KOMFORT AKUSTYCZNY W KABINIE OPERATORA MASZYN ROBOCZYCH CIĘŻKICH

Transkrypt

1 407 Rozdział 12 KOMFORT AKUSTYCZNY W KABINIE OPERATORA MASZYN ROBOCZYCH CIĘŻKICH 12.1.Wstęp Poprawnie zaprojektowana kabina operatora powinna spełniać szereg wymagań z zakresu ergonomii i bezpieczeństwa pracy. Na komfort w kabinie składają się takie czynniki jak: komfort cieplny, komfort wibroakustyczny, komfort atmosferyczny, dobra widoczność i oświetlenie oraz właściwe ułożenie elementów sterujących i kontrolnych. Duża konkurencyjność na rynku producentów maszyn roboczych powoduje, że przy wyrównanych i porównywalnych parametrach eksploatacyjnych o jakości maszyny zaczynają decydować między innymi takie czynniki jak komfort pracy. Komfort akustyczny to przede wszystkim zapewnienie na stanowisku operatora w ciągu ośmiogodzinnej zmiany, wartości równoważnego poziomu dźwięku "A" poniżej 85 db. Warto tu zauważyć, że światowe tendencje wskazują na ciągłe obniżanie się tej granicy, nawet do poziomu 82 db. Dla przykładu na rys pokazano kabinę spycharki z gwarantowanym przez producenta poziomem równoważnym hałasu poniżej 82 db, a także z określonym zgodnie z normą europejską EN poziomem mocy akustycznej maszyny. Podobne tendencje obserwuje się w zakresie hałasu zewnętrznego emitowanego przez maszynę do środowiska. Normalizacji podlega tu poziom mocy akustycznej maszyny, określany w tzw. teście dynamicznym. Wartości dopuszczalne poziomu mocy akustycznej maszyny oraz sposób pomiarów określone zostały tylko w normach europejskich. Wprawdzie polskie normy podają sposób pomiaru hałasu zewnętrznego maszyn roboczych lecz metodyka badań nie jest zgodna z aktualnie obowiązującą w Unii Europejskiej.

2 408 Brak jest także w polskich normach wartