultatelor m ăsurărilor de zgomot efectuate
Rezultatele m ăsurărilor de zgomot pe cu tia de viteze etalon și pe cutia de viteze 10C-100 cu
parametrii geometrici nemodifica ți sunt comparate și prezentate în diagramele trasate și prezentate
în figura nr. 1.5.
Figura nr. 1.5
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
21 Din analiza rezultatelor și compararea diagramelor din figura nr. 1.5 rezult ă că nivelul
zgomotului la cutia de viteze EATON este cu 3 – 6 dB(A ) mai mic decât la cutia 10C-100.
Rezultate și mai concludente în sus ținerea influen ței parametrilor geometrici asupra
zgomotului produs de angrenaje s-au ob ținut din analiza și compararea m ăsurărilor efectuate pe
cutia de viteze 10C-100 și cutia cutia de viteze 10C-120 cu parametrii geometrici modifica ți.
În figurile nr. 1.6 și 1.7 sunt prezentate, comparativ, diagramele trasate pentru cele dou ă
cutii de viteze cu valorile puterii acustice la dou ă trepte de viteze, treapta V și treapta VIII.
Figura nr. 1.6
Figura nr. 1.7
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
22 Utilizarea angrenajelor cu module mic șorate, unghi de angrenare mic șorat și grad mare de
acoperire conduce la reducerea zgomot ului cu 3 – 6 dB(A). Astfel, cre ște competitivitatea agregatelor
transmisiei și încadrarea lor în normele interna ționale privind poluarea sonor ă.
1.2.2 Modificarea parametrilor te hnologici ai angrenajelor cilindrice din transmisii
Cele mai importante erori (abateri) al e angrenajelor care conduc la apari ția, transmiterea și
propagarea zgomotului sunt: erori de divizare, abater i de la forma flancurilor, abateri de la direc ția
dintelui. În func ție de clasa de exactitate exist ă normative care stabilesc valoarea acestor abateri.
Deoarece în procesul de fabrica ție pot apărea erori din cauza rostogoliri i, care de obicei sunt
proporționale cu rota ția, dar care nu sunt neap ărat în raport de num ăr întreg cu pasul de angrenare al
angrenajului, acestea pot fi r ăspunzătoare pentru apari ția așa numitelor „frecven țe fantomă”. Din
practică a reieșit că, mai ales la solicit ări joase, erorile de dantur ă au o influen ță mare asupra
zgomotului, în timp ce, la solicit ări specifice mari, domin ă componentele în func ție de sarcin ă.
Pentru reducerea nivelului de zgomot în angrenaje la execu ție se pot corecta flancurile
dinților, aceasta presupunând o cunoa ștere în detaliu a comportamentului la înc ărcare și deformare a
roții. La ora actual ă se pot executa corec ții la flancurile din ților pe în ălțimea și lățimea dintelui pe
toate mașinile unelte de finisat ro ți dințate. La angrenajele cu exactitate de execu ție corespunz ătoare
și cu suprafe țe de lucru de calitate ne putem a ștepta la o reducere a zgomotului cu 3 … 10 dB(A).
Un alt criteriu de apreciere pentru apari ția zgomotului, pe lâng ă lungimea și forma diagramei
de încărcare, se mai ia în considerare comportame ntul abaterii la rostogolire a flancurilor și variația
rigidități la torsiune în domeniul cu înc ărcare par țială. Erorile de execu ție și montaj determin ă
deplasări relative suplimentare ale ro ților, care se suprapun peste ce le determinate de rigiditatea
variabilă a danturii. Cre șteri importante ale nivelului de zgomot sunt determinate de erorile de form ă
(Efp) care au frecven țe ridicate (vezi figura nr. 1.8).
Figura nr. 1.8
În figura nr. 1.9 se prezint ă aspectul de înc ărcare, topografia de contact/angrenare și
corecturile flancurilor.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
23
Figura nr. 1.9
Corectarea flancurilor se execut ă ținând cont de respectarea cerin ței cinematice care impune
ca cel puțin un punct de pe flancul dintelui s ă rămână necorectat. Astfel se men ține constant pasul
de angrenare.
La ora actual ă, pentru proiectarea și construc ția unor angrenaje silen țioase se porne ște de la
stabilirea, în tema de proiectare, a m ărimilor caracteristice care descriu comportamentul acustic.
Urmează proiectarea unui angrenaj care poate fi realizat și practic. Cre șterea calit ății suprafe țelor
de lucru ale flancurilor asigur ă o scădere a nivelului de zgomot. Pentru o dantur ă rectificat ă se
obține o scădere a nivelului de zgomot cu 3 – 4 dB fa ță de o dantur ă frezată.
Erorile cauzate de sarcin ă (eroarea relativ ă a pasului de baz ă și eroarea de rota ție)
influențează comportarea vibroacustic ă a angrenajelor. La angrenaj ele de putere, unde eroarea
relativă a pasului Ep este mai mare ca zero, angrenarea începe și se termin ă în afara liniei teoretice
de angrenare. Acest fapt conduce la intrarea și ieșirea dintelui din angrenare cu șoc (vezi figura nr.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
24 1.10). Eroarea de rota ție cumuleaz ă efectul deforma țiilor și erorile danturii, fiind eroarea de
rostogolire par țială înregistrat ă sub sarcin ă și dă indicația cea mai complet ă asupra excita ției.
Figura nr. 1.10
Excita țiile produse de frecare și de forțele axiale (la danturile înclinate) au fost pu țin
abordate în cercet ări, definirea lor este mai dificil ă și, oricum, au o influen ță redusă în raport cu alte
excitații.
1.2.3 Modificarea parametrilor de exploatare ai angrenajelor din transmisii
Cercet ările experimentale au ar ătat că nivelul de vibra ții și zgomot produs de un angrenaj în
funcționare cre ște odată cu încărcarea transmis ă și cu viteza unghiular ă. În figura nr. 1.11 se
evidențiază acest aspect.
Figura nr. 1.11
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
25 Se constat ă că o dublare a momentului de înc ărcare are ca efect o cre ștere a nivelului
de zgomot cu 3 – 4 dB, iar dublarea tura ției produce o cre ștere cu 6 – 7 dB la accea și încărcare.
Tendința modern ă în construc ția de mașini este cre șterea puternic ă a vitezelor și a puterii a șa că nu se
poate realiza reducerea nivelului de zgomot și vibrații prin modificarea acestor parametri. Totu și,
funcționarea angrenajelor trebuie s ă se realizeze la tura ții care să evite fenomenul de rezonan ță.
1.2.4 Modificarea parametrilor angren ajelor conice din transmisii
Zgomotul produs de angren ajele conice este influen țat de elemente de natur ă constructiv ă,
tehnologic ă și de exploatare. De și mult timp s-a folosit angrenajul conic cu din ți drepți, o serie de
deficiențe ale acestuia a determinat apari ția angrenajelor cu din ți înclinați și, mai târziu, cu din ți curbi
(Gleason, Oerlikon) care prezint ă avantajele:
o creșterea gradului de acope rire, ceea ce înseamn ă o funcționare mai lini ștită și durabilitate
sporită;
o diminuarea sensibilit ății la deplas ări relative ale ro ților componente, prin posibilitatea
eliminării concentr ărilor de tensiuni în mod mai convenabil la dantura curb ă decât la dantura
dreaptă;
o realizarea prin procedee de fabrica ție cu productivitate m ărită.
Pentru ob ținerea unor angrenaje rigi de, în ultima perioad ă se folosesc angrenaje conice
hipoide, la care are loc o de plasare a axei pinionului de la linia centrului ro ții dințate conice.
Avantajul deplas ării axei îl constituie m ărirea diametrului pinionului, împreun ă cu creșterea
corespunz ătoare de putere a angrenajului.
Datorit ă alunecării între din ți (în lungul din ților) angrenajele hipoide lucreaz ă mai liniștit
decât angrenajele conice cu din ți curbi, asem ănându-se, din acest punct de vedere, cu angrenajele
melcate.
Criteriul de apreciere pentru apari ția zgomotului, plecând de la re zultatele calculelor, pe lâng ă
lungimea și forma diagramei de înc ărcare se mai ia în considerare comportamentul abaterii la
rostogolire a flancurilor și variația rigidității la torsiune în domeniul cu înc ărcare parțială. În figura
nr. 1.12 se prezint ă diferite diagrame de înc ărcare pentru ro ți conice: 1 – topografia „Ease off”, 2 –
diagrama de înc ărcare pentru angrenare singular ă, 3 – varia ția abaterii de rostogolire a flancurilor, 4 –
diagrama de înc ărcare pentru angrenare multipl ă.
Figura nr. 1.12
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
26 Reducerea zgomotului la angren ajele conice se poate realiza și prin adoptarea unui proces de
execuție corespunz ător. În prezent se efectueaz ă prelucrări de finisare asupra angrenajelor cu ro ți
conice. În urma tratamentului termic apar deforma ții care pot fi remediate par țial la lepuire. Prin
șlefuire sau frezare cu scule din materiale dure se observ ă o îmbunătățire a calit ății danturii (mai ales
la dimensiuni mari) deoarece deforma țiile la călire pot fi greu controlate.
Referitor la parametrii de exploatare, nivelu l zgomotului produs de angrenaje este influen țat
de încărcarea transmisiei, de viteza unghiular ă, de reglajul angrenajului și menținerea lui sau de tipul
de ulei folosit.
1.2.5 Solu ții de reducere a zgomotului în lag ărele din transmisii
În construc ția cutiilor de viteze sunt utilizate lag ăre cu alunecare (lag ăre fluide) si lag ăre cu
rostogolire (rulmen ți). Lagărele cu rostogolire (rulmenți) sunt cele mai r ăspândite în construc ția
cutiilor de viteze, deoarece se adapteaz ă perfect ungerii prin barbotare .. În figura nr. 1.13 se prezint ă
o sinteză a lagărelor cu rostogolire utilizat e în cutiile de viteze.
Fig.nr. 1.13
Rulmen ții au în componen ță elemente de rostogolire – bile, role, ace – montate între inelul
interior și inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile, ale lagarului.
La alegerea formei constructive optime pentru lag ăre trebuie s ă se aibă în vedere ca la
încărcările existente în lag ăr, forțele interne din rulmen ți să fie cât mai mici. De regul ă, în cazul
sarcinilor medii se prefer ă folsirea rulmen ților cu bile care îndeplinesc cerin țele privind o acustic ă
bună. La rulmen ții pe două rânduri sau la montarea mai multor rulmen ți unul lâng ă altul, trebuie
avut grijă ca fiecare rând de corp de rostogolire s ă fie suficient înc ărcat. Aceast ă cerință este impus ă
mai ales dac ă sunt prev ăzute abateri mari de aliniere în lag ăr. Este avantajos dac ă lagărele
funcționează fără jocuri. La lag ărele cu solicit ări combinate, eliminar ea jocurilor este posibil ă prin
reglarea pe direc ția axială a jocului din lag ăr. Condițiile în care se monteaz ă rulmenții sunt
determinante pentru tipul și intensitatea zgomotelor în func ționare. Chiar și rulmenți silențioși pot
deveni, în condi ții de montare și exploatare incorecte, surse de zgomot.
Pentru a putea beneficia din plin de calitatea unui rulment într -un mecanism trebuie stabilite
și respectate anumite calit ăți ale componentelor de racordare (ale alezajelor și arborilor unde se
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
27 montează rulmenții). Trebuiesc respectate abaterile de la valoarea nominal ă , forma circular ă și
coaxialitatea alezajelor. Efectul acestor abateri asupra zgomotului în lag ăre este dependent de mai
mulți factori :
valoarea solicit ării;
jocul din rulmen ți;
ungerea din rulmen ți;
abaterile unghiulare ale inelelor rotative.
Jocul lagărului în func ționare trebuie s ă fie cât mai mic, dar la valoarea la care s ă nu apară
forțe suplimentare în lag ăr. Forțele de detensionare au ca efect o cre ștere considerabil ă a zgomotului
mai ales la lag ărele cu sarcini mici. În figura nr. 1.14 se eviden țiază acest lucru, pentru jocuri
negative (strângeri) avem o cre ștere rapid ă a zgomotului la rulare.
Figura nr. 1.14 .
Un rol important în buna func ționare a rulmentului o are ungerea. Un film de lubrifiant
incomplet conduce la apari ția uzurii ceea ce conduce la apari ția zgomotelor. Prin armonizarea
formei constructive a lag ărului, a dimensiunilor, a jocului cu m ărimea și direcția sarcinii și cu
turația, deforma țiile în lag ăre pot fi men ținute la valori mici și condițiile de func ționare pot fi
menținute la un regim optim. Supradimensionarea lag ărului nu conduce la cre șterea siguran ței, în
schimb cre ște nivelul zgomotului.
1.3 Metode moderne de m ăsurare și analiză a vibrațiilor structurilor
Vibrația și, implicit zgomotul au totdeauna cauze și efecte . Zgomotul și vibrația din mediul
ambiant sau din zonele industriale sunt produse de procese particulare în care for țe dinamice excit ă
structurile. Acestea creaz ă oamenilor disconfort, st ări de oboseal ă și chiar îmboln ăviri. Asupra
mașinilor, vehiculelor și clădirilor efectul lor const ă în uzură, scăderea performan țelor, func ționare
deficitară sau apari ția oricărui grad de defectare ireversibil ă. Multe dintre problemele de zgomot și
vibrație sunt legate de fenomenul de rezonan ță. Pentru orice situa ție exstă mereu trei factori:
9 Sursa – locul unde este generat ă forța dinamic ă;
9 Calea – explic ă pe unde și cum este transmis ă energia;
9 Receptorul – cât de mult zgomot sau vibra ție pot fi suportate sau admise.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
28 Ace ști factori trebuiesc studia ți pentru a g ăsi soluțiile optime corespunz ătoare. Să luăm
exemplul unui autoturism al c ărui nivel de zgomot este foarte mare. În aceast ă situație sursa
vibrației este motorul și cutia de viteze, calea de transm itere o constituie caroseria ma șinii, iar
receptorul e reprezentat de c ătre urechile conduc ătorului auto.
1.3.1 Analiza semnalului și a sistemului
Analiza semnalului este proc esul prin care se determin ă răspunsul sistemului supus la
acțiunea unor excita ții necunoscute, cu caracter general, și prezentarea lor într-o modalitate u șor de
interpretat. Analiza sistemului folose ște tehnici pentru determinarea propriet ăților inerente
sistemului. Acest lucru se realizeaz ă prin excitarea sistemului cu for țe cunoscute și studierea
raportului r ăspuns/forță (sensibilitate). Pentru sistem ele liniare acest raport reprezint ă o proprietate
independent ă, care rămâne neschimbat ă indiferent dac ă sistemul este exc itat sau în repaus.
Prin analiza sistemului, m ăsurând mobilitatea și folosind metodele analizei modale, pot fi
obținute modele dinamice ale structurii, iar ul terior, pe baza acestora, poate fi prezis ă comportarea
structurii la factori excitatori care difer ă de cei pentru care s-a f ăcut înregistrarea datelor și chiar mai
mult, poate fi prezis r ăspunsul structurii în urma efectu ării unor modific ări structurale.
Analiza semnalului
Pentru exemplul considerat mai sus, o component ă discretă din spectrul accelera ției va
corespunde cu o tura ție a unui anumit arbore din sistemul de transmisie al ma șinii. Dac ă
componenta din spectru are o amplitudine relativ mare, rezult ă că mișcarea arborelui respectiv
constituie o surs ă de vibrație și zgomot. Odată ce sursa a fost identificat ă apar întreb ările: are ea un
nivel ridicat din punct de vedere al energiei dinamice, for țând astfel structura s ă vibreze?; sau, este
structura „slab ă” din punct de vedere dinamic chiar în dreptul acestei frecven țe discrete, r ăspunzând
astfel excesiv chiar la for țe de excita ție de valori relativ normale?
Figura nr. 1.15
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
29
Analiza sistemului
Dac ă pentru exemplul considerat, în graficul r ăspunsului sistemului în func ție de vitez ă apar
vârfuri, se poate trage concluzia c ă frecvențele corespunz ătoare constituie rezonan țe în sistemul
măsurat. Cu toate acestea, atâta timp cât for ța excitatoare este necunoscut ă, această concluzie nu
este neapărat corectă, vârfurile putând fi prezente chiar în aceast ă forță excitatoare (fig. nr. 1.16)
Figura nr. 1.16
1.3.2 Rezolvarea problemelor dinamice
Măsurarea formei deformate a structurii în timpul func ționării acesteia presupune
determinarea deforma țiilor dinamice for țate în domeniul frecven țelor de func ționare, sub
acțiunea unor for țe necunoscute, dar reale. În exemplul considerat forma deformat ă a cutiei de
viteze și a motorului are loc pe direc ție vertical ă. Ca urmare, rezolvarea problemei ar consta în
realizarea unei constrângeri a sistemului pe aceast ă direcție. Acest lucru ar put ea fi realizat prin
adăugarea unor rigidit ăți suplimentare în punctele în care amplitudinea este mare sau mi șcarea
este în antifaz ă. Mărirea rigidit ății va duce la cre
șterea frecven țelor proprii și ar fi de dorit ca ele
să iasă din domeniul frecven țelor de lucru.
Majoritatea problemelor întâlnite în practic ă au ca punct de plecare excitarea, prin
fenomenul de rezonan ță, a unuia sau a mai multor moduri proprii de vibra ție de către forțele apărute
în regimul de func ționare. Modurile proprii a c ăror frecven ță se găsește în domeniul frecven țelor de
lucru vor reprezenta mereu un poten țial pericol
O proprietate, deosebit de important ă, a modurilor de vibra ție este aceea c ă orice răspuns
dinamic al unei structuri, la vibra ții libere sau for țate, poate fi descompus într-o sum ă discretă de
moduri proprii de vibra ție corespunz ătoare acelei structuri (fig. nr. 1.17)
Parametri modali sunt: frecven ța modală, amortizarea modal ă și forma modului. Parametri
modali, corespunz ători tuturor modurilo r proprii de vibra ție existente în plaja frecven țelor de
interes, constituie o descriere complet ă a dinamicii structurii. De aici și necesitatea studierii
modurilor proprii de vibra ție a structurii în regim liber, moduri care reprezint ă proprietăți inerente
ale acesteia.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
30
Figura nr. 1.17
Analiza modal ă este metoda prin care sunt determina ți toți parametri modali și care sunt
suficienți pentru formularea unui model matematic , care poate apoi s ă descrie dinamica structurii.
Analiza modal ă poate fi abordat ă prin metode analiti ce sau experimentale.
Figura nr. 1.18 Modele matematice
După efectuarea m ăsurărilor experimentale, spre exemplu dup ă modelul schematic prezentat
în figura nr. 1.19, datele modale se determin ă sub diferite forme:
• Curba de r ăspuns în frecven ță, care furnizeaz ă valorile exacte ale frecven țelor modale
(acestea, asociate cu forma modurilor de vibra ție, dau informa ții complete asupra
modurilor);
• Date privind forma modurilor de vibra ție (eventual anim ția lor), care ajut ă la crearea unui
model matematic modal.
Datele modale ob ținute experimental au un domeniu mare de aplicare, printre care se pot face:
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
31 • verificarea frecven țelor modale;
• descrierea calitativ ă a formei modurilor, ajutând astfel la în țelegerea comport ării dinamice a
structurii în vederea detect ării defecțiunilor;
• verificarea și îmbunătățirea modelelor analitice;
• efectuarea de simul ări pe calculator (bazate pe m odelul modal) necesare îmbun ătățirii
prototipurilor sau detect ării defecțiunilor
Figura nr. 1.19
1.3.3 Excitarea structurii
În vederea m ăsurării mobilit ății unei structuri, aceasta trebuie excitat ă cu o forță dinamică
cunoscută, măsurabilă, nefiind restric ții, din punct de vedere teoretic, în ceea ce prive ște forma de
undă. În alegerea for ței de excita ție trebuie s ă se țină cont de câ țiva parametri:
– Structura care va fi excitat ă;
– Controlul spectrului for ței excitatoare;
– Factorul de amplitudine; – Ti pul structurii – linia re sau neliniare;
– Durata efectu ării testului;
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
32 – Echipamentul disponibil.
For ța de excita ție trebuie aleas ă astfel încât s ă fie relativ constant ă pe întreg domeniul de
interes, spectrul r ăspuns va avea acela și domeniu de frecven țe ca și forța. În figura nr. 1.20 sunt
prezentate câteva tipuri de excita ție.
Figura nr. 1.20
Analiza modal ă acceptă o abordare liniar ă a sistemelor și folosește modele liniare. Dac ă
întâlnim o structur ă care prezint ă unele neliniarit ăți, vom căuta să facem o cât mai bun ă aproximare
liniară. Folosind o form ă de undă aleatoare care excit ă structura cu o mare varietate a nivelelor
amplitudinii, prin medierile efectuate ulterior în semnalele intrare-ie șire, comportarea neliniar ă
poate fi eliminat ă. În general, în studiul neliniarit ăților se folose ște excitația cu o for ță sinusoidal ă
de amplitudine maxim ă.
Aplicarea excita ției
For țele excitatoare pot fi generate prin dife rite mijloace, existând numeroase tipuri de
aparate proiectate special în acest scop. Ținând cont de caracteristica de band ă a forței excitatoare
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
33 se pot considera dou ă clase: excitatoare care se ata șează (se prind) sau care nu se ata șează de
structura de studiu.
Câteva exemple pentru excitato arele care se prind de structur ă sunt: vibratorul
electromagnetic; vibratorul electrohidraulic; vibratorul cu mase excentrice aflate în mi șcare de
rotație; vibratoare speciale. Excitato are care nu se prind de structur ă: ciocane; pendule de impact;
cabluri suspendate
Măsurarea for ței
Forța aplicată este în general m ăsurată cu ajutorul traductorului piezoelectric de for ță, acesta
prezentând urm ătoarele avantaje:
¾ dimensiune și masă mică (nu modific ă proprietățile mecanice ale structurii);
¾ liniaritate foarte bun ă;
¾ domeniul dinamic larg (120 dB);
¾ domeniu larg de frecven țe.
Vibratorul trebui e prins de structur ă în punctul și pe direc ția pe care se dore ște să se facă
excitarea acesteia. Structura, în punctul de excitare, trebuie s ă fie liberă pentru celelalte cinci grade
de libertate, f ără rotiri sau constrânge ri laterale. O metod ă bună de prindere a vibratorului de
structură este folosirea unei tije din o țel, aceasta având o rigiditate mare pe direc ție axială, dar mică
pe direcție transversal ă și la rotație, oferind un control bun al direc ției forței de excita ție și, în plus,
protejează traductorul de for ță la suprasarcini distructive (figura nr. 1.21).
Figura nr. 1.21 M ăsurarea r ăspunsului
Măsurarea răspunsului presupune m ăsurarea oric ăruia dintre urm ătorii parametri: deplasare,
viteză sau accelera ție. Cea mai bun ă alegere a traductorului de vibra ție o constituie accelerometrul
piezoelectric, deoarece are:
¾ liniaritate bun ă;
¾ greutate redus ă (pot fi și sub 1 gram);
¾ domeniu dinamic mare (160 dB);
¾ domeniu larg de frecven țe (0,2 Hz – 10 kHz pentru liniarit ăți mai bune de 5%);
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
34 ¾ proiectare simpl ă și construc ție robustă (unele tipuri rezist ă la șocuri foarte mari);
¾ rezistență mare la diver și factori de mediu;
¾ sensibilitate mic ă pe direcție transversal ă;
¾ montaj simplu.
În figura nr. 1.22 sunt ilustrate câteva modalit ăți de montare a accelerometrelor
Figura nr. 1.22
Excita ția de tip impact
Testarea cu ajutorul ciocanelor de impact are numeroae avantaje:
¾ viteză ridicată de efectuare a testului – sunt necesare pu ține medieri;
¾ nu sunt necesare dispoziti ve speciale de fixare;
¾ nu există o masă suplimentar ă, variabil ă, care să încarce structura – avantaj pentru
structurile u șoare;
¾ portabile, se preteaz ă bine măsurărilor din afara laboratorului;
¾ realizarea lor nu este scump ă.
Utilizarea ciocanelor de impact are totu și și unele dezavantaje:
¾ factorul de amplitudine, av ând o valoare relativ ridicat ă
, face ca aceast ă metodă să nu fie
propice sistemelor nelini are, din moment ce apare posibilitatea excit ării comport ării
neliniare a acestora;
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
35 ¾ în cazul excit ării structurilor mari, în timpul impactului, trebuie aplicat ă o energie suficient
de mare care îns ă duce la deterior ări locale ale structurii;
¾ semnalul are un caracter puternic determinist, nepermi țând aproxim ări liniare pentru
sistemele neliniare chiar dac ă se folose ște funcția de coeren ță;
¾ spectrul poate fi controlat numai la limita superioar ă a frecven țelor, nepermi țând analize de
tip zoom.
Figura nr. 1.23 Ciocan de impact
1.3.4 Relații importante folosite în analiza spectral ă
R e l a ția timp-frecven ță.
În mod normal, datele pot fi reprezentate în dou ă domenii diferite: timp sau frecven ță. Deși
reprezentarea difer ă, informația este aceea și. Trebuie re ținut faptul c ă dacă un eveniment apare pe
un domeniu larg într-o repr ezentare, atunci în cealalt ă reprezentare el va apare într-un domeniu
îngust; și invers:
¾ un semnal cu o durat ă mică în timp, de tip puls, va avea un spectru larg (de la 0 Hz pân ă la
frecvențe foarte înalte) în domeniul frecven ță;
¾ un semnal sinusoidal, cu o durat ă
mare în timp, are un spectru format numai dintr-o linie
spectrală.
Figura nr. 1.24 Rela ția timp-frecven ță
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
36 Rela ția trunchiere-pierderi de date.
Când observa ția este limitat ă într-un anumit domeniu, în registrarea este trunchiat ă, iar în
celălalt domeniu apar pierderi de date, scurgeri de informa ție:
¾ dacă încercăm să măsurăm un semnal de tip puls, folosind instrumente care nu au suficient ă
lățime de band ă, atunci semnalul puls va apare mai lat decât este în realitate;
¾ dacă în dreptul unei rezonan țe, timpul necesar înregistr ării este mai mic decât cel normal,
atunci, în spectrul amplitudine-frecven ță, amplitudinea din dreptul rezonan ței va fi
trunchiată.
Figura nr. 1.25
1.4 Concluzii
Din analiza cauzelor și a surselor zgomotului agregatelor transmisiei vehiculelor prezentat ă
în acest capitol se pot sintetiza urm ătoarele afirmații:
a) Din punctul de vedere al mecanismelor de generare, sursele zgomotului agregatelor
transmisiilor mecanice sunt angrenajele ro ților dințate, frecările între compone nte, cuplajele,
lagărele și suprafețele exterioare ale carcasei;
b) Forțele de excita ție care apar în timpul func ționării cutiei sumatoare sunt for țe
unidirecționale, datorate procesului de angrenare a ro ților, și forțe reversibile, for țe de
inerție ale maselor în mi șcare;
c) Nivelul de zgomot al angrenaj elor din cutiile de viteze și cutiile de distribu ție este influen țat
de elemente de natur ă constructiv ă (modul, unghi de angrenare, unghi de înclinare a
dintelui, bombarea, material, etc.), tehnologic ă (clasa de execu ție, eroarea de form ă a
profilului, eroarea de direc ție a dintelui, rugozitatea flancurilor, etc.) și de exploatare (viteza
de rotație, sarcina, ungerea);
d)
Din exemplul prezentat privind cercet ări pentru reducerea zgomotul ui produs de cutiile de
viteze s-a demonstrat c ă utilizarea angrenajelor cu module mic șorate, unghi de angrenare
micșorat și grad mare de acoperire conduce la reducer ea zgomotului cu 3 – 6 dB(A). Astfel,
crește competitivitatea agregatelor transmisiei și încadrarea lor în normele interna ționale
privind zgomotul produs;
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
37 e) Un rol important în buna func ționare lag ărelor cu rulmen ți o are ungerea. Un film de
lubrifiant incomplet conduce la apari ția uzurii ceea ce conduce la apari ția zgomotelor. Prin
armonizarea formei constructive a lag ărului, a dimensiunilor, a jocului cu m ărimea și
direcția sarcinii și cu tura ția, deforma țiile în lag ăre pot fi men ținute la valori mici și
condițiile de func ționare pot fi men ținute la un regim optim;
f) Supradimensionarea lag ărului nu conduce la cre șterea siguran ței și a fiabilit ății, în schimb
crește nivelul zgomotului;
g) O structur ă slab amortizat ă va avea rezonan țe „ascuțite” (amplitudini relativ mari la
rezonanță, cu pante mari de cre ștere și descreștere), structura oscilând mult pân ă când
amplitudinea mi șcării va fi nul ă;
h) În cazul unei structuri puternic amortizate mi șcarea de oscila ție se va atenua într-un timp
relativ scurt;
În final, se poate afirma c ă, în toate agregatele tr ansmisiilor mecanice, ro țile în angrenare
reprezintă cea mai puternic ă excitație. Până în prezent, aten ția cercetătorilor a fost îndreptat ă în
vederea ob ținerii unor angrenaje care s ă respecte criteriile modern e de proiectare, execu ție și montaj
optime din punct de vedere al gener ării și transmiterii zgomotului aerian si/sau stru ctural.
Reducerile excita ției mecanice, din punctul de vedere al optimiz ării acustice, sunt posibile,
dar, datorit ă costurilor considerabile și din considerente tehnice și de fabrica ție, ele pot fi efectuate
numai pân ă la o anumit ă limită.
Deci, o reducere a excita ției mecanice este limitat ă din raționamente tehnice și economice.
Cu toate acestea, devine deosebit de important ă soluția îmbunătățirii structurii cutiei sumatoare și de
distribuție, în special a carcasei, astfel încât aceasta s ă prezinte cât mai pu ține vibra ții ale
suprafețelor exterioare ob ținându-se astfel o atenuare semnificativ ă a zgomotului structural.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
38 Capitolul 2
ELEMENTE DE BAZ Ă ÎN ANALIZA VIBRA ȚIILOR ȘI ZGOMOTELOR. FUNC ȚII
MATEMATICE FOLOSITE ÎN ANALIZA VIBRA ȚIILOR ȘI ZGOMOTELOR
2.1 Elemente de baz ă în analiza vibra țiilor
Elementele sistemelor mecanice acumuleaz ă energie poten țială (arcuri), energie cinetic ă
(mase sau momente de iner ție masice). Pot fi și elemente în care are loc o pierdere continu ă de
energie (amortizoare). Vibrația unui sistem mecanic este o schimbare periodic ă a energiei între
forma cinetic ă și cea poten țială. În sistemele cu amortizare, la fi ecare ciclu are loc o pierdere de
energie.
Energia vibra țiilor se propag ă sub form ă de unde elastice prin care se realizeaz ă permanent
echilibrul dintre energia poten țială și cea cinetic ă. Diferența dintre diversele tipuri de unde elastice
se află în modul de acumulare a energiei poten țiale.
În analiza sistemelor mecanice, dac ă numărul gradelor de libertate luat în considerare este
nelimitat, sistemul mecanic se va numi sistem cu mas ă și elasticitate distribuit ă. Astfel de sisteme
sunt grinzile și plăcile supuse vibra țiilor de încovoiere, elemente de baz ă ce se găsesc în construc ția
carcaselor agregatelor transmisiilor autovehiculului.
În diferite puncte ale unui sistemm fizic complicat vibra țiile reale m ăsurate pot fi complet
diferite unele fa ță de altele chiar dac ă punctele considerate sunt situate la o distan ță mică unele față
de altele. Direc ția în spa țiu a vibra țiilor poate varia și, pentru o investigare minu țioasă, sunt
necesare determinarea vibra țiilor atât ca funcții de frecven ță, cât și ca funcții de coordonate
spațiale în fiecare punct de analiz ă. Deci, în cazul unor asemenea sisteme, pentru descrierea
mișcării sunt necesare determinarea unor func ții care să indice varia ția în timp a deplas ărilor în
fiecare punct: funcții de timp și de punct .
Aplicarea unor metodologii simple, în indentificarea su rselor, traseului și a răspunsului, nu
asigură rezolvări de calitate pentru st ructurile complicate. În aceste cazuri, considerarea global ă a
transferului energetic, care s ă cuprindă caracterul multirezonant al vibra ției, a permis o abordare
eficientă. O astfel de analiz ă energetic ă a fost folosit ă în aceast ă lucrare în scopul determin ării pe
cale experimental ă a corelației dintre vibra ția structurii carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție și
zgomotul radiat de suprafe țele acesteia.
În acest subcapitol sunt definite caracteristicile de baz ă ale vibra țiilor sistemelor mecanice și
a excitației aplicate asupra lor. Studiul prezentat în acest subcapitol are la baz ă în principal
informațiile cuprinse în lucrarea redactat ă de către Harris, C.M. și Crede, C.E. , [41], precum și
următorul material bibliografic: [4], [12], [14], [17], [23], [24], [26], [32], [33], [43], [47], [58],
[73], [83], [89] și [90]. Alte lucr ări care au fost studiate suplimentar sunt prezentate în Bibliografia
lucrării.
2.1.1 Definirea carcteristicilor vibra țiilor sistemelor mecanice și a excita ției aplicate
asupra lor
În analiza vibra țiilor unui sistem fizic primul pas este reprezentarea lui printr-un model
matematic care s ă aibă în general aceea și comportare. Se vor stabili masele, constantele elastice și
amortizările, precum și forțele aplicate. Urm ătorul pas este stabilirea urm ătoarelor propriet ăți ale
sistemului:
¾ Frecvențele proprii ωn ;
♦ Configura ția modurilor normale de vibra ții Djn ;
♦ Amortizările diferitelor moduri de vibra ții;
♦ Distribuția maselor mj.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
39 Prin defini ție, [41], într-un sistem oscilant, un mod de vibra ție reprezint ă o formă
caracteristic ă a sistemului, în care fi ecare punct material are o mi șcare armonic ă simplă, de aceea și
frecvență. Într-un sistem cu mai multe grade de libertate, pot exista simultan dou ă sau mai multe
moduri de vibra ție.
Num ărul de parametri independen ți necesari pentru a defini în orice moment pozi țiile tuturor
maselor unui sistem fa ță de un reper dat îl constituie num ărul de grade de liber tate ale sistemului.
Astfel, dac ă sistemul are N mase care se pot deplas a de-a lungul axelor X și Y, numărul gradelor de
libertate va fi 2N. Pentru fiecare grad de libertate (fiecare coordonat ă în mișcarea unei mase) se
poate scrie câte una din ecua țiile:
mx F
IMjj x j
kk k&& ,
&& ,=
=⎧
⎨⎩α
α (2.1)
în care F xj este proiec ția pe axa X a tuturor for țelor exterioare, elastice și de amortizare care
acționează asupra masei de ordinul j; M αk – proiec ția pe axa α a cuplurilor exterioare ce se
exercită asupra corpului cu gr ad de libertate k; I k – momentul de iner ție al masei k fa ță de axa α, o
axă principal ă de inerție. Ecuațiile (2.1) sunt de aceea și formă și li se poate asocia expresia:
mx Fjj j&&=, (2.2)
în care F j reprezint ă rezultanta for țelor (cuplurilor) aplic ate sistemului dup ă gradul de libertate j; &&xj
este accelera ția (de transla ție sau de rota ție) după gradul de libertate j, iar m j reprezint ă masa
(momentul de iner ție) corespunz ătoare gradului de libertate j.
Forța elastică totală Fel care acționează asupra gradului de libertate j este constituit ă din
suma efectelor deplas ărilor pe toate gradele de libertate:
FK xel jk k
kN
=−
=∑
1. (2.3)
Introducând for ța elastică, Fel, din rela ția (2.3) în ecua ția (2.2), împreun ă cu forțele
exterioare, F j, se obțin cele n ecuații de mișcare:
mx F K xjj j j kk
k&&=− ∑ . (2.4)
Când nu este supus ă la forțe exterioare, sistemul mecanic poate oscila cu aceste frecven țe,
numite frecvențe proprii sau naturale ale sistemului. În func ție de condi țiile inițiale, sistemul poate
vibra cu una sau cu toate aceste frecven țe.
Moduri proprii de vibra ție
Numărul gradelor de libertate ale unui sistem fizic este egal cu num ărul frecven țelor
proprii ale acestuia . Astfel, un sistem cu parametri distribui ți are un num ăr infinit de frecven țe
proprii. La un moment dat, un astf el de sistem va vibra, de obi cei cu o amplitudine apreciabil ă,
numai la un num ăr limitat de frecven țe, adesea la una singur ă. Fiecărei frecven țe proprii îi va
corespunde o form ă de vibrțție, numită mod normal sau propriu de vibra ție, aceasta fiind forma
pe care o ia sistemul (str uctura) în timpul vibra țiilor libere, cu frecven ța proprie.
Astfel, un sistem mecanic care vibreaz ă liber cu una singur ă din frecven țele sale proprii ωn
are o distribu ție a amplitudinilor numit ă mod propriu de vibra ții [41] și care este definit ă printr-un
șir de valori, Djn,
ωnj j n j n k n
kmD K D2=∑ . (2.5)
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
40 Șirul de valori Djn, care formeaz ă un mod propriu de vibra ție, este independent de m ărimile
absolute Djn, dar depinde de valorile lor relative.
În general, orice sistem (structur ă) are puncte, linii sau suprafe țe nodale, care nu se mi șcă
în nici unul din modur ile proprii de vibra ție. Pentru modul fundament al, care corespunde
frecvenței cea mai joas ă, reazemele sau punctele de fixare ale sistemului sunt în mod obi șnuit
singurele puncte nodale. În modurile de vibra ție ale unor sisteme corespunz ătoare frecven țelor
proprii mai ridicate, nodurile cap ătă adesea o distribu ție mai complicat ă. În problemele complexe de
vibrații forțate este necesar ă cunoașterea pozi ției nodurilor, deoarece aplicarea for ței într-un punct
nodal, în general, nu va da na ștere la vibra ție.
Solu ționarea complet ă a problemei vibra ției libere a unui sistem fizic necesit ă determinarea
tuturor frecven țelor proprii și a modurilor de vibra ție corespunz ătoare. Îns ă, în practic ă este
suficient s ă se cunoasc ă numai câteva frecven țe proprii, în majoritatea cazurilor cunoa șterea exact ă
a modului de vibra ție fiind de importan ță secundar ă, acest fapt fiind deosebit de important deoarece
permite elaborarea unor metode de determinare a frecven țelor unui num ăr redus de armonici.
Amortizarea structural ă
În marea majoritate a cazurilor, amortiz ările care apar în sistemele elastice sunt de natur ă
vâscoasă (sau fluid ă), adică forțele (momentele) de amortizare sunt propor ționale cu viteza relativ ă
a mediilor în mi șcare.
Energia disipat ă prin amortizare este propor țională cu frecven ța perturbatoare. Totu și, în
multe sisteme mecanice amortizarea este independent ă de frecven ță. Pentru reprezentarea mai
corectă a amortizării structurale s-a introdus expresia:
kg c⋅=, (2.6)
în care g
n=⋅⋅2ςω
ω , ς=c
cc și cm k mcn=⋅ = ⋅ ⋅22 ω, c este coeficientul de amortizare, cc este
coeficientul de amortizare critic, iar ς reprezint ă fracțiunea din amortizarea critic ă.
2.1.2 Modelarea matematic ă a răspunsului sistemelor mecanice la vibra ții
Fiecare sistem elastic este caracterizat prin anumite propriet ăți ale modurilor sale proprii de
vibrație. Datorit ă ortogonalit ății modurilor proprii, un asemenea sist em poate fi analizat pe baza
unor sisteme oscilante simple. Deplasarea de r ăspuns u(x,y,z) a unui sistem liniar poate fi
exprimată cu ajutorul modurilor sale normale Φn(x,y,z) prin relația:
uxyz q xyzn
n(,, ) () (,, ) =∑ tΦ . (2.7)
Presupunând c ă sistemul are amortizare structural ă, adică amortizarea este în faz ă cu viteza
și proporțională cu deplasarea generalizat ă al fiecărui mod de vibra ție, ecuațiile lui Lagrange vor
avea forma:
&&()()qj qQ
nn n nn++ =12γωt
Mn, (2.8)
în care: γn este coeficientul de amortizare structural ă, ωn este pulsa ția modului de ordinul n,
Mn este masa generalizat ă, putând fi determinat ă pe baza rela ției:
M xyz dnn=∫Φ2(,, ) m , (2.9)
iar Qn(t) este forța generalizat ă, de forma:
Qx y z x y z dnn() (, , ,) (, , )tF t V=∫Φ , (2.10)
unde: dV= d xd yd z ⋅⋅ .
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
41 Masa generalizat ă și forța generalizat ă se obțin prin efectuarea integralelor pe întregul
sistem. Pentru a stabili func ția de răspuns, se consider ă că asupra sistemului se aplic ă o forță
armonică. Astfel, forța generalizat ă devine:
Qe x y z x y z d w wnj
nn () (, , ,) (, , )tF t Vtt=∫ωωΦ =ej
0 (2.11)
în care wo este amplitudinea for ței aplicate:
w F xyz d0=∫(,,,) tV , (2.12)
iar wn este factorul de contribu ție al sarcinii corespunz ător modului de vibra ție:
wwFx y z x y z dnn=∫1
0(,,,) (,,) tVΦ (2.13)
Soluția staționară a mărimii qn este:
( )qwwe
nnj
nn nn
=
−++
0
22 2221()ωφ
ωω ω γt
Mn , (2.14)
și cu ajutorul ei se poate ob ține funcția de răspuns a sistemului:
( )Ajw xyz ennj
nn nnn
()(,, )ω
ωω ω γφ
=
−+∑Φ
Mn22 2221. (2.15)
Pătratul func ției de răspuns, necesar pentru calculul valorii medii p ătratice a r ăspunsului, este:
( )Aj Aj A jw xyznn
nn nn() () ( )(,, )ωω ω
ωω ω γ222
42 2221=⋅ − =
−+⎡
⎣⎢⎤
⎦⎥∑Φ
Mn2 (2.16)
Folosind din nou aproximarea din cazul amortiz ării slabe, valoarea medie p ătratică a
răspunsului sistemului va avea expresia:
uw xyz W
Mnn n
nnn n222
232=∑πω
γωΦ(,, ) ( ) , (2.17)
care este exprimat ă în funcție de modurile proprii de vibra ție și de densitatea spectral ă de putere
W(ωn) a excitației, mărime ce va fi definit ă în subcapitolul 2.3.2 .
2.1.3 Impedan ța mecanic ă
Ecua țiile diferen țiale ale mi șcării unui sistem mecanic liniar pot fi exprimate în func ție de
forța de excita ție, precum și de accelerația, viteza sau deplasarea elementelor sale. În cazul unei
forțe de excita ție sinusoidale ce ac ționează asupra unui sistem liniar, r ăspunsul acestuia în regim
permanent apare sub forma unei accelera ții, viteze și deplasări variind sinusoidal, având frecven ța
egală cu cea a excita ției și fiind defazate fa ță de forța de excita ție. Relația dintre for ța de excita ție și
mișcarea diferitelor puncte ale sistemului poate fi exprimat ă prin ecua ții algebrice cu m ărimi
complexe.
Impedan ța mecanic ă este o m ăsură a răspunsului (mi șcării) unui sistem mecanic în
urma acțiunii unei forțe de excita ție sinusoidale [41]. Impedanța mecanic ă este egal ă cu raportul
dintre forța de excita ție care acționează asupra unui sistem și viteza imprimat ă sistemului, având
ca unitate de m ăsură N.s/m.
Impedan ța mecanic ă constituie un important ajutor în analiza comport ării la vibra ții a
structurilor. În cazul în care for ța și viteza sunt m ăsurate în acela și punct, impedan ța este denumit ă
impedanță punctual ă și descrie capacitatea structurii de a opune rezisten ță sau de a absorbi o
vibrație, iar dacă răspunsul structurii este m ăsurat într-un punct diferit de punctul de excita ție,
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
42 impedanța este denumit ă impedanță de transfer și descrie capacitatea structurii de a transmite
sau de a izola o vibra ție.
Impedanța mecanic ă Z este exprimat ă prin relația:
vFZρρρ
= , (2.18)
în care ρ
F este for ța aplicată și ρv viteza rezultat ă pe direc ția forței, fiind m ărimi vectoriale
exprimate prin rela țiile:
ρ ρ
ρρFF e
vv ej
j=
=⎧
⎨⎪
⎩⎪+(( ) ),
,ωφ
ωtf
t (2.19)
în care diferența de fază, este dependent ă de frecven ță, reprezentarea vectorilor în planul complex
fiind prezentat ă în figura 2.1.
Vectorul impedan ță mecanică:
ρρ
ρ ZF
vej=φ()f , (2.20)
are un argument care este dependent de timp și egal cu diferen ța de fază dintre vectorii for ță și
viteză. Prin urmare, acesta este un vector sta ționar în planul complex, pentru o anumit ă frecvență.
Fig. nr. 2.1 Reprezentarea vectorilor în planul complex.
Vectorii ρ
Fși ρv pot fi exprima ți prin expresiile:
[] []ρρ ρ
ρρ ρFF j F
vv j v=+ + ⋅ +
=⋅⎧
⎨⎪
⎩⎪cos ( ) sin ( ) ,
cos sinωφ ωφ
ωωtf tf
tt .+ (2.21)
Sistemele fizice liniare se pot forma în mod obi șnuit prin asocierea a trei feluri de elemente
idealizate, cu parametri concentra ți: rezistențe (elemente de amortizoare) , elemente elastice și
mase .
2.2 Elemente de baz ă în analiza zgomotelor
Gazele, lichidele, și solidele elastice sunt formate di n sisteme de particule legate care
interacționează între ele. O particul ă sau un sistem de particule în mi șcare de vibra ție efectueaz ă
oscilații relativ mici în jurul unei pozi ții locale de echilibru. Dac ă particula oscileaz ă vor oscila în
continuare și particulele al ăturate, astfel încât oscila ția se va propaga în mediul continuu de la
particulă la particul ă sub form ă de unde, numite unde elastice .
Dac ă mediul din care este alc ătuită o structur ă este cvasielastic și dacă cel puțin una din
dimensiunile sale geometrice este su ficient de mare pentru ca perturba ția inițială să poată fi
considerat ă locală, atunci se poate vorbi despre excitarea , propagarea și radiația unei unde elastice. Axa imaginar ă
Axa reală ρ
F ρv
ρ
Z
ωt
φ(f)φ(f)
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
43 Forma undei este determinat ă de forma perturba ției originare, respec tiv de sursa undei.
Influența formei și a dimensiunii sursei asupra formei undei este foarte puternic ă în imediata
vecinătate a sursei și devine mai pu țin simțită odată cu îndepărtarea de surs ă. La o distan ță suficient
de mare, sursa poate fi considerat ă punctiform ă.
În realitate are loc suprapunerea mai multor asemenea mi șcări de oscila ție cu amplitudini și
frecvențe de valori diferite eviden țiate într-o form ă integrală de către spectrul lor de frecven țe.
Dacă vibrațiile și undele elastice au spectrul de frecven ță cuprins în domeniul 15 Hz ÷ 16000 Hz, în
care este sensibil ă urechea omului, se numesc acustice .
Propagarea undelor acustice se face numai într-un mediu “substanțial”. Ele nu se pot
propaga în vid. Câmpul acustic creeaz ă efecte mecanice, varia ții de presiune acustic ă, care,
acționând asupra organului auditiv al omului, produc senza ția de sunet. Deci, sunetul este definit ca
fiind o varia ție a presiunii (în aer, ap ă sau alte medii) care poate fi detectat ă de către urechea
omului. Conceptul de zgomot se referă la acele sunete care ac ționează într-un mod sup ărător asupra
omului. În studiul ca racteristicilor fizice obiective ale undelor acustice se folose ște termenul de
“sunet ”, iar atunci când se are în vedere ac țiunea lor fiziologic ă se preferă termenul de “zgomot” .
De și perturba țiile, ca și mediile în care se propag ă, pot fi de natur ă diferită, undele acustice
generate de aceste perturba ții au anumite caracteristici esen țiale comune care pot fi grupate în mai
multe tipuri de und ă sau în func ție de diversele naturi ale mediilor în care se propag ă. Aceasta
înseamnă că se poate elabora o teorie formal ă a undelor acustice, comun ă diferitelor naturi ale
undelor care se propag ă în diverse medii. Într-o astfel de teorie, unda acustic ă poate fi reprezentat ă
de oricare din m ărimile care caracterizeaz ă propagarea, ceea ce permite folosirea în locul acestor
mărimi a denumirii generale funcție de und ă Φ( (x,y,z,t) .
În acest subcapitol sunt defi nite caracterist icile de baz ă ale undelor acustice. Studiul
prezentat în acest subcapitol are la baz ă în principal informa țiile cuprinse în urm ătorul material
bibliografic: [2], [6], [9], [11], [24], [32], [33], [67], [83] [84] și [93]. Alte lucr ări care au fost
studiate suplimentar sunt prezentate în Bibliografia lucrării.
2.2.1 Ecua ția undelor acustice
În studiul câmpului acustic, al c ărui mediu de propagare este aerul, într-o prim ă simplificare
acest mediu este asimilat cu un fluid ideal, f ără frecări. În aceste condi ții, forțele de reac ție care
acționează asupra unui volum elementar de suprafa ță ds sunt în întregime normale suprafe ței.
Câmpul acustic creeaz ă efecte mecanice, varia ții de presiune acustic ă, mărime dinamic ă
scalară ce poate fi determinat ă în orice punct din interiorul câmpul ui acustic. Câmpul acustic este
caracterizat prin urm ătoarele mărimi elementare:
♦ Presiunea acustic ă instantanee pi. Reprezint ă variația presiunii p peste și sub
presiunea atmosferic ă în domeniul frecven țelor audibile și este exprimat ă în N/m2
sau Pa:
pP pia t= + cu max( ) pPat <<
în care: Pat reprezint ă presiunea atmosferic ă determinat ă în condiții atmosferice
normale având valoarea Pat = 1,013.105Pa , iar p este presiunea variabil ă.
♦ Viteza de oscila ție a particulelor ρv. Se presupune c ă amplitudinea vectorului ρv
este mică în raport cu viteza de propagare a undei acustice c în mediul respectiv,
și că nu există viteză constantă de deplasare a mediului.
♦ Masa specific ă instantanee ρi a mediului . Este compus ă din masa specific ă
statică ρ0 și masa specific ă variabilă, și este exprimat ă înkg m3:
ρ ρ ρi= +0 cu max( ) ρ ρ<<0
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
44 Mediul de propagare este aerul care este un fluid compresibil. Com portarea câmpului acustic
este descris ă de ecuația sa de evolu ție, ecuația undelor , care este o ecua ție cu derivate par țiale de
ordinul doi, de tip hiperbolic. M ărimile p,ρv,ρ sunt determinate cu ajutorul a trei ecua ții:
♦ Ecuația de mișcare – ecuație vectorial ă;
♦ Ecuțția de continuitate – ecuație scalară;
♦ Ecuația de stare (termodinamic ă) – ecuație scalară.
2.2.2 Propagarea undelor acustice
Producerea și propagarea undelor acustice pres upune în primul rând existen ța unor medii
continue și deformabile. Cunoa șterea acestor medii es te de mare importan ță teoretică, dar mai ales
practică, datorită faptului c ă mediile solide, în special metalele, au o structur ă microcristalin ă.
Pentru cunoa șterea propriet ăților mediilor cristaline trebuiesc studiate, în profunzime,
relațiile existente între diferitele constante ale mediului și starea de solicitare la care este supus sub
acțiunea unor sarcini exterioare în echilibru static sau dinamic. Este necesar ă deci, cunoa șterea unor
noțiuni de mecanica mediilor continue și deformabile.
Dup ă forma suprafe ței de propagare se pot distinge urm ătoarele tipuri importante de unde:
♦ Unde sferice ;
♦ Unde plane ;
♦ Unde cilindrice .
În lucrare vor fi analizate numai undele sferice și plane , cele care prezint ă interes în
dezvoltarea temei propuse în aceast ă lucrare.
2.2.3 Mărimi acustice
În practica m ăsurării și combaterii zgomotelor, m ărimea fizic ă ce intereseaz ă o constituie
presiunea acustic ă p și, uneori, viteza de oscila ție a particulelor v. Mărimile p și v diferă prin
constanta Z care reprezint ă impedanța acustică specifică a aerului .
Deasemenea, o alt ă mărime ce intereseaz ă în mod deosebit este energia transportat ă de
unda acustic ă, definită prin intensitatea acustic ă I într-un punct dat.
În afar ă de aceste m ărimi și de cele care au fost deja definite, în practica m ăsurării și
combaterii zgomotelor mai intervin și alte mărimi, oricare dintre ele putând fi obiect al unei
măsurări directe sau indirecte.
Viteza de propagare a undelor acustice
Deoarece perturba țiile sunt mici, deci se poate ap lica legea lu i Hook, între presiune și
deformație există relația de propor ționalitate:
pE=⋅ε, (2.22)
în care E este modulul de elasticitate longitudinal.
În cazul solidelor, în care odat ă cu deforma țiile longitudinale au loc și deforma ții
transversale, în expresia vitezei de propagare în medii solide extinse la infinit va apare și raportul
dintre deforma ția transversal ă și cea longitudinal ă, notat cu υ și cunoscut sub numele de
coeficientul lui Poisson:
υ=Δ
Δdd
ll . (2.23)
Valoarea acestui coeficient depind e de natura mediului considerat, υ≤05,.
În solide, undele acustice longitudinale se propag ă cu viteza:
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
45 cE
l=−
−−⋅ρυ
υυ1
122, (2.24)
exprimată în m / s , iar undele transversale se propag ă cu viteza:
cG
t=ρ, (2.25)
exprimată în m / s și în care G este modulul de elasticitate transversal:
( )GE=+21 υ . (2.26)
Viteza de propagare a undelor acustice depinde de elasticitatea și densitatea mediului în care
se propag ă. Matematic, viteza c a sunetului în aer se calculeaz ă cu relația:
[] cPmsat=⋅14,/ρ , (2.27)
în care Pat este presiunea atmosferic ă, în N/m2 sau Pa iarρreprezintă densitatea aerului, în kg/m 3.
Pentru aplica țiile practice, viteza sunetului este dependent ă numai de temperatura absolut ă a
aerului:
[ ] cT m s=⋅20 05,/ (2.28)
în care T este temperatura absolut ă a aerului, în grade Kelvin (egal ă cu 273,2 + temperatura în grade
Celsius). Pentru temperaturi în jur de 20°C, viteza sunetului este c = 343,4 m/s.
Impedan ța acustică
Amplitudinea presiunii acustice p și a vitezei de oscila ție a particulei v sunt direct
proporționale între ele. În special, în cazul propag ării undei acustice plane, varia ția în timp a presiu-
nii acustice este aceea și cu varia ția în timp a vitezei de oscila ție a particulei și, prin urmare, în orice
punct al undei acustice nu exist ă diferențe de fază între cele dou ă mărimi.
În cazul undei acustice plane, rela ția de legătură dintre cele dou ă mărimi este:
vp
c=⋅ρ . (2.29)
M ărimile p și v diferă prin constanta Zca=⋅ρ care reprezint ă impedan ța acustic ă.
Impedanța acustic ă Za la o suprafa ță dată este definit ă ca raportul complex dintre presiunea
acustică mediată pe suprafa ță și viteza volumului prin aceasta. Suprafa ța poate fi o suprafa ță
ipotetică într-un câmp acustic sau o suprafa ță mobilă într-un mecanism mecanic. Unitatea de
măsură este Ns /m5⋅ :
Zp
va= . (2.30)
Impedan ța acustică specifică Zs este definit ă ca raportul complex di ntre presiunea acustic ă
p într-un punct de abscis ă x al unui câmp acustic sau mecanism mecanic la un moment t și viteza de
oscilație a particulei în acel punct. Unitatea de m ăsură este Ns /m3⋅
Zp
vj
jkcs==−⋅⋅⋅
−⋅ ⋅=⋅ωρρ0
0Φ
Φ, (2.31)
în care: ρ0 este densitatea mediului iar c reprezint ă viteza sunetului prin acel mediu.
În cazul undei plane progresive impedan ța specific ă este o mărime reală, ceea ce arat ă că se
transportă numai putere real ă.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
46 Intensitatea acustic ă
Intensitatea acustic ă I reprezint ă fluxul continuu al put erii eliminat de o und ă acustică prin
unitatea de suprafa ță, într-un punct din spa țiu și este exprimat ă în W/m 2.
Aceast ă mărime este important ă pentru dou ă motive. Primul, într-un punct din spa țiul liber
se poate exprima puterea total ă radiată în aer de o surs ă acustică și, al doilea, ofer ă o expresie de
determinare a presiunii acustice.
Intensitatea acustic ă într-un punct este un vector , în sensul în care pozi ția planului unit ății de
suprafață poate varia între o pozi ție perpendicular ă pe direcția de propagare a undei acustice și o
poziție paralel ă. Are valoarea maxim ă Imax când acest plan este perpendicular pe direc ția de
propagare și valoarea zero când planul este paralel.
Într-un spa țiu în care nu se afl ă suprafețe reflectante, în orice punct și pentru orice tip de
propagare (plan ă, sferică, cilindric ă etc.) a undei, presiunea acustic ă este exprimat ă în funcție de
intensitatea maxim ă Imax prin relația:
pI crms2=⋅ ⋅max ρ , (2.32)
în care prms este rădăcina medie p ătratică (rms) a presiunii acustice, în N/m2 sau Pa, ρ reprezint ă
densitatea aerului, în kg/m 3, iar c este viteza sunetului în aer, în m/s, și care reprezint ă legătura
dintre presiunea și intensitatea acustic ă.
Puterea acustic ă
Puterea acustic ă Ws reprezint ă puterea total ă radiată de o surs ă acustică în mediul
înconjurător și este exprimat ă în W. Pentru o surs ă acustică sferică (cu radia ție nondirec țională)
intensitățile acustice m ăsurate (maxime) în toate punctele unei suprafe țe sferice imaginare, situat ă
în centrul acustic, sunt egale. Rela ția matematic ă este:
[] Wr I Wss=⋅ ⋅⋅42π ()r , (2.33)
în care, Is(r) este intensitatea acustic ă maximă la distan ța r, în W/m2, Ws reprezint ă puterea
acustică totală radiată de sursă, în W sau Nm / s , iar r este distan ța la centrul acustic al sursei, în m.
2.2.4 Radiatori acustici
Transmiterea și transportul energiei acustice poart ă numele de radiație acustic ă, iar sursa
care emite energia acustic ă se nume ște radiator acustic . Factorii care caracterizeaz ă un anumit
radiator acustic sunt: eficacitatea radia ției, directivitatea și caracteristica de frecven ță.
În cazul corpurilor în form ă de plăci plane se face analiza radiatorilor acustici sfer ă pulsantă.
Sfera pulsant ă
Este cel mai simplu radiator acustic. Sfera se contract ă și se dilată periodic, raza ei variind
sinusoidal în timp. O sfer ă pulsantă radiază în mod uniform în toate direc țiile formând în jurul
sursei un câmp de unde sferice. Se poate presupune deci c ă viteza particulei unei unde sferice cu
raza sferei pulsante este și viteza superficial ă a sferei.
Dac ă pentru viteza superficial ă vs se consider ă o expresie de forma:
vv esj=0ωt , (2.34)
în care vo este amplitudinea vitezei superficiale , se obține, în cazul unei sfere de raz ă a pentru
presiunea acustic ă într-un punct la distan ța r de centrul sferei, rela ția:
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
47
( )( )() []pjav
rk ajka ejk r a=⋅ ⋅ ⋅⋅
⋅+ ⋅−⋅ ⋅ ⋅−−ρωω
02
0
2211t , (2.35)
în care ρ0 este densitatea mediului, ka a⋅=2π λ/ reprezint ă o măsură a raportului dintre
dimensiunile liniare ale sursei și lungimea de und ă a sunetului emis, iar λ este lungimea de und ă.
Introducând no țiunea de tărie a sursei Q, ca fiind produsul dintre aria suprafe ței S, și viteza
superficial ă:
QS v= ⋅0 , (2.36)
se obține expresia presiunii acustice p în cazul sferei pulsante:
( )( )() []Qa v
pj
rk ajka Qejk r a=⋅ ⋅ ⋅
=⋅ ⋅
⋅⋅ ⋅ + ⋅−⋅ ⋅ ⋅ ⋅⎧
⎨⎪⎪
⎩⎪⎪−−4
4112
0
0
22π
ωρ
πω,
.t (2.37)
Puterea acustic ă totală W radiată de sfera pulsant ă într-un punct la distan ța r de sursă este
dată de produsul dintre intensitatea acustic ă I și aria S a suprafe ței sferei de raz ă a :
WI Sck Q
kaca vka
ka=⋅ =⋅⋅
⋅ +⋅=⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅⋅
+⋅ρ
ππρ022
22 02
0222
228 12
1. (2.38)
Din analiza rela ției (2.124) se constat ă că în cazul frecven țelor joase (k.a << 1) expresia
puterii acustice Wj devine:
Wav
cj≈⋅⋅ ⋅ ⋅ ⋅2024
02πρ ω , (2.39)
iar în cazul frecven țelor înalte (k.a >> 1) expresia puterii acustice radiate Wî devine:
Wc a vi=⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅2022
02πρ . (2.40)
Deoarece presiunea acustic ă radiată este invers propor țională cu viteza în primul caz și
direct propor țională cu viteza în cel de-al doilea caz, rezult ă că o sursă acustică echivalent ă cu o
sferă pulsantă radiază mai bine în domeniul frecven țelor înalte.
2.2.5 Spectrul acustic
Spectrul acustic reprezint ă dependen ța amplitudinii unei m ărimi acustice de frecven ță. O
undă acustică poate fi un ton pur (o singur ă frecvență, de exemplu 1000 Hz), o combina ție de
frecvențe compuse armonic sau o combina ție de frecven țe ce nu sunt compuse armonic, fiecare într-
un număr finit sau infinit.
O combina ție de un num ăr finit de tonuri formeaz ă o linie spectral ă, iar o combina ție de un
număr infinit (mare) de tonuri formeaz ă un spectru continuu . Spectrul continuu al unui zgomot ale
cărui amplitudini în timp se g ăsesc într-o distribu ție normal ă (Gaussian ă) se nume ște zgomot
aleatoriu .
Exist ă patru tipuri de spectre ale presiunii acustice: a) linie spectral ă armonică; b) linie
spectrală nearmonic ă; c) spectrul continuu; d) spectru complex. O combina ție dintre o linie
spectrală și un spectru continuu formeaz ă un spectru complex .
Un spectru continuu poate fi reprez entat printr-un num ăr mare de tonuri pure între dou ă
frecvențe limită. Deoarece urechea omului percepe un domeniu mare de frecven țe și nu are o
aceeași sensibilitate pentru toate frecven țele, spectrul acustic continuu se m ăsoară de obicei într-o
serie de benzi de frecven țe alăturate, folosind un analizor acustic.
De obicei, l ățimea benzii de frecven ță folosită este de 1/3 octavă și 1 octavă. Dacă lățimea
benzii de filtrare este de 1 Hz, graficul presiunii acustice în valori rms (rădăcini medii p ătratice)
astfel filtrate ale unui spectru acustic continuu în frecven ță se nume ște densitate spectral ă de
putere , noțiune ce va fi definit ă în sub capitolul 2.3 .2 Rădăcina medie p ătratică a presiunii acustice
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
48 poate fi determinat ă pentru fiecare din benzile de frecven țe alăturate, iar rezultatul poate fi
vizualizat grafic în func ție de frecven ță.
2.3 Metode statistice folo site în analiza vibra țiilor și a zgomotelor
În acest subcapitol sunt prezentate metode le statistice folosite în analiza vibra țiilor și a
zgomotelor. Lucr ările de specialitate avute la dispozi ție pentru studiul prezentat în acest subcapitol
sunt: [5], [14], [24], [32], [33], [42] , [46], [56], [58], [62], [67], [100] și [101]. Alte lucr ări care au
fost studiate suplimentar în vederea ob ținerii unor cuno ștințe cât mai aprofundate sunt prezentate în
Bibliografia lucrării.
Parametrii vibra țiilor și ai zgomotului sunt func ții de timp. Dac ă valoarea lor instantanee
poate fi stabilit ă în orice moment, procesul se nume ște determinist , iar în caz contrar, procesul este
aleatoriu și poate fi ob ținut prin succesiunea unui num ăr mare de procese aperiodice, diferite, de
scurtă durată, sau prin suprapunerea întâmpl ătoare a unor procese deterministe sau periodice.
Astfel, în analiza datelor experi mentale, semnalul ce caracterizeaz ă vibrația sau zgomotul,
măsurat, poate fi împ ărțit în două categorii, fiecare cu înc ă alte două subcategorii:
1 ) Semnale deterministe :
♦ Permanente ;
♦ Tranzitorii .
2 ) Semnale aleatorii :
♦ Staționare ;
♦ Nestaționare .
Semnale deterministe
Semnalele deterministe sunt acele semnale pentru care este teoretic posibil ă determinarea
unei relații matematice care va putea prezice viitoarea varia ție în timp a valorilor acestui semnal (cu
o eroare rezonabil ă) bazată pe cunoa șterea legilor fizice sau a observa țiilor asupra evolu ției
precedente a semnalului. Cel mai simplu tip de semnal determinist este semnalul periodic , care pre-
zintă o evoluție în timp x(t), ce se repet ă după un interval constant de timp Tp numit perioadă:
xx Tp () ( )tt= ± . (2.41)
Sursa periodic ă produce un semnal complex care poate fi descris, folosind seriile Fourier,
printr-o sum ă de linii spectrale armonice ale undelor sinusoidale. În acest caz, semnalele periodice
sunt denumite permanente , deoarece valorile lor mediate (v aloarea medie, valoarea medie p ătratică
și spectrul) nu variaz ă în timp.
Îns ă, în domeniul analizei acustice și a vibra țiilor semnalele ob ținute nu sunt riguros
periodice, deci nu avem de-a face cu semnale dete rministe permanente, valo rile lor mediate variind
în timp. Un tip important de semmnale ce variaz ă în timp sunt acele semnale care încep și se
sfârșesc în interiorul unui interval de timp de m ăsură rezonabil, numite tranzitorii . Aceste semnale,
pentru o atenuare exponen țială a unei oscila ții, pot fi descrise folosind seriile Fourier printr-un
spectru continuu .
Semnale aleatorii
Pentru un fenomen cu o evolu ție aleatorie în timp se poate cunoa ște cu certitudine doar
desfășurarea anterioar ă momentului actual, pe baza înregistr ării mărimilor variabile. Ansamblul
datelor ob ținute în cursul unu i experiment formeaz ă o “realizare ” a fenomenului. Ansamblul
realizărilor fenomenului în experiment e distincte, pentru care condi țiile controlabile au r ămas
nemodificate, define ște procesul aleatoriu . Practic, un proces aleatori u este dat printr-un num ăr
finit de realiz ări finite.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
49 În practica analizei semnalelor aleatorii trebuiesc subliniate dou ă idei principale:
1) Orice semnal aleatoriu se poate studia în trei domenii: amplitudine , frecvență și
timp. Pentru transferarea datelor dintr-un domeniu în altul sunt necesare proceduri
speciale de analiz ă.
2) Analiza semnalelor aleatorii trebuie efectuat ă sub două aspecte:
♦ Descrierea propriet ăților absolute ale semnalului într-un punct dat ;
♦ Descrierea interdependen ței semnalelor dintre dou ă sau mai multe
puncte ale sistemului .
2.3.1 Func ții din domeniul amplitudinii
Deoarece semnalele care se ob țin în analiza vibra țiilor și a zgomotului sunt semnale
aleatorii, nu este posibil ă obținerea unei rela ții matematice teoretice care s ă poată prezice viitoarea
lor variație în timp. Totu și, probabilitatea de realizare a unei an umite valori la un moment dat, poate
fi determinat ă pe bază statistică. Astfel, considerând o por țiune scurt ă dintr-o înregistrare, la un
moment oarecare t, valoarea semnalului x, variază în mod aleatoriu în jurul unei valori medii x.
Presupunând c ă axa vertical ă a semnalului este împ ărțită în intervale mici Δx, se poate determina
probabilitatea ca valoarea semnalului s ă fie cuprins ă într-un interval Δx. Aceasta se poate face prin
măsurarea duratei Δtn, în timpul în care amplitudinea semnalului are valoarea cuprins ă între x și x
+ ∆x, raportată la întreaga durat ă de timp T în care este analizat fenomenul. Astfel, probabilitatea P
a amplitudinii va fi dat ă de relația:
Pxx xn
i(, )+=∑
ΔΔt
T , (2.42)
iar densitatea de probabilitate p a amplitudinii va fi:
pPxx x
x x()(, )x lim=+
→Δ 0Δ
Δ. (2.43)
Func ția densitate de probabilitate a amplitudinii ofer ă informații asupra probabilit ății P(x) ca
perturbațiile să depășească o amplitudine x.
2.3.1.1 Medierea semnalelor
Caracterizarea semnalelor permanente sau sta ționare numai prin intermediul amplitudinii și
a pulsației nu este suficient ă, impunându-se considerarea și a unor m ărimi legate de desf ășurarea
procesului pe parcursul unei perioade. Astfel, cel mai des folosite sunt: valoarea medie (aritmetic ă)
și valoarea medie p ătratică, care dau o singur ă valoare și anume aceea spre care tinde semnalul și
dispersia acestuia.
Valoarea medie
Pentru semnalele ce caracterizeaz ă vibrațiile și zgomotul, valoarea medie m ăsurată este zero
deoarece cele mai multe traductoare folosite la m ăsurarea accelera ției vibrației și a presiunii
acustice nu sesizeaz ă valorile statice. Cu toate acestea, dac ă un microfon este folosit pentru
măsurarea valorilor statice și a valorii spre car e tinde semnalul, valoarea medie mx, a unei varia ții
în timp a unei m ăsurări x(t), cu o durat ă Tr se calculeaz ă cu relația:
mTxdx
rTr
=∫1
0()tt , (2.44)
Valoarea medie mx din relația (2.44), are ca unitate de m ăsură voltul și este valoarea afi șată
de voltmetrul digital.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
50 Valoarea medie p ătratică
Valoarea medie p ătratică (ms) wx a unui semnal ce caracterizeaz ă o vibrație sau un zgomot,
permanent sau sta ționar x(t) (sau semnal digital ( ) xn t⋅Δ) este definit ă prin relația:
wTxdNxnx
rT
nN r
== ⋅∫ ∑
=11 2
02
1() ( )tt t Δ. (2.45)
Valoarea medie p ătratică wx din relația (2.45) are ca unitate de m ăsură voltul la p ătrat și
este propor țională cu puterea sau puterea pe unitatea de arie și deci, adesea se refer ă la puterea
totală sau intensitatea unui semnal.
Medierea în timp a semnalelor
În cazul în care semnalul ob ținut variaz ă în timp (semnal nesta ționar), pentru prelucrarea
rezultatelor este folosit ă medierea în timp . Pentru cazul valorii medii p ătratice estimate, aceast ă
mediere const ă în completarea repetat ă a valorii ob ținute prin rela ția (2.137). Aceast ă operație
trebuie efectuat ă într-un timp foarte scurt, con ținând segmente de timp de durat ă T << T r.
Un caz particular îl constituie medierea exponen țială în timp a semnalelor care are
avantajul ob ținerii continue a valorilor medii estimate în timp.
Principala cerin ță 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 s ă nu netezeasc ă
variațiile în timp ale semnalului analizat și destul de lung pentru a anula erorile statistice de
eșantionare.
2.3.1.2 Reparti ția normal ă (Legea lui Gauss)
Func ția de reparti ție care se întâlne ște cel mai des în analiza semnalelor aleatorii și singura
distribuție care se preteaz ă la o analiz ă mai largă este repartiția normal ă sau legea de distribu ție a
lui Gauss . Curba amplitudinii în func ție de densitate se presupune normalizat ă, adică:
px d()x
−∞+∞
∫=1 , (2.46)
unde p(x) este densitatea de reparti ție a amplitudinii. În acest caz, la o distribu ție normal ă,
densitatea de reparti ție a amplitudinii la timpul t1 este dată de relația:
px exx
111
2 1
22
(, )t=−−⎛
⎝⎜⎞
⎠⎟
σπσ, (2.47)
în care x este valoarea medie a variabilei x, σ reprezint ă abaterea medie p ătratică (amp), definit ă
prin relația:
( ) σ2 2
1122=− −
−∞+∞
∫xx px d x x (, ) ()tx = . (2.48)
M ărimea σ2 se numește dispersia funcției aleatorie x. În acustic ă, un zgomot având o astfel
de reparti ție a amplitudinii este c unoscut sub denumirea de zgomot gaussian .
2.3.2 Func ții spectrale
Valoarea medie p ătratică a unui semnal digital constituie o m ăsură cantitativ ă a puterii sau
intensității semnalului, îns ă prin descompunerea în frecven țe a valorilor semnalului complexitatea
analizei cre ște.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
51
Analiza propriet ăților statistice ale spectrului frecven țelor unui sistem vi brator sau acustic
ajută la înțelegerea modului în care se produce fenomenul din punct de vedere fizic. În plus, aceast ă
analiză furnizeaz ă elementele necesare simul ării fenomenului, fiind util problemelor de cercetare și
proiectare.
Densitatea spectral ă de putere
Un semnal aleatoriu poate fi considerat ca suma unui num ăr foarte mare (tinzâd c ătre infinit)
de armonici, fiecare având o anumit ă amplitudine și fază. Puterea total ă va fi egal ă cu suma
puterilor armonicelor componente. Pent ru descrierea m odului de distribu ție a puterii în func ție de
frecvență este folosit ă funcția densitate spectral ă de putere care este definit ă prin puterea pe
unitatea de l ățime a benzii de frecven țe.
Se consider ă o evoluție în timp, de durat ă finită, a unui semnal alea toriu care se repet ă de un
număr mare de ori, stabili ndu-se astfel o perioad ă arbitrară fundamental ă corespunz ătoare duratei
acestei evolu ții. Conținutul evolu ției poate fi exprimat în func ție de coeficien ții Fourier ai
integralelor armonicelor frecven ței ω0.
Func ția x(t) poate fi reprezentat ă cu ajutorul p ărții reale a seriei Fourier, în forma:
xC e C C nnjn
nn
n() R e c o s ( )ttt== + −
−∞∞
=∞
∑∑ωωα000
12 , (2.49)
în care amplitudinea complex ă Cn este definit ă prin relația:
CTxe dnjn
TT
=−
−∫1
20 ()ςως. (2.50)
Valoarea medie p ătratică poate fi exprimat ă prin integrala:
xW d2
0=∞
∫()ω ω . (2.51)
Din rela ția (2.51) rezult ă semnifica ția fizică a funcției () Wω, aceasta indicând felul în care
este repartizat ă valoarea medie p ătratică, deci și puterea medie, în domeniul frecven ței. Prin
urmare, reprezentarea grafic ă a acestei func ții va arăta distribu ția puterii în func ție de frecven ță.
Dup ă cum s-a ar ătat, un semnal periodic poate fi reprezentat în domeniul frecven țelor
printr-un spectru format din linii discrete , fiecare linie reprezentând valoarea medie p ătratică a
componentei armonice respective .
Un proces aleatoriu determin ă în domeniul frecven țelor un spectru continuu astfel încât
mărimea mediei p ătratice măsurată la o anumit ă frecvență va depinde de l ățimea de band ă utilizată.
Din acest motiv, pentru caracterizarea unui proces aleatoriu mult mai util ă este funcția
densității spectrale de putere .
Astfel, pentru caracterizarea complet ă din punct de vedere statistic a unui semnal
aleatoriu este necesar s ă fie cunoscute urm ătoarele func ții:
• Funcția densitate spectral ă de putere ;
• Funcția densitate de probabilitate (distribu ția) a amplitudinii .
În prezent, marea majoritate a analizelor spectrale în band ă îngustă a semnalelor ce
caracterizeaz ă vibrațiile și zgomotul este efectuat ă cu ajutorul algoritmelor de transformare
Fourier rapide (FFT) .
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
52 2.3.3 Func ții de corela ție
În analizele efectuate pe baz ă statistică, funcțiile de corela ție indică legătura dintre dou ă
mulțimi de numere. Autocorela ția R(t1,τ) a unei func ții aleatorii x(t) este o măsură a legăturii dintre
două valori ale func ției x(t) la timpi diferi ți. Corelația între dou ă variabile aleatoare indic ă corelația
între două mulțimi de numere, corespunzând la dou ă mărimi x(t) și y(t).
Func ții de autocorela ție
Autocorela ția reprezint ă media produsului a dou ă valori x(t1) și x(t1 + τ)) a fiecărei
înregistrări, pentru întregul ansamblu de înregistr ări. Funcția de autocorela ție R(t1, τ)) este legat ă
de densitatea de probabilitat e de ordinul doi prin rela ția:
Rx x x x p x x d dii (,) () ( ) ( ,, , )tt t t t x x11 1 1 2 2 1 1 2 2 1 2ττ=⋅ + =
−∞∞
−∞∞
∫∫ (2.52)
Pentru o func ție staționară, funcția de autocorela ție R(τ)) se determin ă efectuând media
valorilor în raport cu timpul:
RTxx d
TTT
() ()( )ττ=+
→∞−∫lim t t t1
2. (2.53)
Cre șterea func ției R(τn) raportată la creșterea frecven ței este:
( )Δ
ΔR CnW nn n
n()cos ( )cos( )τ
ωωωτ ω ωτ ==22
000 . (2.54)
Dac ă T→∞ , n⋅=ω ω0 , () () WWnωω→ , () () RRnττ→ , atunci:
()dR
dW()cosττωωω = . (2.55)
Prin integrare se ob ține relația dintre densitatea spectral ă de putere W()τ și funcția de
autocorela ție R()τ:
() RW d() c o sτω τ τ=∞
∫ω
0 . (2.56)
Din aceast ă expresie se observ ă că R()τ este o func ție pară de τ. La sistemele mecanice
folosite în practic ă, W()τ tinde către zero când ω→∞, iar R( )∞→0.
2.3.4 Eroarea statistic ă de estimare
În cazul semnalelor periodice , prin calculul valorilor medii și medii p ătratice nu sunt
introduse erori fundamentale (în afar ă de cele datorate instrumentelor de m ăsură și a calibrărilor).
Pentru diverse realiz ări ale unui proces aleatoriu , desfășurat în condi ții identice, parametrul
măsurat difer ă d e l a o î n r e g i s t r a r e l a a l ta, caracterul aleatoriu al pr ocesului reflectându-se în
distribuția stohastic ă a rezultatelor m ăsurărilor.
Din punct de vedere teoretic, m ărimile și funcțiile statistice, pentru un timp de analiz ă T tind
către infinit. Faptul c ă în practic ă se lucreaz ă cu realizări de durat ă finită implică apariția erorilor de
estimare .
Deci, în cazul determin ărilor experimentale nu este suficient ă găsirea unei valori numerice
pentru parametrul c ăutat sau a unui șir de valori numerice pentru func ția statistic ă, ci trebuie
estimată și exactitarea m ăsurării.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
53
Capitolul 3
MECANISMUL DE TRANSMITERE A ZGOM OTULUI ÎN STRUCTURA CARCASEI
CUTIEI SUMATOARE ȘI DE DISTRIBU ȚIE
Structura cutiei sumatoare r ăspunde la excita țiile de for ță prin vibra ții a căror mărime este
caracterizat ă de nivelul vitezei. Vibra țiile sunt transmise prin interm ediul componentelor interioare
(roți dințate, arbori, rulmen ți, țevi, pompe) pân ă la suprafe țele limită și apoi radiate sub form ă de
zgomot aerian . Există posibilitatea influen țării zgomotul structural micșorând excita ția și/sau
modificând admitanta de intrare hi s a u factorul de transmitere Ht. Prin măsurarea vitezelor
v2()ω și cunoscând coeficientul de radia ție acustic ă σω() se poate determina nivelul presiunii
acustice radiate de suprafa ța respectiv ă. Pentru explicitare este prezentat ă schema din figura 3.1.
EXCITA ȚIA
ZGOMOTULUI
STRUCTURAL
TRANSMITEREA ZGOMOTULUI
STRUCTURAL RADIAȚIA
ZGOMOTULUI
STRUCTURAL
Structura cutiei sumatoare
ω π=2f
f – frecven ța
hv
Fi
r=1()
()ω
ω Hv
vt=2
1()
()ω
ω σ=p
v()
()ω
ω2
Admitanța
de intrare
Factorul de
transmitere Coeficientul
de radiație
acustică
Fig. 3.1 Schem ă explicativ ă cu privire la mecanismul de transmitere a zgomotului structural.
Dac ă în capitol 1 a fost prezentat ă analiza principalelor cauze și surse ale zgomotului cutiei
sumatoare și de distribu ție, în acest capitol va fi analizat mecanismul de transmitere a zgomotului în
structura cutiei.
3.1 Generarea și transmiterea zgomotului structural
3.1.1 Modelul gener ării zgomotului
Zgomotul structural este ge nerat prin excitarea unui so lid cu ajutorul unor for țe variabile în
timp sau a unor viteze. Lan țul cauzal al gener ării zgomotului structural poate fi descris utilizând
modelul din figura Generarea zgomotului structural
F1,v1 W
HTF , h TV σ
V 2
Generarea zgomotului structural
unde: Reacțiunea Nivelul presiunii
acustice Forța de excita ție
Fr(ω) Lpr(ω) F(ω)
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
54 F1 și v1 – forța și viteza de excita ție; hTF și hTV – transmisibilit ăți; v2 – viteza suprafe ței
radiante; σ – eficiența radiației; W – puterea acustic ă radiată.
Pentru reducerea zgomotului este convenabil a se uti liza un model cu urm ătoarele caracteristici :
¾ excitația este descris ă prin func ția de timp și spectrul de frecven țe corespunz ător,
¾ punctul de aplica ție a forței de excita ție este caracterizat de impedan ța mecanic ă sau de
admitanță (mobilitate),
¾ structura ma șinii este caracterizat ă de funcția de transfer dependent ă de frecven ță,
¾ Componentele complexe ale ma șinii sunt reduse la elem ente structurale de baz ă (plăci, bare,
etc.),
¾ Transmisia zgomotului structural este descris ă prin aproxima ții.
Pe baza acestor ipoteze putem distinge dou ă cazuri speciale de zgomot structural și anume,
excitația prin for ță și excitația prin vitez ă conform figurii: Model surs ă – receptor
F, v
ha hp
Modelul surs ă – receptor
F – forțe; ha – admitan ța internă a sursei; v – viteza de excita ție; hp – admitan ța sarcinii.
Excitația prin for ță. Excitația poate fi aproximativ descris ă numai prin for ță fără a recurge
la forma complex ă a dependen ței de frecven ță a admitan ței ha și hp. Această simplificare este
aplicabilă dacă admitanța sursei este mult mai mare decât admitan ța sistemului excitat (elementul
pasiv). Pentru ha >> hp putem considera sursa ca o surs ă de forțe. Dacă structurile sunt predominant
masice, deci h = l/jωma , trebuie ca mp >> m a pentru a avea o excita ție prin for țe. Un exemplu este
excitarea, prin presiunea e xploziei, a blocului motor.
Excitația prin vitez ă. Viteza în punctul de leg ătură dintre surs ă și sarcină nu depinde de
admitanța respectiv ă dacă ha << hp (pentru admitan țe de tip mp << m a). Aceast ă situație se
întâlnește frecvent la periferia ma șinilor. Decizia, excitație prin for ță sau excita ție prin vitez ă,
este de importan ță practică majoră în ceea ce prive ște măsurile de reducere a zgomotului ma șinilor.
Admitan ța structurilor mecanice . Pentru cercetarea și influențarea propag ării zgomotului
structural este necesar s ă se caracterizeze comportamentul mediului de propagare “structur ă
mecanică” în diferite puncte de intrare. Asemenea puncte de interes sunt îmbin ările între diferite
porțiuni ale structurii. De exemplu, prinderile (lag ărele) sau masa suplimentar ă de pe peretele
carcasei.
Mediul de propagare a zgomotului ae rian poate fi descris prin impedan ța specific ă:
Z(jω) = P / v Similar, pentru mediul de propagare al zgomotului struct ural, se poate utiliza
noțiunea de admitan ță :h(jω) = v / F al cărei modul este h(f) = v eff / F eff exprimat în m / N • s
sau s / kg
Admitan ța mai este denumit ă și mobilitate sau excitabilitate a structurii într-un punct dat. Din
rațiuni practice, admitan ța este determinat ă numai dup ă o direcție. Exemplific ăm admitan ța unor
elemente de baz ă ale sistemelor oscilante:
¾ masă rigidă m mobilă în direcția x
Din: F(t) = m • a(t) rezultă, cu F(t) –> F • ejωt vom avea:
h m = l / jωm și h(ω) = l / ωm (3.1)
¾ arc fără masă, de rigiditate k, deformabil dup ă direcția 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
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
55 Reprezentarea grafic ă a ecuațiilor 3.1 și 3.2 este redat ă în figura nr. 3.2.
Figura nr. 3.2 Dependen ța de frecven ță a admitan ței pentru mas ă rigidă
deplasabil ă în direcția x și arc fără masă, de rigiditate k
(reprezentarea poate fi extins ă și pentru alte mase m și rigidități k prin trasarea de drepte paralele)
Examinând graficul, se pot face estim ări asupra comportamentului st ructurilor reale, referitor la:
o comportamentul în frecven ță al unor structuri compacte care au caracteristici preponderent
de arc sau mas ă;
o frecvențele proprii ale sistemelor mas ă-arc din intersec ția dreptelor corespunz ătoare ( de
exemplu alegerea rigidit ății suporților pentru izolarea la zgomot structural);
o atribuirea unor admitan țe măsurate, respectiv a dependen ței admitan ței de frecven ță, a
caracterului de mas ă-arc.
Creșterea de pant ă a admitan
ței masice poate fi interpretat ă ca o scădere a masei active.
Modificarea de pant ă a admitan ței de tip arc poate fi interpretat ă ca o rigidizare a arcului. Ambele
efecte limiteaz ă capacitatea de izolare a zgomotului structural la frecven țe înalte. Suficient de departe
de frecven ța fundamental ă, din densitatea mare de frecven țe proprii ale structurii, rezult ă admitanțe
medii în benzi de frecven ță. Pentru o plac ă densă în frecven țe proprii se poate scrie:
h p1 ≈ l / 2,3•c L•ρ•d2 (3.3)
adică nu există o dependen ță de frecven ță a mediei admitan ței în benzile de frecven ță. Prin măsurarea
dependen ței de frecven ță a admitan ței structurilor reale și analiza pantei, se poate stabili dac ă, într-un
anumit domeniu de frecven țe, există un comportament de mas ă arc sau plac ă. Pentru m ăsurarea
modulului admitan ței este mai favorabil ă excitarea cu un generator de zgomot fa ță de excitarea
sinusoidal ă. Numărul de frecven țe proprii ΔN, care apar în banda de pulsa ții Δω la o placă, se pot
determina în func ție de dimensiunile și caracteristicile pl ăcii precum și de admitan ța punctual ă cu
relația:
ΔN / Δω = 2•S•m•h Pl∞ / π = S / 3,6•c L•d (3.4)
unde S este suprafa ța plăcii iar hP1∞ este admitan ța punctual ă a unei plăci infinite.
La frecven țe joase, sub fundamental ă, plăcile încastrate și alte structuri deformate de for ța de
excitație se comport ă ca un arc. La acelea și frecvențe joase, pl ăcile prinse elastic și alte structuri se
comportă, începând de la frecven ța proprie a prinderii, ca mase (v ezi figura nr. 3,9). Pentru puterea
transmisă sub form ă de zgomot structural în punctul de excita ție, există relațiile :
P = F2
eff • h s pentru excita ție de forță (3.5)
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
56 P = F2
eff • 1 / h s pentru excita ție prin vitez ă (3.6)
Excita ția prin for ță înseamnă că o modificare a lui h s nu are practic o reac ție asupra m ărimii
forței excitatoare F (Feff = constant).
Excita ția prin vitez ă înseamnă că modificările lui h s nu au practic influen ță asupra vitezei de
excitație ( v eff = constant).
În cazul ma șinilor, excita ția de for ță a zgomotului structural apare în cazul
componentelor masive care transmit for țe, iar excita ția de vitez ă la pereți din table sub țiri. Pentru
construcția unor ma șini puțin zgomotoase, admitan ța punctual ă a structurii trebuie s ă fie mică în
cazul excita ției prin for ță (grosimi mari de pere ți).
O descriere matematic ă a modelului de generare a zgom otului structural, prezentat la
începutul capitolului, poate fi f ăcută utilizând eficien ța radiației acustice σ, definită :
W(f) = σ(f) • v2(f) • S • c • ρ (3.7)
unde : c • ρ – impedan ța caracteristic ă a aerului
ρ – densitatea aerului
c – viteza sunetului
σ – eficiența radiației pentru o caracteristic ă de frecven ță tipică
S – suprafa ța acustic radiant ă a structurii
v2(f) – media spa țială a vitezelor medii p ătratice ale suprafe ței radiante
În cazul excita ției prin for ță, modelul energetic este explicitat de rela ția
h2
TF(f) = v2
2(f) / F 12 (3.8)
adic ă pătratul mobilit ății este raportul mediilor p ătratice ale vitezei și forței
Figura nr. 3.3
În cazul excita ției prin vitez ă, conform figurii nr. 3.4 :
h2
Tv = v2
2 / v 12 (3.9)
Figura nr. 3.4
Cazul excita ției prin for ță. Aplicând defini ția lui σ, puterea acustic ă radiată este :
W(f) 1
––– = σ(f) • h2
TF(f) • S • c • ρ = σ(f) • h2
Tv(f) • S • c • ρ • ––– (3.10)
F2
1(f) Z2
1(f)
cu impedan ța punctului de intrare al excita ției : Z 1(f) = F 1(f) / v1(f)
Reducerea puterii acustice radiate în cazul excita ției prin for ță poate fi ob ținută prin :
• mărirea impedan ței punctului de intrare Z 1(f)
• reducerea suprafe ței radiante S
• reducerea eficien ței radiației și/sau a transmisibilit ății în vitez ă.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
57 Cazul excita ției prin vitez ă. Aplicând defini ția lui σ, puterea acustic ă radiată este :
W(f)
––– = σ(f) • h2
TV(f) • S • c • ρ (3.11)
v2
1(f)
O reducere a puterii acustice radiat ă de structurile excitate prin vitez ă se poate ob ține prin :
• minimizarea transmisiei prin vitez ă hTV(f)
• reducerea suprafe ței radiante S
• reducerea eficien ței radiației σ(f)
Pe baza acestor rela ții este evident c ă o estimare a puterii acustice radiate este posibil ă
numai dac ă este clar ce form ă de excita ție există : prin for ță sau prin vitez ă.
3.1.2 Transmis ia zgomotului structural
Impedan ța punctului de aplicare a excita ției
Zgomotul radiat de punctul sau aria în care se aplic ă excitația este de regul ă nesemnificativ
în compara ție cu cel radiat de suprafe țele limită ale mașinii. Transmisia sunetului de la sursele
interne la suprafe țele limită trebuie s ă fie în consecin ță prevenită sau redus ă prin măsuri adecvate.
Impedanța Z caracterizeaz ă rezistența structurii mecanice la excita ția unei for țe oscilante ce
acționează în punctul de excita ție. Impedan ța este denumit ă punctual ă dacă aria prin care for ța
excită structura este mai mic ă decât 1/6 din lungimea de und ă relevantă (unda de încovoiere sau
forfecare). Presupunând c ă o forță armonică F excită o structur ă și că viteza în punctul de excita ție
este v, puterea mecanic ă 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 admitan ța (3.13)
2
Prin mărirea impedan ței Z sau reducerea admitan ței Y se poate reduce excita ția structurii și
reduce radia ția.
Dacă excitația este efectuat ă printr-o excita ție prin vitez ă, forma de und ă fiind armonic ă,
puterea mecanic ă este :
1
W = –- ІvI2Re(Z) (3.14)
2
Deci, pentru structuri excitate prin vitez ă impedan ța Z trebuie redus ă, ceea ce se poate
realiza prin utilizarea unor arcuri sau a altor izolatori moi.
Multe elemente ale unei ma șini pot fi aproximate prin grinzi sau pl ăci. Cunoscând
impedanța unei pl ăci sau bare putem estima eficien ța modific ărilor impedan ței asupra zgomotului
radiat. De și impedan ța punctului de excita ție are o fluctua ție necontrolat ă, datorită diferitelor
frecvențe proprii în domeniul de frecven țe relevant, media acesteia efectuat ă pe toată gama de
frecvențe poate fi descris ă prin ecua ții simple. Astfel, dac ă grosimea pl ăcii d este mai mic ă decât
1/6 din lungimea de und ă de încovoiere λB :
Z placă = ρ • ω • d • λ2
B ρ – densitatea pl ăcii (3.15)
o pentru o grind ă ecuația simplificat ă este :
Zgrindă = 2,67 ρ • A • ( c L• d • f )1/2 (1 + j ) (3.16)
unde A – sec țiunea grinzii , c L – viteza de und ă longitudinal ă, d – secțiunea grinzii
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
58 În domeniul rezonan țelor multiple, ad ăugarea de mase sau m ărirea rigidit ății unor
componente specifice sunt foarte eficiente. De exemplu, ad ăugarea unei mase suplimentare pe
suprafața structurii conduce la deplasarea primei frecven țe proprii a structurii spre frecven țe joase și
în consecin ță la reducerea nivelului vitezei suprafe ței în domeniul frecven țelor rezonante.
În cazul ata șării unei mase suplimentare pe direc ția de acțiune a for ței, impedan ța punctului
de excitație tinde să aibă un comportament masic, adic ă să crească cu frecven ța, astfel radia ția fiind
redusă.
Mărirea rigidit ății structurii este eficient ă în domeniul rezonan țelor multiple numai în cazul
excitației prin for ță și fără efect în cazul excita ției prin vitez ă. Radiația acustic ă este redus ă prin
mărirea rigidit ății în domeniul de frecven țe până la frecven ța f1 Prin mărirea rigidit ății în domeniul
f < 0,5 • f 1 :
D = 10log[ 1 + k ad / k s ] dB (3.17)
în care : k ad este rigiditatea adi țională
k s este rigiditatea ini țială a structurii în punctul de aplicare a for ței
Întroducerea unui arc și adăugarea de mase la structura excitat ă va converti excita ția prin
viteză în excita ție prin for ță. În tabelul nr. 2 sunt sintetizate m ăsurile de control al zgomotului
pentru cele trei domenii de r ăspuns obținute prin modificarea impedan ței punctului de excita ție.
Tabelul nr. 2
Tipul excita ției Cvasistatic Rezonant Multirezonant
Excitație prin
forță Se adaugă mase
Se adaugă rigiditate Se adaugă mase
Se adaugă rigiditate
Se adaugă amortizare Se adaugă mase
Se adaugă rigiditate
Seadaugă amortizare
Excitație prin
viteză Se însereaz ă un arc și
se adaugă mase sau se
adaugă rigiditate
structurii Se însereaz ă un arc și se
adaugă mase sau se
adaugă rigiditate
structurii Se însereaz ă un arc și se
adaugă mase sau se
adaugă rigiditate
structurii
Aspecte ale transmisiei zgomotului structural
Transmisia zgomotului structural este determinat ă de forma și materialele componentelor
pasive ale ma șinii. Pentru în țelegerea legit ăților fizice generale ale transmisiei zgomotului
structural, diferitele forme ale co mponentelor pasive pot fi cel pu țin parțial substituite prin pl ăci sau
bare (exemplu – pere ții exteriori ai unei carcase).
Deși radiația zgomotului aerian este determinat ă de undele de încovoiere, undele longitudinale
pot influen ța această radiație prin conversie în unde de înc ovoiere, de exemplu în cazul îmbin ărilor
sub unghi a dou ă plăci.
Construc ția unei cutii de vitez ă ,de distribu ție sau sumatoare și de distribu ție, în cazul de
față, este gândit ă și proiectat ă în primul rând pentru transmiterea de moment de torsiune de putere.
Forțele din angrenajele din interiorul carcasei ac ționează asupra carcasei exterioare și, prin
intermediul arborilor și a rulmen ților produc for țe de încovoiere care sunt sim țite de carcas ă. Prin
urmare, carcasa cutiei va vibra ca r ăspuns la for țele sale interioare aplicate și aceste vibra ții
structurale vor fi transmise prin intermediul structurii spre suprafe țele sale exterioare și
componentelor ata șate, generându-se astfel zgomot structural și, evident zgomot aerian. Cu toate c ă
vibrațiile sunt de amplitudini foarte mici, acestea vor produce cre șteri foarte mari ale nivelului de
zgomot.
Astfel, în figura 3.5 sunt prezentate căile de transmitere prin corpul cutiei a vibra țiilor
structurale generate de for țele din angrenaje și lagăre.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
59
Figura nr. 3.5
Transmiterea vibra țiilor produse în structur ă se face mai ales din interior , adică de la
angrenarea ro ților dințate prin lag ărele arborilor spre suprafe țele exterioare ale carcasei.
Deci, vibra țiile structurale sunt generate în interiorul cutiei și sunt transmise suprafe țelor
exterioare, propriet ățile vibratorii ale component elor portante fiind decisive în transmiterea acestor
vibrații. Zgomotul rezultat va depinde de propriet ățile vibrației părților ce compun st ructura carcasei
(roțile dințate, arborii, capacu l mare, capacele lag ărelor, pompele și dispozitivele de comand ă) ca și
de coeficientul de radia ție acustic ă individual ă a acestora. Teoretic, transmiterea vibra țiilor
structurale poate fi controlat ă prin modificarea frecven țelor naturale și prin mărirea amortiz ării.
Caracteristicile vibra țiilor structurale sunt definite de tipul și de valoarea frecven țelor
proprii , ca și de factorul de amortizare . Coeficientul de radia ție acustic
ă depinde de lungimea
undei de încovoiere și de mărimea suprafe ței care radiaz ă.
În concluzie, determinarea caracteristicilor vibra ției structurii carcasei are o importan ță
majoră în determinarea mecanismului de transmitere a zgomotului .
Studiul modului de repartizare al zgomotului structural pe suprafa ța carcasei cutiei
este deosebit de util în proiectarea m ăsurilor structurale. Vibrațiile cele mai mari apar în zona
prizei de putere, între lag ărele arborelui principal, lag ăre plasate pe suprafa ța spre față a cutiei
dar, mai ales în lag ărul plasat pe suprafa ța din spate a cutiei . Rezultatul este tipic pentru multe
tipuri de cutii de viteze: zona lag ărelor foarte solicitate este plasat ă la distanță relativ mare fa ță de
prinderile cutiei pe șasiu. În aceast ă situație, amplitudinea vibra țiilor este mai mare decât în alte
zone, încovoierea suprafe ței contribuind put ernic la radia ția zgomotului.
Privit ă într-un mod unitar, construc ția cutiei sumatoare și de distribu ție constă dintr-o
carcasă împărțită în compartimente. Partea superioar ă a carcasei este închis ă de capacul mare, care
este relativ rigid, iar partea inferioar ă este închis ă prin sudarea complet ă cu tablă unde avem
diferențialul și baia de ulei. De asemenea, în partea superioar ă, medie și inferioar ă, pe carcas ă se
găsesc capacele care sus țin arborii cu ro țile dințate. Astfel, suprafe țele cutiei cât și capacul mare
care, deși au o grosime relativ mare, prezint ă o rigiditate mic șorată datorită prezenței găurilor mari
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
60 prin care trebuie s ă treacă, la montaj, arborii cu ro țile dințate asamblate. În figura nr. 3.6 este
prezentată carcasa cutiei unde se poate observa capacul mare montat cu șuruburi. O astfel de
structură este elastic ă în plan vertical.
Figura nr. 3.6
Considerat ă ca o grind ă, structura carcasei este mult mai rigid ă la solicitarea de încovoiere în
planul vertical transversa l, perpendicular pe axa vehicului, decât în planul vertical longitudinal (care
conține axa vehicului). Deasemenea, for țele de excita ție actioneaz ă perpendicular asupra pere ților,
aceștia constituind astfel o zon ă majoră de radiație a zgomotului. Deci, undele de încovoiere în
planul vertical longitudinal s unt principalele cauze ale gener ării zgomotului .
Dac ă o astfel de structur ă este excitat ă cu o for ță armonică de amplitudine constant ă și
frecvență variabilă, măsurarea vibra țiilor într-un punct oarecare va pune în eviden ță existența mai
multor rezonan țe. De obicei, primul mod de vibra ție apare la o frecven ță de ordinul sutelor de
herți
și constă dintr-o mi șcare de încovoiere în planul vert ical longitudinal. La frecven țe mai mari,
până la aproximativ 1500 Hz, carcasa începe s ă se încovoaie longitudinal și transversal ca o grind ă
omogenă solicitată la torsiune.
În urma studiilor efectuate pe un model experimental (format din elemente de baz ă grinzi și
plăci), s-a ajuns la concluzia c ă adăugarea unei grinzi acolo unde apar solicit ări de încovoiere duce
la creșteri considerabile ale frecven țelor proprii ale modurilor de vibra ție ale plăcii. Este cazul
carcasei care are în partea superioar ă montat capacul mare. Astfel, partea superioar ă a carcasei va
avea o influen ță controlat ă asupra frecven țelor solicit ărilor la încovoierea carcasei. .
3.2 Modelarea matematic ă a radiației zgomotului structural
Prin zgomot structural se înțelege zgomotul generat de vibra țiile din interior ul structurilor
solide care se manifest ă în domeniul de frecven ță acustică. Acest zgomot este radiat de suprafe țele
exterioare ale structurilor rezultând zgomotul aerian radiat . Pentru determinarea procedeelor de
atenuare a zgomotului st ructural se disting urm ătoarele elemente de analiz ă:
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
61 ♦ Excitația ;
♦ Transmiterea excita ției (impedan ța mecanic ă);
♦ Structura excitat ă.
Zgomotul structural este generat de excitații având ca parametri forța și/sau viteza . După
cum este cunoscut, transmiterea vibrațiilor poate fi realizat ă de la surs ă la receptor direct prin medii
gazoase (zgomotul aerian) sau prin structuri solide (zgomotul structural) urmată de radiația acestui
zgomot în medii gazoase, zgomotul aerian radiat . In al doilea caz, cel care ne intereseaz ă, este im-
portant de urm ărit transmiterea vibra țiilor acustice în stru cturile solide, precum și radiația
suprafețelor libere ale acestora.
Pentru evaluarea zgomotului radiat de structura carcasei pe baza aprecierii vibra țiilor
suprafețelor exterioare ale acesteia, este necesar s ă se cunoasc ă legătura dintre vibra ția
suprafețelor structurii și zgomotul aerian radiat de acestea . Această legătură depinde de o serie de
factori, cum ar fi: frecvența, lungimea de und ă, amplitudinea deplas ării, respectiv a vitezei
vibrațiilor, care sunt caracterizate de propriet ățile suprafe țelor radiante, precum și de mărimea
acestora.
3.2.1 Coeficientul de radia ție acustic ă
Pentru caracterizarea leg ăturii dintre vibra țiile din domeniul frecven țelor acustice ale unei
structuri (zgomotul structural) și zgomotul aerian radiat (puterea acustic ă radiată) de acea suprafa ță
în mediul înconjur ător, se folose ște noțiunea de coeficient de radia ție acustic ă σ [27].
Coeficientul de radia ție acustic ă σ este în principal dependent de forma și amplitudinile
vibrației. Amplitudinile vibra ției depind la rândul lor de forma suprafe ței și de locul în care se
aplică excitația perturbatoare. În di ferite benzi de frecven ță, radiația acustic ă este în general diferit ă.
Coeficientul de radia ție acustic ă σ prezintă o creștere la frecven țe înalte și o reducere la frecven țe
joase. 3.2.2 Radia ția acustic ă a plăcilor și a structurilor în form ă de plăci
Așa cum s-a ar ătat în capitolul 2 , structurile mecanice nu vibreaz ă ca un tot unitar ci
prezintă moduri de vibra ții complicate. Pentru caracterizarea radia ției acustice, se introduce
noțiunea de frecvență limită a undelor de încovoiere . Această frecvență este condi ționată
constructiv. Coeficientul de radia ție acustic ă
σ este influen țat de valoarea frecven ței limită fl în felul
următor:
♦ Pentru valori ale frecven ței f a undelor de încovoiere sub frecven ța limită, ffl<,
coeficientul de radia ție acustic ă va fi subunitar ( ) σ<1 și scade odat ă cu micșo-
rarea frecven ței;
♦ Pentru valori ale frecven ței f a undelor de încovo iere peste frecven ța limită, ffl>,
coeficientul de radia ție acustic ă va fi ( ) σ≈1 independent de masa pe unitatea de
suprafață m" și de rigiditatea B'.
3.3 Concluzii
Din analiza mecanismului de tran smitere a zgomotului în struct ura carcasei cutiei sumatoare
și de distribu ție prezentat ă în acest capitol se pot sintetiza urm ătoarele afirmații:
1) Transmiterea vibra țiilor produse în structur ă se face mai ales pe calea interioar ă,
adică prin roți dințate în angrenare, rulmen ți din lagăre, spre pere ții carcasei.
Acest fapt demonstreaz ă de ce, mai ales la agregatele transmisiei care
transmit momente mari (deci și cazul cutiei sumatoare și de distribu ție CSD
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
62 4000), importan ța optimiz ării acustice a structurii carcasei reprezint ă
importan ță în vederea ob ținerii unui produs care are o structur ă puțin
zgomotoas ă.
2) Proprietățile vibratorii ale componentelor prin care se face transmiterea
vibrațiilor sunt decisive în transmiterea lor . La cutiile de viteze sau de
distribuție actuale, care sunt caracterizate mai ales de leg ături rigide între toate
părțile lor, practic toate componentel e interne contribuie la radia ția zgomotului.
3) Zgomotul rezultat va depinde de propriet ățile vibrației părților ce compun
structura carcasei cutiei sumatoare. Prin urmare, determinarea caracteristicilor
vibrațiilor structurii carcasei are o importan ță majoră în determinarea
mecanismului de transmitere a zgomotului .
4) Considerat ă ca o grind ă verticală, structura carcasei cutiei sumatoare este
mult mai rigid ă la solicitarea de încovoiere în planul vertical transversal
față de axa longitudinal ă a vehiculului decât în planul vertical longitudinal
față de axa longitudinal ă a vehiculului . Deasemenea, for țele de excita ț
ie
acționează perpendicular asupra pere ților carcasei, ace știa constituind astfel o
zonă majoră de radia ție a zgomotului. Deci, undele de încovoiere în planul
vertical longitudinal sunt pr incipalele cauze ale gener ării zgomotului
structural.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
63
Capitolul 4
ANALIZA STRUCTURAL Ă ȘI MODAL Ă A CARCASEI CUTIEI SUMATOARE ȘI DE
DISTRIBU ȚIE PRIN METODA ELEMENTULUI FINIT
Conform [57] modelarea cu elemente fi nite a structurilor mecanice permite urm ătoarele
tipuri de analiz ă a structurilor mecanice: structural ă (a stării de tensiuni și deforma ții), modală (a
modurilor proprii de vibra ție), de stabilitate (la limita echilibrului elastic) sau termică (a evuluției
câmpului de temperaturi).
4.1 Analiza structural ă a carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție
4.1.1 Prezentarea general ă a metodei elementului finit
Primele tipuri de elemente finite utilizate în analiza structural ă (și cele mai simple) au fost
elementele finite nodale care sunt caracterizate prin valori nodale ale variabilei de câmp ( și ale
derivatei pân ă la un anumit ordin) sau altfel spus, printr-o aproximare discret ă a variabilei de câmp.
În analiza structural ă a structurilor mecanice, matricea de rigiditate a elementului finit
exprimă proprietățile de elasticitate din ecua ția matriceal ă a deplasărilor nodale în func ție de forțele
nodale ale elementului. Ecua ția matriceală globală se obține prin “asamblarea” ecuațiilor
matriciale corespunz ătoare tuturor elementelor finite și exprimă deplasările nodale în funcție de
sarcinile exterioare aplicate și de forțele de leg ătură (conform axiomei leg ăturilor din mecanic ă).
4.1.2 Etapele analizei FEM
Metoda de analiz ă cu elemente finite este folosit ă în rezolvarea unor probleme inginere ști
complexe și a fost favorizat ă de dezvoltarea rapid ă a mijloacelor de calcul și software din ultimele
două decenii. Aceasta este în fapt, o metod ă matematic ă și de rezolvare numeric ă a unor sisteme de
ecuații și cuprinde urm ătoarele etape:
¾ crearea modelului geometric al corpului analizat și discretizarea acestuia în elemente finite
prin utilizarea anumitor tipuri de elemente finite și tehnici de discretizare;
¾ obținerea formei varia ționale corespunz ătoare fenomenului studiat și minimizarea
funcționalei pătratice asociate acestei forme varia ționale;
¾ determinarea solu țiilor aproximative ale ecuației diferen țiale obținute din minimizarea
funcționalei pătratice asociate utilizând dife rite metode de calcul varia țional;
¾ rezolvarea numeric ă a sistemului de ecua ții liniare sau a ecua ției matriceale globale
obținută după “asamblarea” matricelor de rigiditate ale elementelor finite și după
impunerea condi țiilor la limit ă globale (condi țiile de leg ătură cu mediul fix, deplas ări
impuse cunoscute și forțe de legătură necunoscute);
¾ postprocesarea rezultatelor sau calculul variabilelor sec undare, trasarea diagramelor de
variație a eforturilor sec ționale în cazul barelor, repr ezentarea câmpurilor de tensiuni,
deformații, deplasări, calculul tensiunilor echivalente dup ă diferite teorii de rezisten ță,
verificarea sec țiunilor periculoase, etc.
4.1.4 Modelarea corpului carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție Analiza FEM
În figurile nr. 4.1 și 4.2 sunt prezentate dou ă moduri de vibra ții ale carcasei
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
64
Figura nr. 4.1
Figura nr. 4.2
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
65
4.1.6 Determinarea experimental ă a caracteristicilor mecanice și a limitei de rezisten ță
în exploatare pentru materialul carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție
Pentru studiul efortu rilor unitare din pere ții carcasei, trebuie efectuat ă analiza cu elemente
finite pentru componentele carcasei. Pentru a re aliza optimizarea din punct de vedere structural a
carcasei cutiei sumatoare, pe lâng ă modelare cu elemente finite sunt necesare și determin ări de
proprietăți fizice, caracteristici mecanice și limite de rezisten ță ale materialului carcasei.
Cutia sumatoare și de distribu ție are carcasa format ă din patru elemente tip pl ăci, două
asamblate prin sudur ă cu al treilea element perete lateral , iar al patrulea (capac) asamblat prin
șuruburi. În figura nr. 4.3 este prezentat ă carcasa cutiei asamblat ă.
Figura nr. 4.3
În conformitate cu Standardele SR EN 10002-1 „Încercarea la trac țiune” au fost supuse
încercărilor de trac țiune 4 epruvete notate cu E1, E2, E3 și E4, prelevate din materialul carcasei
cutiei sumatoare si de distribu ție. Epruvetele au fost executate de SC INAR SA Bra șov, în
conformitate cu cerin țele anexei C din standardul SR EN 10002-1. Pentru încercarea la oboseal ă și
determinarea limitei de rezisten ță în exploatare au fost prelevate dou ă epruvete EI și EII și supuse la
încovoiere cu cicluri de solicitare alternant – simetrice tot din ma terialul carcasei. Materialul
prevăzut în documenta ție pentru realizarea carcasei este OLC 37.3 .
Pentru realizarea testelor și determin ărilor s-a folosit urm ătoarea aparatur ă:
– Stand servohidraulic HA-80 – complex 1;
– Cilindru servohidraulic PZ 250 kN ;
– Dulap comand ă, măsură și control ;
– Traductor de for ță de 250 kN ;
– Traductor de curs ă ± 50 mm;
– Înregistrator X-Y;
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
66 – Ciocan Charpy;
– Șubler exterior 150 mm;
– Stand hidraulic pentru încercat amortizoare ad aptat pentru încercare la încovoiere a
epruvetelor;
– Traductor de for ță de 25 kN;
– Amplificator HOTINGER 3082;
– Voltmetru digital E 0302.
În Figura nr. 4.4 sunt prezenta te Standul de încercare și aparatura utilizat ă la încercarea de
tracțiune.
Figura nr. 4.4
În tabelul nr. 4.1 sunt prezentate compara tiv elementele chimice ale materialului
testat cu elementele chimice ale mate rialului 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
Obținute 0,113 0,54 0,0084 0,0295
ÎNCERC ĂRI MECANICE
Duritate HB – Valori ob ținute
130 -133 HB
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
67 Caracteristicile mecanice ale mate rialului epruvetelor E1, E2, E3 și E4 testate se încadreaz ă în
limitele impuse materialului OL37.3. Materialul di n care sunt executate ep ruvetele corespunde cu
materialul OL 37.3.
4.1.7 Rezultatele testelor pentru de terminarea limitei de rezisten ță 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 condi ții, efortul unitar pentru încercarea la oboseal ă (σmax) a fost ales la valoarea
de 22 daN/mm2 pentru epruveta EI și la valoarea de 17 daN/mm2 pentru epruveta EII. Aceste valori
ale eforturilor sunt mai mari decât rezisten ța nelimitat ă la oboseal ă tocmai pentru a determina curba
Wöhler pentru cele dou ă epruvete . Un punct al curbei Wöhler pentru material se ob ține din
cunoașterea efortului unitar pentru un num ăr foarte mic de cicluri (1 … 1000 cicluri pentru 9/10 din
σr). Al doilea punct al curbei Wöhler pentru material reprezint ă rezistența nelimitat ă la oboseal ă
corectată cu coeficientul de influen ță global pentru 2×106 cicluri. Aceste puncte sunt unite cu o linie
dreaptă obținându-se curba Wöhler pentru material în coordonate log. σr – log. N.
Epruvetele supuse la încercarea de oboseal ă s-au comportat astfel:
Nr. de cicluri pân ă 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 prezentat ă epruveta EI rupt ă precum și detalii cu sec țiunea de rupere. În
secțiune se observ ă că epruveta a fost supus ă la eforturi mari de încovoiere (zon ă mică de oboseal ă
și incluziuni în material).
În Anexa nr. 4/8 este prezentat ă epruveta EII rupt ă precum și detalii cu sec țiunea de rupere.
În secțiune se observ ă că epruveta a fost supus ă la eforturi mari de încovoiere (zon ă mică de
oboseală).
În urma încerc ării la oboseal ă de încovoiere a epruvetelor EI și EII, s-a constatat c ă
epruvetele EI și EII au avut o comportare bun ă la oboseal ă rezistând la un num ăr de cicluri de
solicitare care le-au plas at 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 s ă depășească rezisten ța nelimitat ă la oboseal ă estimată la 13 daN/mm2 pentru
materialul OL37.3.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
68 Capitolul 5
CERCET ĂRI EXPERIMENTALE ÎN VEDE REA REDUCERII ZGOMOTULUI
STRUCTURAL AL CUTIEI SUMATOARE ȘI ÎMBUN ĂTĂȚIREA SOLU ȚIEI
CONSTRUCTIVE
În acest capitol este prezentat ă o metode experimental ă, eficientă, utilă și rapidă, prin care
să se determine:
1) Frecvențele de rezonan ță ale vibrației structurii carcasei cutiei sumatoare c ărora
le corespund valori maxime ale zgomotului radiat de suprafe țele acesteia;
2) Zgomotul radiat de suprafe țele carcasei;
3) Amplitudinile deplas ărilor vibrației suprafe țelor structurii carcasei cutiei
sumatoare și repartizarea lor pe suprafa ța analizat ă;
Rezultatele experimentale ob ținute constituie informa ții majore necesare determin ării
caracteristicilor transmiterii zgomotului structural precum și solicitările din carcas ă.
Sunt prezentate rezultatele ob ținute în urma experimentelor efectuate asupra unei carcase
din componen ța cutiei sumatoare și de distribu ție CSD 4000 reper 1858.37.002 (figura nr. 5.1) .
.
Fig. nr. 5.1
Pentru realizarea experimentelor propuse este necesar ă folosirea unor instala ții de măsurare
și analiză specifice metodelor alese. Pentru fiecare experiment efectuat vor fi prezentate condi țiile
de măsurare și echipamentele folosite ale c ăror caracteristici se g ăsesc în documenta țiile tehnice
respective prezentate în Bibliografia lucrării
5.1 Programul cercet ărilor experimentale
Programul cercet ărilor experimentale pe car casa cutiei sumatoare este prezentat în schema
bloc din figura nr. 5.2
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
69
MĂSURARE
Excitație
simulată
SIMULARE
PROGRAM
FEM
Fig. nr. 5.2 Schema bloc a programului cercet ărilor experimentale pe carcasa cutiei sumatoare
Programul cercet ărilor experimentale const ă în:
1) Analiza experimental ă a comport ării la vibra ții a structurii carcasei cutiei sumatoare
Se vor determina:
◊ Frecvențele de rezonan ță ;
◊ Impedanțele mecanice corespunz ătoare frecven țelor de rezonan ță;
2) Măsurarea și analiza experimental ă a zgomotului radiat de suprafe țele carcasei;
3) Determinarea frecvențelor de rezonan ță cărora le corespund valori maxime ale
zgomotului radiat de suprafe țele carcasei ;
4) Măsurarea deplas ărilor vibra ției suprafe țelor carcasei
. Se vor determina:
◊ Amplitudinea deplas ărilor vibra ției;
◊ Repartizarea amplitudinilor deplas ărilor vibra ției pe suprafe țele analizate ,
5) Compararea valorilor amplitudinilor deplas ărilor vibra ției suprafe țelor carcasei
obținute prin simulare , cu valorile m ăsurate la punctul 4. ANALIZA VIBRA ȚIILOR
DEPLASAREA ABSOLUT Ă
A VIBRA ȚIEI SPECTRUL IMPEDAN ȚEI
MECANICE
FRECVEN ȚE
DE
REZONAN ȚĂ
ZGOMOT
RADIAT
ZGOMOT
RADIAT
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
70 Pentru efectuarea experimentelor, structura carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție a fost
adusă în stare de vibra ție simulat ă.
Deasemenea, deoarece structura carcasei este mult mai rigid ă la solicitarea la
încovoiere în planul vertical (plan paralel cu suprafe țele față și spate ale carcasei) decât în planul
orizontal, undele de încovoiere în planul orizontal fiind princi palele cauze ale transmiterii
zgomotului structural, excitarea carcasei a fost efectuat ă în plan orizontal cu ajutorul unui
excitator electrodinamic.
Cutia sumatoare și de distribu ție este montat ă pe șasiu prin supor ți cu șuruburi, rigiditatea
acestora fiind foarte mare (cauciuc ul utilizat are rigiditate ridicat ă). Pentru simularea acestor
condiții, carcasa analizat ă a fost montat ă cu supor ții ei de prindere, ace știa fiind fixa ți pe doi
suporți montați pe platforma laboratorului, supor ți care simulez ă practic șasiul vehiculului.
5.2 Analiza experimental ă a comport ării la vibra ții a structurii carcasei cutiei
sumatoare și de distribu ție
Analiza experimental ă a comport ării la vibra ții a structurii carcasei cutiei a fost realizat ă prin
aducerea acesteia în stare de vibra ție simulat ă în domeniul de frecven ță 30 Hz ÷ 2000 Hz.
Instalația de măsurare și analiză
Pentru analiza experimental ă a comport ării la vibra ții a structurii carcasei cutiei utilizând
tehnica m ăsurării impedan ței mecanice punctuale a fost folosit ă instalația de măsurare compus ă din
următoarele aparate și echipamente:
♦ Traductor de impedan țe;
♦ Amplificator de m ăsură al forțelor tip KWS3082 HOTTINGER;
♦ Echipament de m ăsurare a vibra țiilor tip 00 033 ROBOTRON;
♦ Echipament de generare a semnalului de excita ție;
♦ Amplificator de putere tip LV103 ROBOTRON;
♦ Excitator electrodinamic ESE211 tip 11 076 ROBOTRON;
♦ Osciloscop cu dou ă canale tip TR4657 EMG Ungaria;
♦ Analizor în frecven ță FFT tip OMC105A PONT Ungaria;
♦ Calculator PC.
Producerea excita ției. Condiția principal ă este ca forța de excita ție să varieze sinusoidal
deoarece impedan ța mecanic ă este definit ă numai pentru for țe și viteze cu varia ție sinusoidal ă.
Fig. nr. 5.3 Instalație de măsurare și analiză a vibrațiilor
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
71 În detaliul prezentat în figura nr. 5.4 se observ ă:
◊ Excitatorul electrodinamic;
◊ Traductorul de impedan țe;
◊ Carcasa cutiei sumatoare.
Fig. nr. 5.4 Detaliu instala ție de măsurare și analiză a vibrațiilor
Traductorul de impedan țe, prezentat în fig. nr. 5.5 este compus din:
• Traductor de for țe;
• Plăcuța mărcii de compensa ție;
• Traductor de accelera ții tip KD 35 ROBOTRON
Fig. nr. 5.5 Traductor de impedant ă
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
72 Pentru realizarea m ăsurărilor și analizei vibra țiilor structurii carcasei cutiei sumatoare aflat
în condiții de funcționare simulat ă (obținerea unei st ări de vibra ție a acesteia), carcasa a fost
excitată cu ajutorul unei instalații de excita ție compusă din:
• Echipament de generare a semnalului de excita ție;
• 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 excita ție a fost realizat folosind module
electronice de fabrica ție ROBOTRON din componen ța standului TIRA–vib 5142. Este compus din:
• Generator de semnal tip 03 005 ROBOTRON;
• Modul regulator semnal tip 02 037 ROBOTRON;
• Modul baleiere frecven ță tip 04 036 ROBOTRON;
• Indicator de frecven țe tip 51 039 ROBOTRON.
Rezultatele ob ținute
Pentru realizarea m ăsurărilor și analizei vibra țiilor structurii carcasei cutiei aflat ă în stare de
vibrație simulat ă, aceasta a fost solicitat ă cu o forță de excita ție având urm ătorii parametri:
♦ Forma semnalului: sinusoidal ă;
♦ Viteză constantă: vex = 4.10-3 m/s (valoare rms);
♦ Variație exponen țială dus-întors a frecven ței semnalului de excita ție cu viteza de
1 oct / min , în două domenii:
• 30 Hz ÷ 500 Hz cu rezolu ția: 1,25 Hz ;
• 300 Hz ÷ 2000 Hz cu rezolu ția: 5 Hz ;
Au fost determinate experimental densitățile
spectrale de putere , mediate liniar , ale impedanței
mecanice punctuale în trei puncte af late pe suprafa ța
din față a carcasei respectiv pe suprafa ța din spate a
carcasei (considerate în montarea normal ă pe șasiu).
Punctele au fost alese în zona celor dou ă intrări în cutie
și în zona prizei de putere. Coordonatele punctelor de
măsurare, exprimate în mm, de pe cele dou ă suprafețe
ale carcasei în sistemul de coordonate considerat pentru
montarea normal ă pe șasiu, figura nr. 5.6, sunt
prezentate în tabelul 5.1.
Tabelul 5.1 Coordonatele punctelor de m ăsură (y,z)
SUPRAFA ȚA DIN FA ȚĂ A CARCASEI
DOMENIUL DE FRECVEN ȚĂ 1 2 3
30 Hz ÷ 500 Hz (500, 1200) (1200, 1200) (850, 600)
300 Hz ÷ 2000 Hz (500, 1200) (1200, 1200) (850, 600)
SUPRAFA ȚA DIN SPATE A CARCASEI
DOMENIUL DE FRECVEN ȚĂ 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 ob ținute, au fost determinate principalele frecvențe de rezonan ță și
valorile corespunz ătoare ale impedanțelor mecanice ale structurii carcasei cutiei sumatoare
respectiv pentru cele dou ă suprafețe analizate, prezentate în tabelul 5.2.
Fig. nr. 5.6
CARCASA
CUTIEI
SUMATOARE z
y x 0
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
73 Tabelul 5.2 Frecvențele de rezonan ță și valorile impedan țelor mecanice
SUPRAFA ȚA DIN FA ȚĂ A
CARCASEI SUPRAFA ȚA DIN SPATE A
CARCASEI DOMENIUL
DE
FRECVEN ȚĂ FRECVEN ȚA
DE
REZONAN ȚĂ
[Hz] IMPEDAN ȚA
MECANIC Ă
[kN.s/m] FRECVEN ȚA
DE
REZONAN ȚĂ
[Hz] IMPEDAN ȚA
MECANIC Ă
[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
020406080100120140160180
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500
Frecventa [Hz]Zm [kNs/ m]
Fig. nr. 5.7 Spectrul impedan țelor mecanice al suprafe ței din față a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
74 01020304050607080
500 1000 1500 2000
Frecventa [Hz]Zm [kN s/ m]
Fig. nr. 5.8 Spectrul impedan țelor mecanice al suprafe ței din față a carcasei; f = 500 Hz ÷ 2000 Hz
51015202530
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500
Frecventa [Hz]Zm [kNs/ m]
Fig. nr. 5.9 Spectrul impedan ței mecanice al suprafe ței din spate a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz.
02468101214
500 1000 1500 2000
Frecventa [Hz]Zm [kNs/ m]
Fig. nr. 5.10 Spectrul impedan ței mecanice al suprafe ței din spate a carcasei; f = 500 Hz÷2000 Hz.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
75
5.3 Măsurarea și analiza experimental ă a zgomotului radiat de suprafe țele
carcasei cutiei sumatoare
M ăsurarea și analiza experimental ă a zgomotului radiat (nivel ul presiunii acustice) de
suprafețele carcasei cutiei a fost realizat ă prin aducerea acesteia în stare de vibra ție simulat ă în
domeniul de frecven ță 30 Hz ÷ 2000 Hz.
Instalația de măsurare și analiză
Pentru m ăsurarea și analiza experimental ă a zgomotului (nivelul pres iunii acustice) radiat de
suprafețele carcasei cutiei aflat ă în stare de vibra ție simulat ă a fost folosit ă instalația de măsurare și
analiză prezentat ă în figura nr. 5.11.
Fig. nr. 5.11 Schema bloc a instala ției de măsurare și analizăa zgomotului radiat de suprafe țele
carcasei cutiei
Suporți elastici de fixare Excitato rPreamplificator
MV 201
00 023
Lp Lp
CARCASA CUTIEI
Traductor de
accelerații
KD 35Microfon MK
Analizor în
frecvențăFFTCalculator
PC
Imprimantă
Aparat
indicator
02 036Amplificator
integrator
00 028
00 033
vvv
Amplificator
de putere
LV 103
Generator
de semnal
03 005 Regulator
02 037
Baleaj
frecvență
04 036 Indicator de
frecvență
51 0391m
v a
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
76 Instala ția de măsurare și analiză (fig. nr. 12) este compus ă din urm ătoarele aparate și
echipamente:
♦ Microfon tip MK221 ROBOTRON de 1/2";
♦ Preamplificator tip MV201 ROBOTRON;
♦ Echipament de m ăsurare a nivelului presiunii acustice tip 00 023 ROBOTRON;
♦ Echipament de m ăsurare a vibra țiilor tip 00 033 ROBOTRON;
♦ Echipament de generare a semnalului de excita ție;
♦ Amplificator de putere tip LV 103 ROBOTRON;
♦ Excitator electrodinamic ESE211 tip 11 076 ROBOTRON;
♦ Analizor în frecven ță FFT tip OMC105A PONT Ungaria;
♦ Calculator PC.
Fig. nr. 5.12 Instalația de măsurare și analiză a zgomotului radiat de suprafe țele carcasei
Rezultatele ob ținute
La fel ca la analiza experimental ă a comport ării la vibra ții (subcapitolul 5.2) , pentru
obținerea vibra ției structurii carcasei cutiei și efectuarea m ăsurărilor zgomotulului radiat de
suprafețele acesteia, carcasa cuti ei a fost solicitat ă cu o forță de excita ție aplicată în centrul fe ței
opuse celei a c ărei zgomot radiat este m ăsurat, având urm ătorii parametri:
♦ Forma semnalului: dreptunghiular ă;
♦ Viteză constantă: vex = 4.10-3m/s (valoare rms);
♦ Variație exponen țială dus-întors a frecven ței semnalului de excita ție cu viteza de
1oct/min , în două domenii:
• 30 Hz ÷ 500 Hz cu rezolu ția: 1,25 Hz ;
• 300 Hz ÷ 2000 Hz cu rezolu ția: 5 Hz ;
M ăsurarea și analiza nivelului presiunii acustice radiate a fost realizat ă în timp real ,
simultan cu varia ția frecven ței. Microfonul a fost plasat la o distan ță de 1 m, perpendicular pe fa ța
analizată, opusă celei la care s-a aplicat for ța de excita ție.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
77 Înregistr ările densităților spectrale de putere mediate liniar ale presiunii acustice Wp(f)
obținute la analizorul în frecven ță FFT, exprimate în scară logaritmic ă în dB, corespunz ătoare
celor dou ă domenii de frecven ță, sunt prezentate în anexele nr. 5/14 și 5/15 pentru suprafa ța din
față, respectiv, anexele nr. 5/16 și 5/17 pentru suprafa ța din spate.
Exactitatea înregistr ărilor densitătilor spectrale de putere mediate liniar – 2048 medieri –
este de 1,1% sau 0,1 dB.
5.3.1 Determinarea frecven țelor de rezona ță cărora le corespund valori maxime ale
zgomotului radiat de suprafe țele carcasei cutiei sumatoare
Pentru analiza corela ției dintre vibra țiile structurii carcasei cutiei și zgomotul radiat de
suprafețele acesteia , precum și pentru particularizarea frecven țelor de rezonan ță cărora le
corespund maxime ale zgomotului radiat , au fost comparate valorile frecven țelor de rezonan ță
determinate prin analiza vibra țiilor (subcapitolul 5.2) cu valorile frecven țelor la care apar maxime
ale zgomotului radiat de suprafe țele respective.
În tabelul 5.3 este prezentat ă compararea valorilor frecven țelor de rezonan ță determinate
prin măsurarea impedan ței mecanice (subcapitolul 5.2 , tabelul 5.2) cu valorile frecven țelor la
care apar maxime ale nivelului presiunii acustice .
Tabelul 5.3 Compararea valorilor frecven țelor de rezonan ță determinate
SUPRAFA ȚA DIN FA ȚĂ A CARCASEI SUPRAFA ȚA DIN SPATE A CARCASEI
FRECVEN ȚA
DETERMINAT Ă PRIN
ANALIZA : FRECVEN ȚA
DETERMINAT Ă PRIN
ANALIZA :
Impedan ței
mecanice Zgomotului
ABATEREA
DINTRE
FRECVEN ȚEImpedan ței
mecanice Zgomotului
ABATEREA
DINTRE
FRECVEN ȚE
[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
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
78 020406080100120140160180
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500
Frecventa [Hz]Zm [kNs/m ]
2030405060708090
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500Frecventa [Hz]Lp [dB]
Fig. nr. 5.13 Compara ția dintre spectrul nive lului presiunii acustice și spectrul impedan țelor
mecanice pentru suprafa ța din față a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
79 01020304050607080
500 1000 1500 2000
Frecventa [Hz]Zm [kNs/m ]
25303540455055606570
500 1000 1500 2000
Frecventa [Hz]Lp [dB]
Fig.nr. 5.14 Compara ția dintre spectrul nivelului presiunii acustice și spectrul impedan țelor
mecanice pentru suprafa ța din față a carcasei; f = 500 Hz ÷ 2000 Hz.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
80 51015202530
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500
Frecventa [Hz]Zm [kNs/m ]
202530354045505560657075808590
0 100 200 300 400 500
Frecventa [Hz]Lp [dB]
Fig. nr.5.15 Compara ția dintre spectrul nivelului presiunii acustice și spectrul impedan țelor
mecanice pentru suprafa ța din spate a carcasei; f = 30 Hz ÷ 500 Hz
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
81 02468101214
500 1000 1500 2000
Frecventa [Hz]Zm [kNs/m ]
25303540455055606570
500 1000 1500 2000
Frecventa [Hz]Lp [dB]
Fig. nr.5.16 Compara ția dintre spectrul nivelului presiunii acustice și spectrul impedan țelor
mecanice pentru suprafa ța din spate a carcasei; f = 500 Hz ÷ 2000 Hz
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
82 În urma analizei rezultatelor ob ținute se pot face urm ătoarele afirmații:
1) Se constat ă o bună corelare între valorile frecven țelor de rezonan ță determinate prin
analiza vibra țiilor folosind tehnica m ăsurării impedan ței mecanice și valorile frecven țelor
la care apar maxime ale nivelului presiunii acustice radiate de suprafe țele carcasei cutiei
sumatoare și de distribu ție.
2) Din compararea valorilor frecven țelor de rezonan ță cuprinse în tabelul 5.2 (determinate
prin măsurarea impedan ței mecanice) cu valorile frecven țelor cuprinse în tabelul 5.3 (la
care apar maxime ale nivelului presiunii acustice radiate de suprafe țele carcasei cutiei)
se observ ă faptul c ă în tabelul 5.2 apar mai multe frecven țe de rezonan ță. Deci,
frecvențele (modurile de vibra ție) la rezonan ță pot fi împ ărțite în dou ă categorii:
• Cele care generează maxime ale zgomotului radiat (cuprinse în tabelul 5.3 );
• Cele care nu genereaz ă maxime ale zgomotului radiat, și anume:
Pentru suprafața din față a cutiei : 230Hz ; 300Hz ; 320Hz ; 765Hz ; 1145 Hz ; 1500 Hz.
Pentru suprafața din spate a cutiei : 200Hz ; 225Hz ; 235Hz ; 280Hz ; 330Hz ; 640Hz ;
1490 Hz ; 2000 Hz.
Rezultatele ob ținute scot în eviden ță carențele structurale importante ale carcasei cutiei
sumatoare analizat ă mai ales pentru suprafa ța din spate a carcasei în zona capacului mare
montat prin șuruburi. .
5.4 Măsurarea amplitudinilor deplas ărilor pe suprafe țele carcasei cutiei
5.4.1 Măsurarea amplitudinilor deplas ărilor pe suprafa ța din spate a carcasei
Au fost m ăsurate amplitudinile deplas ărilor pe suprafața din spate a carcasei aflată în
stare de vibra ție simulat ă la două frecvențe de rezonan ță determinate experimental folosind tehnica
măsurării impedan ței mecanice punctuale (subcapitolul 5.2) .
Instala ția de măsurare
Pentru m ăsurarea amplitudinilor deplas ărilor Y ale suprafe ței carcasei aflat ă în stare de
vibrație simulat ă a fost folosit ă instalația de măsurare prezentat ă schematic în figura nr. 5.20 și în
fotografiile din figurile nr. 5.17 și 5.18.
Fig. nr. 5.17 Instalației de măsurare a deplas ărilor vibra ției suprafe ței carcasei
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
83
Fig. nr. 5.18 Detaliu instalație de măsurare a deplas ărilor vibra ției suprafe ței carcasei
Rezultatele ob ținute
În urma experimentului efectuat au fost ob ținute amplitudinile deplas ărilor Y ale vibra ției
suprafeței din spate a carcasei cutiei necesare compar ării cu deplas ările obținute prin simulare pe
calculator conform analizei prezentat ă în capitolul 4. Valorile amplitudinilor deplas ărilor
vibrației în punctele de pe suprafa ța analizat ă sunt prezentate tabelul nr.5.4.
Tabelul nr. 5.4
AMPLITUDINILE DEPLAS ĂRILOR Y [ μm]
Frecvența [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 constat ă că vibrațiile cele mai ma ri apar în zona prizei de putere pe suprafa ța din spate a
carcasei pe capacul mare montat cu șuruburi de carcas ă.
5.4.2 M ăsurarea amplitudinilor deplas ărilor pe suprafa ța din față a carcasei
Au fost m ăsurate amplitudinile deplas ărilor pe suprafața din față a carcasei aflată în stare
de vibrație simulat ă la două frecvențe de rezonan ță determinate experimental folosind tehnica
măsurării impedan ței mecanice punctuale (subcapitolul 5.2) .
Aparatura de m ăsură și echipamentul de generare a semnalului de excita ție sunt acelea și cu
cele folosite la m ăsurările de la subcapitolul 5.4.1 .
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
84 Rezultatele ob ținute
În urma experimentului efectuat au fost ob ținute amplitudinile deplas ărilor Y ale vibra ției
suprafeței din față a carcasei cutiei necesare compar ării cu deplas ările obținute prin simulare pe
calculator conform analizei prezentat ă în capitolul 4. Valorile amplitudinilor deplas ărilor
vibrației în punctele de pe suprafa ța analizat ă sunt prezentate tabelul nr.5.5.
Tabelul nr. 5.5
AMPLITUDINILE DEPLAS ĂRILOR Y [ μm] Frecvența [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 constat ă că vibrațiile cele mai mari apar în zona prizei de putere pe suprafa ța din față a
carcasei.
5.4.3 Compararea valorilor deplas ărilor vibra ției suprafe țelor carcasei cutiei
sumatoare ob ținute prin simulare cu valorile m ăsurate experimental
În vederea evaluării acurateței predicției pe cale analitic ă (simulare pe calculator prin
metoda elementului finit) a valorilor deplas ărilor în punctele de m ăsură de pe carcas ă, acestea
trebuie comparate cu valorile determinate pe cale experimental ă.
Compararea valorilor deplasărilor în punctele de m ăsură d e p e c a r c a s ă, obținute prin
simulare, la cele dou ă frecvențe de excita ție alese, cu valorile ob ținute pe cale experimental ă,
precum și abaterea față de ultima valoare, sunt prezentate în anexa nr 5.5.
Se constat ă o foarte bun ă corelare între valorile amplitudinilor deplasarilor determinate
pe cale analitic ă și valorile determinate experimental .
Faptul c ă valorile amplitudinilor deplasarilor obținute prin calcul sunt mai mici decât cele
măsurate se datoreaz ă erorii introduse de metoda de m ăsurare a amplitudinii deplas ărilor vibra ției
suprafeței carcasei cu ajutorul traductorului de accelera ții. Datorit ă masei traductorului, valorile
amplitudinii deplas ărilor măsurate sunt mai mici decât cele reale, ceea ce conduce si la valori mai
mici ale nivelului presiunii acustice.
5.5 Analiza rezultatelor și prezentarea solu țiilor de modific ări constructive pentru
carcasa cutiei sumatoare și de distribu ție
Rezultatele ob ținute scot în eviden ță carențele structurale importante ale carcasei cutiei
sumatoare analizat ă mai ales pentru suprafa ța din spate a carcasei în zona capacului mare montat
prin șuruburi. Pentru rigidizar ea carcasei cutiei sumatoare se propun urm ătoarele modific ări
constructive:
¾ Eliminarea capacului mare montat prin șuruburi;
¾ Înlocuirea capacului cu plac ă sudată de carcas ă;
¾ Introducerea în interiorul carcasei și montarea prin sudur ă a doi tiran ți de legătură
(de întărire) între suprafa ța din față și suprafața din spate a carcasei în zona prizei de
putere;
¾ Montarea prin sudur ă la interior, pe suprafe țele laterale, fa ță și spate, a șase nervuri
de întărire (trei pe stânga și trei pe dreapta);
¾ Decuparea și realizarea a trei capace de vizitare în partea de sus a carcasei necesare
montajului ro ților dințate și a timoneriei cutiei sumatoare;
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
85 Pentru realizarea acestor modific ări s-a trecut la proiectarea reperelor propuse, s-a întocmit
documenta ția corespunz ătoare, s-au realizat fizic repe rele si s-a montat astfel o nou ă carcasă de cutie
sumatoare și de distribu ție. În figurile nr. 5.19 și 5.20 sunt prezentate desenele de execu ție pentru
reperele propuse. În figu rile nr. 5.21 este prezentat ă o fotografie cu reperele montate pe carcasa
cutiei sumatoare modificat ă.
Fig. nr. 5.19 Desen carcasa modificat ă (fără capac montat prin șuruburi)
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
86
Fig. nr. 5.20 Desen carcasa modificat ă (cu găuri prelucrate pentru capace lag ăre)
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
87
Fig. nr. 5.21 Carcasa cutiei sumatoare și de distribu ție modificat ă
5.6 Concluzii
Din analiza rezultatelor ob ținute în urma efectu ării experimentelor prezentate se pot sintetiza
următoarele:
a) Analiza comport ării la vibra ții a structurii carcasei cutiei sumatoare .
1) Analiza experimental ă a vibrațiilor prin metoda m ăsurării impedan ței mecanice
punctuale s-a dovedit a fi deosebit de eficientă si ușor de realizat .
2) Această metodă permite analiza comport ării la vibra ții numai în câteva puncte ale
structurii carcasei cutiei f ără a fi necesar studiul comple t al întregii structuri,
densitățile spectrale de putere m ăsurate pe toat ă suprafața analizat ă având valori și
configura ții apropiate, ceea ce duce la simplificarea experimentului și scurtarea
timpului de analiz ă.
3) Structura carcasei cutiei analizat ă prezintă frecvențe de rezonan ță aproximativ în
domeniul 390 Hz ÷ 2000 Hz cu o frecvență dominant ă de 395 Hz , figurile nr. 5.10
÷ 5.13 și tabelul 5.2 .
b) Determinarea experimental ă a zgomotului .
1) S-a constatat o foarte bun ă corelare între valorile frecven țelor de rezonan ță
determinate prin analiza vibra țiilor folosind tehnica m ăsurării impedan ței
mecanice și valorile frecven țelor la care apar maxime ale nivelului presiunii
acustice radiate de suprafa ța carcasei analizat ă, abaterea maxim ă față de
ultima frecven ță fiind de 1,8%, figurile nr.5.15 ÷ 5.18 și tabelul 5.3.
2) Frecvențele (modurile de vibra ție) la rezonan ță ale carcasei cutiei analizat ă
pot fi împ ărțite în dou ă categorii:
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
88 ♦ Cele care generează maxime ale zgomotului radiat;
♦ Cele care nu genereaz ă maxime ale zgomotului radiat.
3) Faptul că există două categorii distincte al e modurilor de vibra ție la rezonan ță
constituie un avantaj deosebit de important în ceea ce prive ște posibilitatea
micșorării timpului de rulare a progr amelor de optimizare acustic ă. Prin
identificarea acestor moduri de vibra ție va fi suficient s ă fie luate în considerare
numai frecven țele corespunz ătoare nivelelor de zgomot importante, ceea ce va
conduce la o diminuare considerabil ă a timpului de lucru și respectiv a costului .
c) Măsurarea amplitudinilor deplas ărilor pe suprafe țele carcasei cutiei .
1) Vibrațiile cele mai mari apar în zona lagărelor arborilor de intrare și în zona
lagărelor prizei de putere .
2) Prin rezultatele ob ținute se confirm ă faptul că în zona capacului montat prin
șuruburi (adic ă partea superioar ă a carcasei), carcasa cuti ei are rigiditatea cea mai
scăzută.
d) Modificări constructive pentru ca rcasa cutiei sumatoare și de distribu ție
Pentru rigidizarea carcasei cutiei sumatoare se propun urm ătoarele modific ări
constructive:
1) Eliminarea capacului mare, montat prin șuruburi, și înlocuirea acestuia cu o plac ă
sudată de carcas ă;
2) Montarea prin sudur ă în interiorul carcasei a doi tiran ți de legătură între suprafa ța
din față și suprafața din spate a carcasei în zona prizei de putere;
3) Sudarea la inte rior, pe suprafe țele laterale, fa ță și spate, a șase placi de înt ărire
(trei pe stânga și trei pe dreapta);
4) Decuparea și realizarea a trei capace de vizita re în partea de sus a carcasei
necesare montajului ro ților dințate și a timoneriei cutiei sumatoare;
În final, se poate afirma c ă, prin aplicarea metodei experimentale prezentat ă în procesul de
optimizare a carcasei cutiei sumatoare prin m ăsuri structurale , se obțin următoarele facilități :
♦ Există posibilitatea determin ării fără dificultate și cu o suficient ă precizie a
frecvențelor de rezona ță corespunz ătoare modurilor de vibra ție importante,
generatoare de zgomot stru ctural radiat de suprafe țele carcasei;
♦ Frecvențele de rezonan ță și maximele spectrului zgomotul ui radiat pot fi prezise
încă din stadiul de proiecta re cu o precizie maxim ă, de doar câțiva dB.
♦ Este suficient ca numai prin simularea nivelurilor presiunii acustice
corespunz ătoare modurilor de vibra ție la rezonan țe importante s ă se poată prezice
maximele spectrului zgomot ului radiat de suprafe țe într-un timp acceptabil de
rulare a programului de optimizare și, de asemenea, la un cost sc ăzut.
♦ Cu toate c ă aplicarea acestei metode experimentale nu necesit ă condiții speciale,
iar echipamentul de m ăsură și analiză nu implic ă o complexitate deosebit ă, ea
oferă totuși exactitatea necesar ă cerută de optimizarea acustic ă structural ă.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
89
Capitolul 6
CERCET ĂRI EXPERIMENTALE EFECTUATE PE STAND PE CUTIA SUMATOARE ȘI
DE DISTRIBU ȚIE ÎN VARIANTA INI ȚIALĂ ȘI VARIANTA MODIFICAT Ă
În capitolul 5 au fost prezentate experiment ele efectuate pe carca sa cutiei sumatoare și de
distribuție CSD 4000 realizat ă în varianta cu capac asamblat prin șuruburi (produs ă începând din
1990 și până în prezent). Analiza rezu ltatelor experimentelor și concluziile rezultate au condus la
proiectarea și realizarea unei variante de carcas ă îmbunătățită. În acest capitol vom prezenta
experimente comparative realizate pe cele dou ă cutii sumatoare și de distribu ție pe care le vom
numi în continuare: cutia sumatoare veche, pentru cutia echipat ă cu carcasa existent ă și cutia
sumatoare nou ă, pentru cutia echipat ă cu carcasa îmbun ătățită.
În figurile 6.1 și 6.2 sunt prezentate cele dou ă cutii echipate complet. Pentru experimentele
efectuate vor fi prezentate condi țiile de măsurare și echipamentele folosite. Caracteristicile acestora
se găsesc în documenta țiile tehnice prezentate în Bibliografia lucrării
Testele comparative efectuate pe cele dou ă cutii sumatoare au fost urm ătoarele:
9 Măsurări de accelera ții, viteze și deplasări în cele 6 puncte de m ăsură de pe carcas ă
stabilite și prezentate în capitolul 5;
9 Măsurări de zgomot radiat de cutie la un metru dep ărtare de cele patru fe țe ale
cutiei;
Fig. nr. 6.1 Cutia sumatoare și de distribu ție veche
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
90
Fig. nr. 6.2 Cutia sumatoare și de distribu ție nouă
6.1 Măsurarea și analiza experimental ă a vibrațiilor suprafe țelor cutiilor sumatoare și
de distribu ție la testarea pe stand
Analiza experimental ă a comport ării la vibra ții a cutiilor sumatoare și de distribu ție în
varianta ini țială și varianta modificat ă a fost realizat ă în timpul efectu ării programului de rodaj la
mersul în gol (f ără sarcină) pe standul de încercare și testare din Laborator ul SC INAR SA Bra șov.
În figura nr . 6.3 și 6.4 este prezentat standul de încercare în ansamblu și pupitrul de comand ă și
control.
Fig. nr. 6.3 Stand de încercare cutii sumatoare și de distribu ție
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
91
Fig. nr. 6.4 Pupitru de comand ă și control stand de încercare
Instalația de măsurare și analiză
Pentru analiza experimental ă a comport ării la vibra ții pe stand a cutiilor sumatoare, utilizând
tehnica m ăsurării accelera țiilor, vitezelor și deplasărilor, a fost folosit ă instalația de măsurare și
analiză prezentat ă în figura nr. 6.5 și fotografiile din figurile nr. 6.6 și 6.7.
Fig. nr. 6.5 Instalația de măsură pentru vibra ții (accelera ții, viteze și deplasări)
CUTIE
SUMATOARE
ȘI DE
DISTRIBU ȚIE
Suporți elastici de fixare pe
stand
Aparat
indicator
02 036Amplificator
integrator
00 028
Osciloscop
02 050
ay
Traductor de
accelerații
KD 35
00 033
Stand de antrenare pupitru
cutie sumatoare și de
de distribu ție comand ă
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
92
Fig. nr. 6.6 Aparatură de măsură și control
Fig. nr. 6.7 Traductor de accelera ție montat în punctul nr. 2 de m ăsură
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
93 Rezultate ob ținute:
În tabelul nr. 6.1 sunt prezentate rezultatele m ăsurărilor de accelera ții, viteze și deplasări în
cele 6 puncte de m ăsură de pe cutia sumatoare și de distribu ție varianta veche.
Tabelul nr. 6.1
Punct
de
măsură TURAȚIE
[rot/min] ACCELERA ȚIE
[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 m ăsurărilor de accelera ții, viteze și deplasări în
cele 6 puncte de m ăsură de pe cutia sumatoare și de distribu ție varianta nouă.
Tabelul nr. 6.2
Punct
de
măsură TURAȚIE
[rot/min] ACCELERA ȚIE
[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
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
94 În figurile nr. 6.8 …6.113 sunt prezentate comparativ diagramele de evolu ție a accelera țiilor,
în cele 6 puncte de m ăsură, pentru cele 4 regimuri de tura ții, pe cele dou ă cutii sumatoare.
Fig. nr. 6.8 Accelerațiile în punctul 1 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.9 Accelerațiile în punctul 2 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Acceleratiile punctului 1 de masura
0123456789101112131415
0 500 1000 1500 2000 2500Turatie [rot/mln]Acceleratie [m/s2]Carcasa veche
Carcasa noua
Acceleratiile punctului 2 de masura
0123456789101112131415
0 500 1000 1500 2000 2500Turatie [rot/mln]Acceleratie [m/s2]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
95
Fig. nr. 6.10 Accelerațiile în punctul 3 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.11 Accelerațiile în punctul 4 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Acceleratiile punctului 3 de masura
0123456789101112131415
0 500 1000 1500 2000 2500Turatie [rot/mln]Acceleratie [m/s2]Carcasa veche
Carcasa noua
Acceleratiile punctului 4 de masura
0123456789101112131415
0 500 1000 1500 2000 2500Turatie [rot/mln]Acceleratie [m/s2]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
96
Fig. nr. 6.12 Accelerațiile în punctul 5 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.13 Accelerațiile în punctul 6 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Acceleratiile punctului 5 de masura
0123456789101112131415
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Acceleratie [m/s2]Carcasa veche
Carcasa noua
Acceleratiile punctului 6 de masura
0123456789101112131415
0 500 1000 1500 2000 2500Turatie [rot/mln]Acceleratie [m/s2]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
97 În figurile nr. 6.14 …6.19 sunt prezentate comparativ diagramele de evolu ție a vitezelor, în
cele 6 puncte de m ăsură, pentru cele 4 regimuri de tura ții, pe cele dou ă cutii sumatoare.
Fig. nr. 6.14 Vitezele în punctul 1 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.15 Vitezele în punctul 2 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare Vitezele punctului 1 de masura
00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
0 500 1000 1500 2000 2500 Turatie [rot/mln]Viteza [m/s]Carcasa veche
Carcasa noua
Vitezele punctului 2 de masura
00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Viteza [m/s]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
98
Fig. nr. 6.16 Vitezele în punctul 3 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.17 Vitezele în punctul 4 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Vitezele punctului 3 de masura
00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Viteza [m/s]Carcasa veche
Carcasa noua
Vitezele punctului 4 de masura
00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Viteza [m/s]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
99
Fig. nr. 6.18 Vitezele în punctul 5 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.19 Vitezele în punctul 6 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Vitezele punctului 5 de masura
00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Viteza [m/s]Carcasa veche
Carcasa noua
Vitezele punctului 6 de masura
00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Viteza [m/s]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
100 În figurile nr. 6.20 …6.25 sunt prezentate comparativ diagramele de evolu ție a deplas ărilor,
în cele 6 puncte de m ăsură, pentru cele 4 regimuri de tura ții, pe cele dou ă cutii sumatoare.
Fig. nr. 6.20 Deplasările în punctul 1 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.21 Deplasările în punctul 2 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare Deplasarile punctului 1 de masura
00.20.40.60.811.21.41.61.82
0 500 1000 1500 2000 2500Turatie [rot/mln]Deplasari [mm]Carcasa vec he
Carcasa noua
Deplasarile punctului 2 de masura
00.20.40.60.811.21.41.61.82
0 500 1000 1500 2000 2500 Turatie [rot/mln]Deplasari [mm]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
101
Fig. nr. 6.22 Deplasările în punctul 3 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.23 Deplasările în punctul 4 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Deplasarile punctului 3 de masura
00.20.40.60.811.21.41.61.82
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Deplasari [mm]Carcasa veche
Carcasa noua
Deplasarile punctului 4 de masura
00.20.40.60.811.21.41.61.82
0 500 1000 1500 2000 2500 Turatie [rot/mln]Deplasari [mm]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
102
Fig. nr. 6.24 Deplasările în punctul 5 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Fig. nr. 6.25 Deplasările în punctul 6 de m ăsură pe cele dou ă cutii sumatoare
Deplasarile punctului 5 de masura
00.20.40.60.811.21.41.61.82
0 500 1000 1500 2000 2500 Turatie [rot/mln]Deplasari [mm]Carcasa veche
Carcasa noua
Deplasarile punctului 6 de masura
00.20.40.60.811.21.41.61.82
0 500 1000 1500 2000 2500
Turatie [rot/mln]Deplasari [mm]Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
103 6.2 Măsurarea și analiza experimental ă a zgomotului radiat de suprafe țele cutiilor
sumatoare și de distribu ție la testarea pe stand
Fig. nr. 6.26 Schema bloc a instala ției de măsurare și analizăa zgomotului radiat de suprafe țele
cutiei sumatoare și de distribu ție
Pentru m ăsurarea și analiza experimental ă a zgomotului (nivelul pres iunii acustice) radiat de
suprafețele cutiei aflat ă pe standul de rodaj a fost folosit ă instalația de măsurare și 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 prezint ă un exemplu de m ăsurare a zgomotului la distan ța de 1 m fa ță de suprafa ța
laterală a cutiei.
Fig. nr. 6.27 Instalația de măsurare și analiză (sonometrul utilizat)
CUTIE
SUMATOARE
ȘI DE
DISTRIBU ȚIE
Suporți elastici de fixare pe
stand
Calculator
PC Sonometru
BLUE SOLO
Imprimant ă Microfon MK
Stand de antrenare pupitru
cutie sumatoare și de
de distribu ție comand ă
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
104
Fig. nr. 6.28 Măsurare zgomot la 1 m fa ță de suprafa ța lateral stânga a cutiei
Rezultatele ob ținute
Pentru cutia sumatoare veche, în figurile 6.29 … 6.32 sunt prezentate spectrele
nivelului de presiune acustic ă radiată suprafața din față, în figurile nr. 6.33…6.36 sunt prezentate
spectrele nivelului de presiune acustic ă radiată de suprafa ța din spate,
Fig. nr. 6.29 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 500 rot/min
#2 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 40079.5 50081.5
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
105
Fig. nr. 6.30 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 1000 rot/min
Fig. nr. 6.31 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 1500 rot/min
#6 Hz; (dB[ 2.000e-05 Pa], PWR) 25080.6 1.25 k 81.4
4045505560657075808590
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) 25080.0 1.25 k81.9
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
106
Fig. nr. 6.32 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 2000 rot/min
Fig. nr. 6.33 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 500 rot/min
#12 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 1.25 k83.8 1.6 k81.5
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
#7 Hz;(d B[2.000e -05 Pa ], PWR) 25082.2 1.25 k83.4
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
107
1000 rot/min
Fig. nr. 6.34 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 1000 rot/min
1500 rot/m
Fig. nr. 6.35 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 1500 rot/min
#5 Hz;(d B[2.00 0e -05 Pa ], PWR) 20078.9 50084.6
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
#8 Hz;(d B[2.00 0e -05 Pa], PWR) 50085.7 3.15 k 82.3
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
108
Fig. nr. 6.36 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 2000 rot/min
Pentru cutia sumatoare nouă, în figurile 6.37 … 6.40 sunt prezentate spectrele nivelului de
presiune acustic ă radiată suprafața din față, în figurile nr. 6.41…6.44 sunt prezentate spectrele
nivelului de presiune acustic ă radiată de suprafa ța din spate.
Fig. nr. 6.37 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 500 rot/min #11 Hz;(dB[2.000e-05 Pa], PWR) 50085.3 1.6 k85.1
505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
#6 Hz;(d B[2.00 0e -05 Pa ], PWR) 25074.7 40076.4
3035404550556065707580
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
109
Fig. nr. 6.38 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 1000 rot/min
Fig. nr. 6.39 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 1500 rot/min
#7 Hz;(dB[2.000e -05 Pa ], PWR) 25075.0 50074.0
3035404550556065707580
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) 25076.1 1 k75.5
404550556065707580
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
110
Fig. nr. 6.40 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din față a cutiei) la 2000 rot/min
Fig. nr. 6.41 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 500 rot/min #9 Hz;(dB[2.000e -05 Pa ], PWR) 25076.5 1.6 k81.4
4045505560657075808590
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) 6371.9 40084.3
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
111
Fig. nr. 6.42 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 1000 rot/min
Fig. nr. 6.43 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 1500 rot/min #3 Hz;(dB[2.000e -05 Pa ], PWR) 25073.9 40081.9
30354045505560657075808590
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) 16075.0 40078.9
404550556065707580
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
112
Fig. nr. 6.44 Spectre nivel presiune acustic ă L
p (suprafa ța din spate a cutiei) la 2000 rot/min
În figurile nr. 6.45…6.52 sunt prezenta te diagrame comparative de varia ție a nivelului de
presiune acustic ă funcție de frecven ță la patru regimuri de func ționare dup ă cum urmeaz ă:
¾ Fig. nr. 6.45 – diagram ă pentru suprafa ța din față la 500 rot/min;
¾ Fig. nr. 6.46 – diagram ă pentru suprafa ța din față la 1000 rot/min;
¾ Fig. nr. 6.47 – diagram ă pentru suprafa ța din față la 1500 rot/min;
¾ Fig. nr. 6.48 – diagram ă pentru suprafa ța din față la 2000 rot/min;
¾ Fig. nr. 6.49 – diagram ă pentru suprafa ța din spate la 500 rot/min;
¾ Fig. nr. 6.50 – diagram ă pentru suprafa ța din spate la 1000 rot/min;
¾ Fig. nr. 6.51 – diagram ă pentru suprafa ța din spate la 1500 rot/min;
¾ Fig. nr. 6.52 – diagram ă pentru suprafa ța din spate la 2000 rot/min;
Fig. nr. 6.45 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din față la 500 rot/min #5 Hz;(dB[2.00 0e-05 Pa ], PWR) 20080.9 40078.8
4045505560657075808590
16 31.5 63 125 250 500 1 k 2 k 4 k 8 k 16 k
Zgomot la turatia de 500 rot/min
606570758085
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200
Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
113
Fig. nr. 6.46 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din față la 1000 rot/min
Fig. nr. 6.47 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din față la 1500 rot/min
Zgomot la turatia de 1000 rot/min
606570758085
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200
Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
Zgomot la turatia de 1500 rot/min
606570758085
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
114
Fig. nr. 6.48 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din față la 2000 rot/min
Fig. nr. 6.49 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din spate la 500 rot/min
Zgomot la turatia de 2000 rot/min
60657075808590
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
Zgomot la turatia de 500 rot/min
606570758085
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200
Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
115
Fig. nr. 6.50 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din spate la 1000 rot/min
Fig. nr. 6.51 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din spate la1500 rot/min
Zgomot la turatia de 1000 rot/min
60657075808590
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
Zgomot la turatia de 1500 rot/min
60657075808590
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200
Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
116
Fig. nr. 6.52 Diagrame nivel presiune acustic ă L
p pentru suprafa ța din spate la 2000 rot/min
6.3 Concluzii
Din analiza rezultatelor ob ținute în urma efectu ării experimentelor pe cele dou ă cutii
sumatoare și de distribu ție și prezentate în acest capitol, se pot sintetiza urm ătoarele:
1) Măsurarea și analiza experimental ă a accelera țiilor pe suprafe țele cutiilor sumatoare
¾ Accelerațiile măsurate în cele trei pu ncte de pe suprafa ța din față a cutiei sumatoare
varianta nouă sunt cu aproximativ 20% mai mici fa ță de accelera țiile măsurate pe
suprafața din față a cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În zona prizei de putere, pe suprafa ța din față a celor dou ă cutii sumatoare,
accelerațiile măsurate au valori apropiate;
¾ Accelerațiile măsurate în cele trei puncte de pe suprafa ța din spate a cutiei
sumatoare varianta nouă sunt cu aproximativ 30% mai mici fa ță de accelera țiile
măsurate pe suprafa ța din spate a cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În zona prizei de putere, pe suprafa ța din spate a celor dou ă cutii sumatoare,
accelerațiile măsurate pe suprafa ța cutiei varianta nouă sunt cu 25 – 30% mai mici
față de accelera țiile măsurate pe suprafa ța cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În punctele de m ăsură din zona prizei de putere (punctele 3 și 6) se observ ă o
scădere cu 25% a accelera țiilor pe cutia sumatoare varianta nouă la turația de 1000
rot/min.;
¾ În figura nr. 6.53 sunt prezentate, în sintez ă, accelera țiile măsurate pe cele dou ă
cutii sumatoare și de distribu ție in cele 6 puncte de m ăsură la cele patru regimuri de
testare.
Zgomot la turatia de 2000 rot/min
60657075808590
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200Frecventa [Hz]Zgomot [dB]
Carcasa veche
Carcasa noua
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
117
Fig. nr. 6.53 Sinteza valorilor accelera țiilor măsurate pe carcasele celor dou ă cutii sumatoare
2) Măsurarea și analiza experimental ă a vitezelor pe suprafe țele cutiilor sumatoare
¾ Vitezele m ăsurate în cele trei puncte de pe suprafa ța din față a cutiei sumatoare
varianta nouă sunt cu aproximativ 15% mai mici fa ță de vitezele m ăsurate pe
suprafața din față a cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În zona prizei de putere (punctul nr. 3), pe suprafa ța din față a celor dou ă cutii
sumatoare, vitezele m ăsurate pe cutia sumatoare varianta nouă sunt cu 20% mai
mici față de vitezele m ăsurate pe cutia sumatoare varianta veche ;
¾ Vitezele m ăsurate în cele trei puncte de pe suprafa ța din spate a cutiei sumatoare
varianta nouă sunt în medie cu 25% mai mici fa ță de vitezele m ăsurate pe
suprafața din spate a cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În zona prizei de putere, pe suprafa ța din spate a celor dou ă cutii sumatoare,
vitezele m ăsurate pe suprafa
ța cutiei varianta nouă sunt cu 15 – 20% mai mici fa ță
de vitezele m ăsurate pe suprafa ța cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În punctele de m ăsură din zona prizei de putere (punctele 3 și 6) se observ ă o
scădere cu 15% a vitezelor pe cutia sumatoare varianta nouă la turațiile de 500 și
1000 rot/min.;
¾ În figura nr. 6.54 sunt prezentate, în sintez ă, vitezele m ăsurate pe cele dou ă cutii
sumatoare in cele 6 puncte de m ăsură la cele patru regimuri de testare.
500
1000
1500
2000
Punctul 1, Carcasa Veche
Punctul 2, Carcasa Veche
Punctul 3, Carcasa Veche
Punctul 4, Carcasa Veche
Punctul 5, Carcasa Veche
Punctul 6, Carcasa Veche0123456789101112131415Acceleratie [m/s2]
Turatie
[rot/min]Acceleratiile masurate pe cele doua carcase
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
118
Fig. nr. 6.54 Sinteza valorilor vitezelor m ăsurate pe carcasele celor dou ă cutii sumatoare
3) Măsurarea și analiza experimental ă a deplasărilor pe suprafe țele cutiilor sumatoare
¾ Deplasările măsurate în cele trei puncte de pe suprafa ța din față a cutiei sumatoare
varianta nouă sunt cu aproximativ 15% mai mici fa ță de deplas ările măsurate pe
suprafața din față a cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În zona prizei de putere (punctul nr. 3), pe suprafa ța din față a celor dou ă cutii
sumatoare, deplasarea m ăsurată pe cutia sumatoare varianta nouă este cu 15% mai
mică față de deplasarea m ăsurată pe cutia sumatoare varianta veche ;
¾ Deplasările măsurate în cele trei puncte de pe suprafa ța din spate a cutiei sumatoare
varianta nouă sunt în medie cu 30% mai mici fa ță de deplas ările măsurate pe
suprafaț
a din spate a cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În zona prizei de puter e (punctul 6), pe suprafa ța din spate a celor dou ă cutii
sumatoare, deplas ările măsurate pe suprafa ța cutiei varianta nouă sunt cu 30% mai
mici față de deplas ările măsurate pe suprafa ța cutiei sumatoare varianta veche ;
¾ În punctele de m ăsură din zona prizei de putere (punctele 3 și 6) se observ ă o
scădere cu 10% a deplas ărilor pe cutia sumatoare varianta nouă la turațiile de 500
și 1000 rot/min.;
¾ În figura nr. 6.55 sunt prezentate, în sintez ă, deplasările măsurate pe cele dou ă cutii
sumatoare in cele 6 puncte de m ăsură la cele patru regimuri de testare.
500
1000
1500
2000Punctul 1, Carcasa VechePunctul 2, Carcasa VechePunctul 3, Carcasa VechePunctul 4, Carcasa VechePunctul 5, Carcasa VechePunctul 6, Carcasa Veche00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
Viteza [m/s]
Turatie
[rot/min]Vitezele masurate pe cele doua car case
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
119
Fig. nr. 6.55 Sinteza valorilor vitezelor m ăsurate pe carcasele celor dou ă cutii sumatoare
4) Măsurarea și analiza experimental ă a zgomotului r adiat de suprafe țele cutiilor
sumatoare
a) Zgomotul radiat de suprafa ța din față a cutiilor sumatoare:
¾ La turația de 500 rot/min, pentru frecven țele de rezonan ță dominante de 395,
660 și 1600Hz (determinate în capitolul 5), zgomotul radiat de cutia
sumatoare varianta nouă a scăzut cu 8% fa ță de zgomotul radiat de cutia
sumatoare veche ;
¾ La turația de 1000 rot/min, pentru frecven țele de rezonan ță dominante de 395
și 660Hz, zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a scăzut cu 10%
față de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche ;
¾ La turația de 1000 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observ ă o
constanță a nivelului de zgomot în juru l valorii de 73 dB pentru toat ă gama
de frecven țe cuprinsă între 30 – 2000 Hz;
¾ La tura
ția de 1500 rot/min, pentru frecven ța de 1600Hz observ ăm o scădere
cu 9% a zgomotului radiat de cutia sumatoare varianta nouă;
¾ La turația de 1500 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observ ă o
nivelare a zgomotului în jurul valorii de 72 dB pentru toat ă gama de
frecvențe cuprinsă între 30 – 2000 Hz;
¾ La turația de 2000 rot/min, pentru frecven țele de rezonan ță dominante de
395, 660 și 1600Hz, zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a
scăzut cu 6% fa ță de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche ; 500
1000
1500
2000Punctul 1, Carcasa VechePunctul 2, Carcasa VechePunctul 3, Carcasa VechePunctul 4, Carcasa VechePunctul 5, Carcasa VechePunctul 6, Carcasa Veche00.20.40.60.811.21.41.61.82
Deplasari [mm]
Turatie
[rot/m in]Deplasarile masurate pe cele doua car case
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
120 ¾ La turația de 2000 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observ ă o
constanță a nivelului de zgomot în juru l valorii de 75 dB pentru toat ă gama
de frecven țe cuprinsă între 30 – 2000 Hz;
b) Zgomotul radiat de suprafa ța din spate a cutiilor sumatoare:
¾ La turația de 500 rot/min, pentru frecven țele de rezonan ță dominante de 395,
600 și 1550Hz (determinate în capitolul 5), zgomotul radiat de cutia
sumatoare varianta nouă a scăzut cu 5% fa ță de zgomotul radiat de cutia
sumatoare veche ;
¾ La turația de 1000 rot/min, pentru frecven ța de 1550Hz observ ăm o scădere
cu 12% a zgomotului radiat de cutia sumatoare varianta nouă;
¾ La turația de 1000 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observ ă o
constanță a nivelului de zgomot în juru l valorii de 75 dB pentru toat ă gama
de frecven țe cuprinsă între 30 – 2000 Hz;
¾ La turația de 1500 rot/min, pentru frecven țele de rezonan ță dominante de
395, 600 și 1550Hz, zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a
scăzut cu 9% fa ță de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche ;
¾ La turația de 1500 rot/min, pentru frecven ța de 1600Hz observ ăm o scădere
cu 9% a zgomotului radiat de cutia sumatoare varianta nouă;
¾ La turația de 2000 rot/min, pentru frecven țele de rezonan ță dominante de
395, 600 și 1550Hz, zgomotul radiat de cutia sumatoare varianta nouă a
scăzut cu 7% fa ță de zgomotul radiat de cutia sumatoare veche ;
¾ La turația de 2000 rot/min, pentru cutia sumatoare varianta nouă se observ ă o
constanță a nivelului de zgomot în juru l valorii de 75 dB pentru toat ă gama
de frecven țe cuprinsă între 30 – 2000 Hz cu o oarecare cre ștere la 80 dB în
jurul frecven ței de 1600Hz;
În final, prin punerea în aplicare a propune rilor de modificare constructiv ă a carcasei
cutiei sumatoare și de distribu ție, se poate afirma c ă:
♦ Prin eliminarea capacului mare asamblat prin șuruburi, introducerea tiran ților de
legătură și a plăcilor de înt ărire în interiorul carcasei s-a ob ținut o rigidizare a
structurii carcasei varianta nouă, obiectiv propus pentru reducerea zgomotului
structural al carcasei;
♦ S-a redus nivelul de vibra ții al structurii și implicit al cutiei sumatoare în
ansamblu;
♦ Zgomotul produs de cutia sumatoare în varianta nouă a scăzut, în medie, cu 10–
15% față de zgomotul produs de cutia sumatoare în varianta veche ;
♦ S-a obținut o constan ță în limite restrânse (70-75dB) a nivelului de zgomot produs
de cutia sumatoare varianta nouă față de cutia sumatoare varianta veche ;
♦ S-a obținut o simplificare a tehnologiei de fabrica ție și implicit o reducere a
manoperei si a timpului de montare a cutiei sumatoare;
♦ S-a obținut o reducere a masei cutiei sumatoare varianta nouă cu aproximativ 5%,
în această fază fiind relativ pu țin, însă, prin experimentele care vor urma privind
realizarea obiectivelor viitoare ale tezei s ă se reușească o reducere semnificativ ă a
masei cutiei sumatoare și de distribu ție în ansamblu.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
121
Capitolul 7
CONCLUZII FINALE. CONTRIBU ȚII ORIGINALE. DISEMINAREA REZULTATELOR.
DIRECTII VIITOARE DE CERCETARE
7.1 Concluzii finale
Reducerea zgomotului structural al componentelor creaz ă nu numai reducerea zgomotului
aerian ci și creșterea fiabilit ății, defecte precum fisuri, deform ări, dezaxări, etc.,fiind diminuate sau
chiar eliminate.
Cercetarea în domeniu reprezint ă o muncă laborioas ă în care își aduc aportul :
• Metode și mijloace moderne de m ăsură și analiză a vibrațiilor și zgomotului;
• Experiența cercetătorilor în alegerea c ăilor de investigare a sursel or generatoare de vibra ții
și zgomote;
• Volumul și gradul de sistematizare al informa țiilor referitoare la func ționări normale și
anormale;
• Gradul de armonizare a rezultatelor experimentale cu considera țiile teoretice abordate în
literatura de specialitate.
Identificarea sursel or generatoare de zgomot se face func ție de complexitatea și specificul
sursei prin abordarea metodologi ei adecvate, care are la baz ă o îmbinare a calculului analitic al
potențialelor frecven țe dominante cu rezultatele determin ărilor experimental e (identificarea
maximelor spectrelor m ăsurate). Calitatea în identificarea și diagnosticarea surs elor de zgomot
crește odată cu perfec ționarea tehnicii de m ăsurare și îndeosebi a celei de procesare a m ărimilor
măsurate.
Dezvoltarea tehnicii de m ăsurare a vibra țiilor și zgomotelor, precum și dezvoltarea tehnicii
de prelucrare a semnalului m ăsurat, a permis perfec ționarea analizei c onexiunilor care exist ă între
problema st ăpânirii vibra țiilor și a zgomotelor și celelalte activit ăți de proiectare și inginerie
tehnologic ă.
Deoarece determinarea prin calcul a zgom otului radiat este extrem de dificil ă, este necesar ă
și efectuarea unei determin ări experimentale a zgomotului, urmat ă de o compara ție a rezultatelor
obținute.
Deasemenea, evaluarea experimental ă a zgomotului radiat prezint ă o importan ță majoră, pe
de o parte atât în aprecier ea surselor de zgomot, dar și în aprecierea factorilor care, înc ă din faza de
proiectare, pot fi ale și în vederea atenu ării zgomotului carcasei.
Astfel, în lucrare s-au prezentat:
¾ Analiza problematicii atenu ării zgomotului autocamioanelor din clasa special ă;
¾ Analiza și prezentarea principalelor m ărimi fizice care intervin în cercetarea vibra țiilor și
a zgomotelor;
¾ Metodele statistice folosite în analiza vibra țiilor și a zgomotelor;
¾ Analiza cauzelor și a surselor zgomotului cu tiilor de viteze, sumatoare și de distribu ție;
¾ Soluții constructive actuale și tendințele moderne în vederea reducerii polu ării acustice
datorate acestora;
¾ Analiza mecanismului de transmitere a zgomotului în structura carcase cutiei sumatoare și
de distribu ție;
¾ Modelarea matematic ă a radiației zgomotului structural;
¾ Analiza structural ă și modală a carcasei cutiei sumatoare cu metoda elementelor finite;
¾ Determinarea experimental ă a parametrilor de baz ă ai vibrației structurii carcasei cutiei
sumatoare (frecven țele de rezonan ță, impedan țele mecanice, amplitudinile deplas ărilor
vibrației suprafe ței structurii și repartizarea lor pe suprafa ța analizat ă);
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
122 ¾ Analiza rezultatelor determin ărilor experimentale și prezentarea solu țiilor de modificare a
carcasei cutiei sumatoare;
¾ Proiectarea și realizarea modific ărilor propuse și asamblarea carcasei cutiei sumatoare în
varianta îmbun ătățită;
¾ Determin ări experimentale comparative realizate pr in testarea pe stand a cutiei sumatoare
cu carcasa existent ă și a cutiei sumatoare cu carcasa modificat ă;
¾ Analiza rezultatelor experimentelor comparative și validarea modific ărilor realizate pe
carcasă care au condus la reduce rea zgomotului structurii și îmbunătățirea solu ției
constructive.
Determinarea prin calcul a zgomotului structural și radiat este extrem de dificil ă, fiind
posibilă doar pentru surse cu forme geometrice simple. Din aceast ă cauză, în lucrare, s-au realizat
determinări experimentale, urmate de compararea rezultatelor ob ținute.
În capitolul 5, obiectivul urm ărit este prezentarea unei metode experimentale , eficientă, utilă
și rapidă, prin care s ă se determine: frecvențele de rezonan ță ale vibra ției structurii carcasei cutiei
cărora le corespund valori maxime al e zgomotului radiat de suprafe țele acesteia, amplitudinile
deplasărilor vibrației suprafe ței structurii carcasei și repartizarea lor pe suprafa ța analizat ă,
zgomotul radiat de suprafe țele carcasei cutiei sumatoare. Aceste informa ții au o importan ță majoră
în determinarea mecanismului de transmitere a zgomotului structural.
Metoda experimental ă prezentat ă în lucrare a fost aplicat ă în cercetarea structurii carcasei
cutiei sumatoare și de distribu ție și poate fi extins ă la toate structurile componentelor
autocamionului, care, aflându-se în stare de vibra ție, constituie surse ale zgomotului acestuia.
Analiza rezultatelor determin ărilor experimentale prezentate în capitolul 5 a condus la
reproiectarea carcasei cutiei sumatoare. S-au propus solu ții de rigidizare a struct urii carcasei astfel
rezultând o reducere a zgomotului structural al acesteia.
Proiectarea și realizarea carcasei în varianta îmbun ătățită au impus validarea solu ției
constructive prin experimente. Astf el, s-au realizat teste comparativ e pe standul de încercare pentru
ambele variante de carcase (existent ă și îmbunătățită. În capitolul 6 sunt pr ezentate testele realizate
și compararea rezultatelor ob ținute pe cutiile sumatoare în varianta veche și nouă.
Rezultatele testelor au scos în eviden ță faptul că prin rigidizarea car casei cutiei s-a redus
nivelul vibra țiilor și implicit a sc ăzut zgomotul structural al carcasei cutiei sumatoare.
Concluziile privind analiza structural ă și modală cu metoda elementelor finite, prezentate în
capitolul 4, vizeaz ă câteva avantaje în compara ție cu abordarea experimental ă:
– reduce timpul de lucru (în cazul în care se dispune de instrumente performante hardware
și software);
– reduce costurile privind cerce tarea – nu se mai investe ște în componentele supuse
testării, în aparatur ă specifică de culegere, prelucrare și analiză a datelor, în standuri
pentru testat;
– este redus consumul de timp pentru real izarea eventualelor experimente necesare;
– analiza este realizat ă pentru tot ansamblul, în compara ție cu cercetarea experimental ă
realizată în cadrul acestei lucr ări, unde a fost analizat ă numai carcasa în prim ă fază,
modificările propuse și realizate fiind validate de teste comparative pe stand;
– se poate interveni cu u șurință asupra propriet ăților modelelor 3D astfel încât, analiza
poate fi reluat ă fără a exista întârzieri cauzate în timpul experimentelor de necesitatea
unor eventuale modific ări ale componentelor testate;
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
123 7.2 Contribu ții originale
Contribuțiile personale în cadrul elabor ării acestei teze de doctorat pot fi grupate astfel:
a) Din punct de vedere teoretic:
Am realizat analiza problematicii atenu ării zgomotului produs de componentele din
transmisia autocamioanelor din clasa special ă;
Am analizat și prezentat principalele m ărimi fizice care inte rvin în cercetarea
vibrațiilor și a zgomotelor;
Am prezentat metodele statisti ce folosite în analiza vibra țiilor și a zgomotelor;
Am analizat cauzele și sursele zgomotului cutiilor de viteze, sumatoare și de
distribuție;
Am prezentat solu ții constructive actuale de cutii de viteze, sumatoare și de
distribuție și tendințele moderne în vederea redu cerii nivelului de vibra ții al acestora;
Am analizat mecanismul de transmitere a zgomotului în structura carcase cutiei
sumatoare și de distribu ție;
Am realizat modelarea matematic ă a radiației zgomotului structural;
Am realizat analiza structural ă și modală a carcasei cutiei sumatoare cu metoda
elementelor finite;
În cadrul analizei structurale, pentru determinarea tensiunilor și deforma țiilor din
structura carcasei cutiei prin metoda elementelor finite. s-au parcurs urm ătorii pași:
9 au fost realizate prin intermediul programului CatiaV5 modelul 3D al carcasei
supuse analizei, ținându-se cont de forma și dimensiunile componentelor fizice
ale carcasei;
9 prin importarea modelelor 3D în cadrul programului Ansys, s-a ales tipul de
element finit și s-au introdus propriet ățile materialului;
9 generarea structurii de elemente finite;
9 introducerea for țelor, constrângerilor și condițiilor limit ă;
9 verificarea modelului creat;
9 setarea parametrilor de rezolvare și lansarea în execu ție a analizei;
9 vizualizarea rezultatelor: starea deformat ă, starea animat ă, câmpuri de varia ție a
tensiunilor și deforma țiilor, secțiuni, grafice etc.;
În cadrul analizei modale, pentru determinarea frecven țelor și a modurilor naturale
de vibrație ale structurii carcasei cutiei prin metoda elementelor finite. s-au parcurs
următorii pași:
9 au fost realizate prin intermediul programului CatiaV5 modelul 3D al carcasei
supuse analizei, ținându-se cont de forma și dimensiunile componentelor fizice
ale carcasei;
9 prin importarea modelelor 3D în cadrul programului Ansys, s-a ales tipul de
element finit;
9 modelarea corpului carcasei (solidului) și stabilirea constrângerilor;
9 verificarea modelului creat;
9 setarea parametrilor de rezolvare și lansarea în execu ție a analizei MEF;
9 vizualizarea rezultatelor: starea deformat ă, starea animat ă, câmpuri de varia ție a
amplitudinilor vibra țiilor libere la diverse frecven țe proprii, grafice etc.;
Am prezentat o metod ă experimental ă propusă a fi utilizat ă în optimizarea acustic ă a
carcasei cutiei sumatoare prin m ăsuri structurale și aplicația practică a acestei metode
prin realizarea experimentelor asupra carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție CSD
4000 ce echipeaz ă autocamioanele speciale din industria petrolier ă.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
124 b) Din punct de vedere experimental:
Pentru experimentele efectuate am folosit o multitudine de aparate de comand ă, măsură și
control, stand de încercare, proce duri de lucru cu care am realizat:
¾ Proiectarea și realizarea practic ă a instala țiilor de m ăsurare și analiză a vibrațiilor și
zgomotelor;
¾ Proiectarea și realizarea practic ă a traductorului de impedan ță necesar analizei
experimentale a comport ării la vibra ții a structurii carcasei cutiei sumatoare folosind
tehnica m ăsurării impedan ței mecanice punctuale;
¾ Analiza experimental ă a comport ării la vibra ții a structurii carcasei cutiei sumatoare
folosind tehnica m ăsurării impedan ței mecanice punctuale pentru domeniul de
frecvență cuprins între 30 Hz și 2000 Hz;
¾ Măsurarea și analiza experimental ă a zgomotului radiat de suprafe țele carcasei cutiei
sumatoare aflat ă în stare de vibra ție simulat ă pentru acela și domeniu de frecven ță;
¾ Determinarea frecven țelor de rezonan ță ale structurii carcasei cutiei sumatoare c ărora
le corespund valori maxime ale zgomotului radiat de suprafe țele acesteia;
¾ Determinarea experimental ă a amplitudinilor deplas ărilor vibra ției suprafe ței carcasei
cutiei sumatoare, a repartiz ării lor pe suprafa ța analizat ă și localizarea zonelor care
prezintă amplitudini maxime;
¾ Determinarea pe cale analitic ă (analiza cu metoda elementului finit) a amplitudinilor
deplasărilor vibra ției suprafe țelor carcasei analizat ă și compararea valorilor ob ținute
cu valorile m ăsurate;
¾ Prelucrarea datelor înregistrate în vederea analizei validit ății metodei experimentale
propuse și stabilirea solu țiilor de modificare a carcasei cutiei sumatoare;
¾ Proiectarea și realizarea modific ărilor propuse pe structura ca rcasei cutiei sumatoare;
¾ Stabilirea programului de teste comparative pe stand pentru ambele variante de cutii
sumatoare (cutia varianta veche echipată cu carcasa existent ă și cutia varianta nouă
echipată cu carcasa modificat ă);
¾ Determinarea experimental ă pe stand a parametrilor vibra ției cutiilor sumatoare
varianta veche și nouă la testarea de rodaj (accelera ții, viteze, deplas ări în 6 puncte de
pe suprafe țele carcasei);
¾ Determinarea experimental ă pe stand a zgomotului radiat de suprafe țele cutiilor
sumatoare varianta veche și nouă la testarea de rodaj (z gomot radiat de suprafa ța din
față, din spate, lateral stânga și lateral dreapta);
¾ Prelucrarea rezultatelor înregistrate și compararea acestora în vederea validit ății
soluției propuse pentru modificarea carcasei cutiei sumatoare;
7.3 Diseminarea rezultatelor
Rezultatele ob ținute în lucrarea de fa ță au fost prezentate la sesiuni științifice și publicate în
volumele acestor sesiuni. Astfel, sunt publicate un num ăr de 12 lucr ări, una indexat ă ISI, care
tratează probleme legate de optimiz ări, îmbunătățiri și modificări constructive pentru componente de
autovehicul supuse vibra țiilor și generatoare de zgomot.
Lista lucrarilor publicate pe parcur sul elaborarii tezei în concordan ță cu domeniul tezei:
Lucrări ISI:
¾
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
125 Alte categorii de lucr ări:
¾ Sîrbu N., Sandu V., Procedur ă de testare a cilindr ilor hidraulici utiliza ți la autovehicule
– 11th International Congress on Automo tive and Transport Engineering CONAT 2010
Brasov – 27 – 29 octombrie 2010
¾ Sîrbu N., Gheorghe V., Lihte țchi I., Influența rolării razelor de racordare ale pieselor și
echipament manual de rolare a razelor – 3rd WSAS International Conference on
MANUFACTURING ENGINERING, QU ALITY and PRODUCTION SYSTEMS
( MEQAPS 2011 ) – Universitatea Transilvania Bra șov – 11 – 13.04.2011
¾ Sîrbu N., Vasilovici N., Testarea la vibra ții a filtrului de benzin ă utilizat la autoturisme –
International Symposium Acoustic and Vibr ation of Mechanical Structures AVMS 2011-
Timișoara, Mai 26
¾ Sîrbu N., Determinarea caracteristicilor func ționale a patru variante de suspensie de
cabină, prin experiment ări pe standuri servohidraulice, în vederea alegerii variantei
optime Sesiunea de Comunic ări Științifice a Școlii Doctorale Edi ția a XIII-a 21 Mai 2011
¾ 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
¾ Sîrbu N., Gheorghe, V., Bejan C., Constructive measures on reduction of gearbox noise
level – COMEC 2011 Computational Mechanic s and Virtual Engineering Brasov,
Romania, October 20-22, 2011
¾ Sîrbu N., Measurement method of the characteri stics parameters of the automobile
damper – COMEC 2011 Computational Mechanic s and Virtual Engineering Brasov,
Romania, October 20-22, 2011
¾ Sîrbu N., Verificarea caracteristicilor materialel or componentelor solicitate în timp și
scoase din uz, pentru refolosire la realiarea altor componente – SESIUNEA
CERCURILOR ȘTIINȚIFICE STUDEN ȚEȘTI – ediția 2012, Bra șov, mai 2012
¾ Sîrbu N., Sandu V., Bejan C., Safety testing of the commercial vehicle cabin for survival
space – MVT 2012, la sectiunea Automotive safety and comfort – Timi șoara, decembrie
2012
¾ Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Lihtețchi I., Influence of temperature on mechanical
properties of polymer matrix composites subject ed to bending – 5th International
Conference ″Computational Mechanics and Virtual Engineering ″ COMEC 2013 24- 25
October 2013, Bra șov, Romania ;
¾ Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Sandu V., Determination of coefficient of thermal
conductivity on glass fibers-reinfo rced polymer ma trix composites – 5th International
Conference Computational Mechanics and Virtual Engineering COMEC 2013, 24- 25
October 2013, Bra șov, Romania
7.4 Direc ții viitoare de cercetare
Autovehiculele speciale sunt autovehicule care, pe lâng ă sistemul de propulsie, au în
componen ță o serie de agregate și utilaje care asigur ă desfășurarea de activit ăți multiple în diferite
domenii. Este și cazul cutiei sumatoare și de distribu ție CSD 4000, subiectul lucr ării de față, care
este montat ă pe un auto șasiu de foraj utilizat în industria petrolier ă. Această cutie asigur ă atât
deplasarea autovehiculului în teren cât și antrenarea unei game diverse de agregate montate pe
autoșasiu. Aceste agregate realizeaz ă forarea și extracția petrolului și au nevoie de putere mare de
antrenare și implicit de un moment corespunz ător. Din acest motiv cutia sumatoare, montat ă pe
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
126 autoșasiu, realizeaz ă însumarea momentelor de torsiune de la dou ă motoare și dezvoltă, prin priza
de putere, un moment maxim de 4000 daNm.
Utilizarea auto șasiurilor de foraj în zone îndep ărtate, cu teren accidentat și temperaturi care
diferă d e l a – 4 00 C la +400 C implică realizarea unor auto șasiuri fiabile , capabile s ă răspundă
cerințelor de exploatare un timp cât mai mare. Interven țiile de repara ții și înlocuiri de componente
devin costisitoare atât financiar cât și ca timp.
Auto șasiul are 7 pun ți dintre care 5 sunt pun ți motoare. Având dou ă motoare, dou ă cutii de
viteze, o cutiei sumatoare și o gamă variată de agregate și utilaje de foraj, acest auto șasiu devine
foarte greu. Pentru acest auto șasiu, dezideratul „num ărul 2” dup ă fiabilitate, este reducerea masei ,
deci, implicit și pentru cutia sumatoare și de distribu ție.
Așadar, pentru cutia sumatoare și de distribu ție, avem cel pu țin două direcții viitoare de
cercetare: creșterea fiabilit ății și reducerea masei totale .
7.4.1 Cre șterea fiabilit ății
Cutia sumatoare și de distribu ție, ca agregat compex, necesit ă permanent o aten ție deosebit ă
cu privire la modul de comportare în exploatare. Deosebit de important ă este monitorizarea
comportamentului în exploatare pentru c ă, funcție de răspunsurile primite din teren, se pot lua
măsuri de remediere sau îmbun ătățire a caracteristicilor func ționale.
Dup ă cum am afirmat în lucrarea de fa ță, toate componentele cutiei sumatoare contribuie la
producerea zgomotului aerian și structural. Îns ă, un sistem în stare de vibra ție este supus
deteriorării.
Pentru a cre ște fiabilitatea cutiei sumatoare este necesar în continuare s ă se efectueze
cercetări pentru reducerea nivelului de vibra ții și implicit a zgomotului st ructural. Se pot efectua
cercetări pentru:
9 Îmbunătățirea sistemului de prindere și fixare pe șasiu a cutiei sumatoare,
îmbunătățirea amortiz ării fiind un procedeu eficient și consistent de reducere a
zgomotului structural;
9 Îmbunătățirea sistemului de ungere unde avem multe componente atât în interiorul
cât și în exteriorul cutiei sumatoare. Un studiu am ănunțit, susținut de informa ții de
comportare în exploatare, urmat de solu ții de îmbun ătățire, teste și experimente poate
conduce la reducerea zgomotului struct ural al cutiei. Se poate interveni și îmbunătăți
fixarea rampei centrale din interi or, fixarea conductelor interioare și exterioare,
fixarea și antrenarea pompei, fixarea filtrelor pe carcas ă;
9 Similar sistemului de ungere, o direc ție de cercetare poate fi și sistemul de r ăcire-
încălzire a uleiului ținând cont c ă această cutie sumatoare lucreaz ă într-un mediu cu
fluctuații mari de temperatur ă;
9 Îmbunătățirea angren ărilor și funcționarea lin ă a lagărelor cu rulmen ți, alte surse
puternice care genereaz ă zgomot structural. Practic , la angrenaje se poate p ăstra
raportul de transmitere dar se pot reproiecta și modifica modulul, unghiul de
angrenare și deplasările specifice, calitatea suprafe țelor, calitatea ungerii, etc.;
7.4.2 Reducerea masei totale
Pentru reducerea consumului de material, a combustibilului și a manoperei, practic a
costurilor, este necesar ă cercetarea cutiei sumatoare din punc t de vedere constructiv. Paradoxal,
reducerea nivelului zgomotului structural al unui produs se poate face prin ad ăugarea de mas ă în
scopul echilibr ării, schimb ării coordonatelor centrului de mas ă, etc. Dup ă cum am v ăzut în capitolul
4, caracteristicile materialului utilizat la carcasa cu tiei are un nivel destul de ridicat al limitei de
rezistență în exploatare. Din analiza structural ă prin metoda elementului finit, prezentat ă tot în
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
127 capitolul 4, putem re ține faptul c ă nivelul maxim al eforturilo r unitare din structura (pere ții) carcasei
sunt cu mult mai mici decât limita de rezisten ță în exploatare a materialului.
O cercetare am ănunțită a structurii carcasei privind forma și dimensiunile acesteia ar putea
conține o serie de activit ăți de studiu, m ăsurări, reproiect ări, analize modale și structurale cu
element finit, finalul fiind o carcas ă optimizat ă din punct de vedere structural. Adic ă, această
carcasă poate fi mai u șoară dar să-și păstreze și rigiditatea ridicat ă pentru a nu fi o surs ă generatoare
de zgomot structural care afecteaz ă funcționalitatea și fiabilitatea cutiei.
Aceast ă cercetare poate avea urm ătoarele direc ții de acțiune:
9 Determinarea pe cale experimental ă a eforturilor unitare din structura carcasei prin
măsurări de mărimi mecanice pe cale electric ă (tensometrice) efectuate pe cutia
sumatoare aflat ă în exploatare;
9 Analiza rezultatelor m ăsurărilor și compararea acestora cu valorile ob ținute prin
analiza structural ă și modală cu element finit și cu limita de rezisten ță în exploatare
a materialului carcasei determinata prin experimentare pe epruvete;
9 Stabilirea solu țiilor de modificare, reproiectar ea carcasei din punct de vedere
dimensional (mai ales a grosimilor de pere ți) și simularea structural ă și modală cu
metoda elementului finit;
9 Realizarea fizic ă a noii variante de carcas ă și stabilirea de teste pe stand în vederea
validării soluției constructive.
În concluzie, direc țiile viitoare de cercetare pot conduce la îmbun ătățiri semnificative
privind structura carcasei cutiei sumatoare și fiabilitatea cutiei sumatoare în ansamblu.
.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
128
BIBLIOGRAFIE
1 Abăităncei, D., Bobescu, Gh., Motoare pentru automobile , Editura Didactic ă și
Pedagogic ă, București, 1975.
2 Amza, Gh., Barb, D., Cons tantinescu, Florica., – Sisteme ultraacustice , Editura
Tehnică, București, 1988.
3 Apostolescu, P., Taraza, D., – Bazele cercet ării experimentale a ma șinilor termice .
Editura Didactic ă și Pedagogic ă, București, 1979.
4 Balcu, I., – Vibrații ale sistemelor mecanice , Editura Lux Libris, Bra șov, 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 Engineeri ng. 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 Tehnic ă,
București,1995.
8 Boleanțu, L., Rezistența materialelor, vol.I , Institutul Politehnic Timi șoara, 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 tehnic ă, 1982.
12 BUZDUGAN, Gh., Izolarea antivibratorie a ma șinilor . Editura Academiei,
București 1980.
13 BUZDUGAN. Gh., Fetcu, I., Rade ș. M., Vibrații mecanice , Editura Didactic ă și
Pedagogic ă, București, 1979.
14 BUZDUGAN. Gh., Mih ăilescu, E., Rade ș, M., – Măsurarea vibra țiilor, Editura
Academiei, Bucure ști, 1979.
15 Cazimirovici, E., Teoria deformatiilor plastice, Editura Didactica si Pedagogica,
Bucuresti, 1981.
16 Chan, C.,M.,P.; Anderton, D., – The Co rrelation of Machine Structure Surface
Vibration and Radiated Noise, INTER-NOISE 72, Washington, 1972.
17 Chiriacescu, T.,S., – Vibrații în construc ția de mașini, Reprografia Universit ății din
Brașov,1982.
18 Chiru, A., Marinca ș, D., – Tehnologii speciale de fabricare și reparare a
autovehiculelor , Universitatea Transilvania Bra șov , 1991.
19 Cioclov, D., Mecanica ruperii materialelor , Editura Academiei, Bucuresti, 1987.
20 Comănescu, A., ș.a., – Mecanica, rezisten ța materialelor și organe de ma șini,
Editura Didactic ă și Pedagogic ă, București 1982.
21 Constantinescu, I.N., Cizma ș, P., Ionescu, B., – Metoda elementelor finite. Aplica ții
în mecanica solidului deformabil, Editura U.P.Bucure ști,1991.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
129 22 Constantinescu, I. N., D ăneț, G., Metode noi pentru calcule de rezisten ță, Editura
Tehnică, București, 1989.
23 Constantinescu, I.N., Picu, C., Had ăr, A., Gheorghiu, H., Rezisten ța materialelor
pentru ingineria mecanic ă, Editura BREN, Bucure ști, 2006.
24 Crawford, Fr.,S.,Jr., – Unde , Curs de fizic ă – Barkeley. Vol.III. Editura Didactic ă și
Pedagogic ă, București, 1983.
25 Cuteanu, E., Marinov, R., – Metoda elementelor finite în proiectarea structurilor,
Editura Facla, Timi șoara, 1980.
26 Darabonț, Al.; ș.a. – Șocuri și vibrații. Aplica ții în tehnic ă, Editura Tehnic ă,
București, 1988.
27 Darabonț, Al., ș.a. Măsurarea zgomotului și vibrațiilor în tehnic ă, Editura tehnic ă,
București 1983.
28 Drăghici, I., ș.a., Îndrumar de proiectare în construc ția de ma șini, vol.II ,
Ed.Tehnic ă, București, 1982.
29 Forizs, M. și col., – Cercetări privind reducerea nivelului de zgom ot la angrenajele
cilindrice. Arhivă S.C. INAR S.A. Bra șov, 2001.
30 Forizs, M., Radu, G., și col., – Cercetări privind reducerea ni velului de zgomot la
cutii de viteze și cutii de distribu ție. Arhivă S.C. INAR S.A. Bra șov, 2002.
31 Fuchs, V., – Metal fatigue in Engineering , John Willey, 1980.
32 Gafițanu, M., Cre țu, Sp., Dr ăgan, B., – Diagnosticarea vibroacustic ă a mașinilor și
utilajelor , Editura Tehnic ă, București, 1989.
33 Gafițanu, M., ș.a. – Vibrații și zgomote , Editura Junimea, Ia și, 1980.
34 Gaceu, L., – Inginerie asistat ă de calculator , Editura Infomarket, 2006.
35 Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Lihtețchi I., Influence of temperature on
mechanical properties of polymer matr ix composites subjected to bending – 5th
International Conference ″Computational Mechanics and Virtual Engineering ″
COMEC 2013 24- 25 October 2013, Bra șov, Romania .
36 Gheorghe V., Bejan C., Sîrbu N., Sandu V., Determination of coefficient of thermal
conductivity on glass fibers-reinfo rced polymer matrix composites – 5th
International Conference Computationa l Mechanics and Virtual Engineering
COMEC 2013, 24- 25 October 2013, Bra șov, Romania.
37 Gillespie, Thomas-D., Fundamentals of Vehicles Dynamics , SAE International,
1992.
38 Goia, I., – Rezistența materialelor , Editura Transilvania Expres, Bra șov, 2000.
39 Goia, I., – Rezistența materialelor , Vol. I, II, Universitatea din Bra șov
40 Grumăzescu, M., – Combaterea zgomotului și a vibrațiilor, Editura tehnic ă,
București 1974.
41 Harris, C.,M.; Crede, C.,E. – Șocuri și vibrații – Vol. I Bazele teoretice, M ăsurări,
EdituraTehnic ă, București, 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 Tehnic ă, București, 1968.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
130 44 Ispas, C., Simion, F., – Vibrațiile mașinilor unelte , Editura Academiei, Bucure ști,
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 aplica ții în inginerie. Vol. III
Mecanica vibra țiilor sistemelor de rigide . Editura Tehnic ă, București, 1981.
48 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. și col., – Reducerea nivelului puterii acustice generate de
autovehicule. Modele matematice ale disip ării puterii acustice la trecerea prin
medii solide permeabile. Optimizar ea “sandwich-urilor” fonoabsorbante și
vibroabsorbante izolante. Studiul nr.180/IR, S.C. INAR, Bra șov, 1994. Beneficiar
M.C.T., 274C/94.
49 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. și col., – Elaborarea unor metodologii de încerc ări pe
standuri hidrosimulative a component elor de autovehicule. Aplica ții ale simul ării
solicitărilor multiaxiale la reducerea zgomotului în cabinele
autovehiculelor. Încerc ări pe standuri. Solu ții constructive. Studiul nr.185/IR, S.C.
INAR S.A., Bra șov, 1994. Beneficiar M.C.T., 274C/94.
50 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. și col., – Reducerea polu ării sonore prin influen țarea
fenomenelor de radia ție acustic ă. Modelarea și controlul radia ției acustice prin
metode fizico-experimentale . Raport de Cercetare nr. 213/IR, S.C. INAR S.A.,
Brașov, 1996. Beneficiar M.C.T., 129/96 – A 15.1.
51 Marcu, M.,T., Sîrbu, N. și col., – Cercetări în vederea reducerii nivelului de poluare
sonoră a autovehiculelor și utilajelor de construc ții la nivelele cerute de standardele
internaționale. Studiu de fezabilitate și evaluarea multicriterial ă a soluțiilor de
reducere a polu ării sonore. Raport de Cercetare nr.233/ IR, S.C. INAR S.A., Bra șov,
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 Brașov, 1995.
53 Marcu, M.,T., Sîrbu, N., – Metodica și aparatura cercet ării experimentale a
zgomotelor la autocamioane, Referatul nr. II, Universitatea ”TRANSILVANIA” din
Brașov, 1995.
54 Marcu, M.,T.; Câmpian, V., – Analiza structurilor vibrante ale cabinei
autocamionului din punct de ved ere al zgomotului structural , Conferin ța
Internațională de Autovehicule Rutiere CAR '94. Buletinul Conferin ței,
Universitatea din Pite ști, 1994.
55 Marcu, M.,T.; Câmpian, V. – Considera ții privind posibilit ățile de reducere a
zgomotului structural la autocamioane , Conferin ța Internațională de Autovehicule
Rutiere ESFA '95. Buletinul conferintei, Universitatea “POLITEHNICA” ,
București, 1995.
56 Marcu, M.,T.; Câmpian, V., – Metodă de determinare a comport ării dinamice a
blocului motorului autocami onului folosind tehnica m ăsurării impedan țelor
mecanice, în vederea determin ării zgomotului structural , Conferin ța Internațională
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
131 de Autovehicule Rutiere CO NAT '96, Buletinul conferin ței,
Universitatea ”TRANSILVANIA” din Brașov, 1996.
57 Marin, C., ș.a. – Modelarea cu elemente finit e a structurilor mecanice , Editura
Academiei Române, editura Agir, Bucure ști, 2002.
58 Meirovitch, L., – Elements of Vibration Analysis , McGrow-Hill International
Editions, Mechanical Engineering Seri es, New York, St.Louis, Auckland, San
Francisco, Montreal, Tokyo, 1986.
59 MILOIU, Gheorghe,, DUDITA, Fl orea., DIACONESCU, Dorin., Transmisii
mecanice moderne . Editia a 2-a. Bucuresti: Editura tehnica, 1980.
60 Munteanu, M., – Introducere în dinamica ma șinilor vibratoare , Editura Academiei
Române, Bucure ști, 1986.
61 Negrus, E.; ș.a., – Încercarea autovehiculelor , Editura Didactic ă și Pedagogic ă,
București, 1983.
62 Nicolau, E.; ș.a., – Manualul inginerului electronist. Vol.I M ăsurări electronice .
Editura Tehnic ă, București, 1979.
63 Olariu, V., Br ătianu, C., – Modelare numeric ă cu elemente finite, Editura Tehnic ă,
București, 1986.
64 Pandrea, N.I., – Elemente de mecanica solidelor în coordonate Pluckeriene , Ed.
Academiei, Bucure ști, 2000.
65 Pascariu, I., – Elemente finite. Concepte-Aplica ții, Editura Militar ă, București, 1985.
66 Pop M.G., Leca A., Prisecaru I., Neaga C., Zidaru G., Mu șatescu V., Isb ășoiu E.C.
Îndrumar. Tabele, nomograme și formule termotehnice . Editura Tehnic ă, București,
1987.
67 Pupăzan, C. – Acustica în construc ții. Propagarea zgomotului și izolarea fonic ă,
Editura Academiei, Bucure ști, 1970.
68 Radu, G., – Proiectare model func țional cutie de distribu ție cu momentul maxim de
intrare 15000 Nm. Arhivă S.C. INAR S.A. Bra șov, 2001.
69 Rădulescu,R., ș.a., Fabricarea pieselor auto și măsurări mecanice , Ed. Didactic ă și
pedagogic ă, București, 1983.
70 Schwaderlapp, M., Wolff, K., – Gewichtsoptimierte Stru kturver Steifung zur
Geräuschmunderung des Antriebsaggregates , ATZ 1993(6).
71 Sîrbu, N ., Sandu V., – Procedur ă de testare a cilindr ilor hidraulici utiliza ți la
autovehicule – 11th International Congress on Automotive and Transport
Engineering CONAT 2010 Brasov, 27 – 29 octombrie 2010.
72 Sîrbu, N., Gheorghe V., Lihte țchi I., – Influența rolării razelor de racordare ale
pieselor și echipament manual de rolare a razelor – 3rd WSAS International
Conference on MANUFACTURING ENGINERING, QUALITY and
PRODUCTION SYSTEMS ( MEQAPS 2011 ) – Universitatea Transilvania Bra șov,
11 – 13.04.2011.
73 Sîrbu, N. Vasilovici N., – Testarea la vibra ții a filtrului de benzin ă utilizat la
autoturisme – International Symposium Acoustic and Vibration of Mechanical
Structures AVMS 2011- Timi șoara, Mai 26.
74 Sîrbu, N., – Determinarea caracteristicilor func ționale a patru variante de
suspensie de cabin ă, prin experiment ări pe standuri servohidraulice, în vederea
alegerii variantei optime Sesiunea de Comunic ări Științifice a Școlii Doctorale
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
132 Ediția 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 Bras ov, Romania, October 20-22, 2011.
76 Sîrbu, N., Gheorghe, V., Bejan C., – Constructive measures on reduction of gearbox
noise level – COMEC 2011 Computational Mech anics and Virtual Engineering
Brasov, Romania, October 20-22, 2011.
77 Sîrbu, N., – Measurement method of the char acteristics parameters of the
automobile damper – COMEC 2011 Computationa l Mechanics and Virtual
Engineering Brasov, Romania, October 20-22, 2011.
78 Sîrbu, N. Verificarea caracteristicilor materialel or componentelor solicitate în timp
și scoase din uz, pentru refolosire la realiarea altor componente – SESIUNEA
CERCURILOR ȘTIINȚIFICE STUDEN ȚEȘTI – ediția 2012, Bra șov, 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 –
Timișoara, decembrie 2012.
80 Sîrbu, N., și col., – Analiza din punctul de vedere al fe nomenului de deteriorare la
oboseală, la elementele port ante ale autovehiculelor , Conferin ța Internațională
CONAT 1996, Universitatea Transilvania Bra șov, 1996.
81 Sîrbu, N., – Raport de încercare nr. 0428 / IC – 310 / 22.03.2010, Determinarea
caracteristicilor mecanice și încercarea la oboseal ă pentru materialul probei CD ,
Arhivă SC Inar SA Bra șov.
82 Sokolovski, V., – Teoria plasticit ății, Editura tehnic ă, București, 1963.
83 Sperchez, Fl. – Vibrații mecanice , Reprografia Universit ății Translivania din
Brașov, 1992.
84 Stanomir, D. – Electroacustica , Editura Didactic ă și Pedagogic ă, București, 1968.
85 Stratulat, M.; Soioman, M.; V ăiteanu, D. – Diagnosticarea automobilelor ,
Editura Tehnic ă, București, 1977.
86 SZÁVA, I., – Rezistența Materialelor, curs, Editura Universit ății Transilvania din
Brașov, 1999.
87 Tabacu, I. s.a., – Dinamica autovehiculelor. Îndrumar de proiectare , Universitatea
Transilvania, Bra șov 2002.
88 Talaba, D., Bazele CAD. Proiectare asistat ă 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, Si ngapore. 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., ș.a., Calculul și construc ția automobilelor, Ed. Didactic ă și Pedagogic ă,
București, 1982.
93 Vasilovici, N., Sîrbu, N. și col., – Studiu privind stadiul actual în domeniul reducerii
zgomotului exterior al auto vehiculelor de transport m ărfuri din clasa medie. Arhivă
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
133 S.C. INAR S.A. Bra șov, 2000.
94 Vasu, O., Sîrbu, N. și col., – Metode moderne de analiz ă, diagnoză și îmbunătățire
a calității autovehiculelor din punctul de vedere al polu ării acustice.
Faza:Modelarea structurii motorului cu ardere intern ă folosind tehnica elementului
finit, Arhivă S.C. INAR S.A. Bra șov, 1999.
95 Vasu, O., Sîrbu, N. și col., – Elaborarea unor metodologii de încercare pe standuri
hidrosimulative a componentelor de autovehicule , Arhivă S.C. INAR S.A. Bra șov,
1993.
96 Voinea, R.P., Stroe,I.V., – Introducere în teoria sistemelor dinamice . București, 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 Conferin ță Internațională SRA de
acustică și vibrații, oct. 2004, Bucure ști.
98 Vlase,S., Mihalcic ă,V., Modrea, A,Cotoros, D., – On the Reactions Eliminating in
the Virtual Dynamic A nalysis of the Mechanisms . Bul. Institutului Politehnic din
Iași. Tomul L, Fascicola 6A, p.77.
99 * * * Modelul transferului de oscila ții acustice în structura autovehiculelor , Referat
U.V.M.V., tema C.A.E.R. 55.2.3b, Cehia.
100 * * * STAS 12880 , Metoda de m ăsură a zgomotului motoarelor.
101 * * * Application of B & K Equipment to Mechanical Vibration and Shock
Measurements , Brüel & Kjær, Nærum, Danemarca.
102 * * * Piezoelektrische Be schleunigungsaufnehmer , 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.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
134 115 * * * Elektrodynamischer Schwi ngungserreger ESE 211, 11 076 . VEB
ROBOTRON -Messelektronik “Otto Schön” , Dresden.
116 MIRA Research, Vehicle Service – Load s 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 acustic ă ale surselor de
zgomot utilizând presiunea acustic ă.
121 Standard de firm ă 001/1994, S.C. Subansamble Auto S.A. Sf. Gheorghe.
122 Standard SR EN 10002-1/2001 Încercarea la trac țiune.
123 STAS 500/2 – Caracteristici de material.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
135 Anexa nr. 1
REZUMAT
Problematica abordat ă în cadrul prezentei teze de docto rat s-a conturat ca urmare a unui
studiu îndelungat a literat urii de specialitate ap ărute în domeniul optimiz ărilor acustice, dar și ca
urmare a unei preocup ări a autorului în domeniul cercet ărilor și încercărilor în ceea ce prive ște
comportarea în exploatare a componentelor și a vehiculului în ansamblu.
Principalele etape urm ărite și realizate în aceast ă lucrare se pot sintetiza dup ă cum urmeaz ă:
♦ Determinarea caracteristicilor de baz ă ale gener ării zgomotului și vibrațiilor în
agregatele transmisiilor mecanice;
♦ Prezentarea de solu ții privind reducerea nivelulu i de zgomot în agregatele
transmisiilor autovehiculelor;
♦ Prezentarea unor metode moderne de m ăsurare și analiză a vibrațiilor structurilor;
♦ Analiza principalelor m ărimi fizice care intervin în cercetarea vibra țiilor și a
zgomotelor;
♦ Prezentarea metodelor statistice folosite în analiza vibra țiilor și a zgomotelor;
♦ Analiza mecanismului de transmitere a zgomotului în structura carcasei cutiei;
♦ Modelarea matematic ă a radiației zgomotului structural;
♦ Analiza structural ă și modală a carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție;
♦ Prezentarea metodei experimentale propus ă a fi utilizat ă în optimizarea acustic ă a
cutiei sumatoare prin m ăsuri structurale și aplicația practic ă a acestei metode prin
realizarea experimentelor asupra unei carcase de cutie sumatoare și de distribu ție ce
echipează autocamioanele speciale utilizate în extrac ția petrolier ă;
♦ Analiza rezultatelor experimentelor și propunerea modific ărilor constructive pe
carcasa cutiei sumatoare;
♦ Proiectarea și realizarea practic ă a modific ărilor pe carcasa cutiei sumatoare;
♦ Efectuarea de teste comparative pe cele dou ă variante de cutii sumatoare (modificat ă
și inițială) pentru validarea experimentelor și a eficien ței modific ărilor aplicate;
În afar ă de îndeplinirea etapelor pr ezentate, teza de doctorat con ține multe elemente
originale, contribu ția substan țială a autorului la rezolvarea temei propuse, și anume, îmbun ătățirea
soluției constructive a structurii carcasei cutiei sumatoare și de distribu ție.
Metoda experimental ă prezentat ă în lucrare a fost aplicat ă în cercetarea structurii carcasei
cutiei sumatoare și de distribu ție și poate fi extins ă la toate structurile componentelor
autocamionului, care, aflându-se în stare de vibra ție, constituie surse ale zgomotului acestuia.
Analiza rezultatelor determin ărilor experimentale prezentate în capitolul 5 a condus la
reproiectarea carcasei cutiei sumatoare. S-au propus solu ții de rigidizare a struct urii carcasei astfel
încât să rezulte o reducere a zgomotului structural al acesteia.
Proiectarea și realizarea carcasei în varianta îmbun ătățită au impus validarea solu ției
constructive. Astfel, s-au realizat teste comparativ e pe standul de încercare pentru ambele variante
de carcase (existent ă și îmbunătățită). În capitolul 6 sunt pr ezentate testele realizate și compararea
rezultatelor ob ținute pe cutiile sumato are în varianta veche și nouă.
Rezultatele testelor au scos în eviden ță faptul că prin rigidizarea car casei cutiei s-a redus
nivelul vibra țiilor și implicit a sc ăzut zgomotul structural al carcasei cutiei sumatoare.
În final, lucrarea prezint ă două direcții viitoare de cercetare pentru cutia sumatoare și de
distribuție: creșterea fiabilit ății și reducerea masei totale. Cercet ările și rezultatele ob ținute în aceste
direcții pot conduce la îmbun ătățiri semnificative privind stru ctura carcasei cutiei sumatoare și
creșterea fiabilit ății cutiei sumatoare în ansamblu.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
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 re sult of the author's concerns for research and
testing in the operati onal behavior of components a nd the vehicle as a whole.
The main steps followed and achieved in th is 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 reducti on in automotive transmissions aggregates;
♦ Presentation of modern methods of meas urement and analysis of structures’
vibration;
♦ Analysis of the main physical quantities i nvolved in researchi ng 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 st ructural 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 tran saxle housing that equips th e special trucks used in
oil extraction;
♦ Analysis of the results of the experiments and proposal of constructive changes to the
case of the adding a nd 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 effec tiveness of implemented changes;
In addition to fulfilling the stages presented, th e 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 exte nded 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. So lutions have been proposed for re inforcing the carcass structure
so as to result in a reduction of its structure-borne noise.
Design and construction of housing in th e 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 th ese areas could lead to significant improvements
on the structure of the transaxle housi ng and increase overall reliability.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
137
Anexa nr. 2
Curriculum Vitae
Date personale:
Nume SÎRBU
Prenume Nicolae
Data și locul nașterii 25.07.1957, Pârscov, Jud. Buz ău
Na ționalitatea Român ă
E-mail nica_sirbu@yahoo.com
Studii:
1978 –1983 Universitatea “TRANSILVANIA” Brasov
Facultatea de INGINERIE MECANIC Ă
Specializarea AUTOVEHICULE RUTIERE
1972 – 1977 Liceul Industrial pentru Construc ții Civile și Industriale
Buzău, specialzarea EXPLOATARE ÎNTRE ȚINERE ȘI
REPARA ȚII AUTO
Activitate profesional ă:
1983-prezent S.C. INAR S.A. Bra șov
Cercetător științific principal II
Limbi str ăine cunoscute: Rusă și engleză
Lucrări publicate: 17 lucrări
Experien ță acumulat ă Participarea în programe și proiecte în calitate de
– Coordonator: 4 proiecte;
– Membru : 10 proiecte.
. REZUMAT TEZA DE DOCTORAT .
138
Curriculum Vitae
Personal Data:
First Name Nicolae
Last Name Sîrbu
Date and place of birth 25, July 1957, Pârscov, Buz ău
County
Nationality Romanian
E-mail nica_sirbu@yahoo.com
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, Buz ău
specialised in OPERATION, MAINTENANCE AND
REPAIR VEHICLES
Professional activity:
1983 – prezent S.C. INAR S.A. Bra șov
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.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Investește în oameni [606585] (ID: 606585)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.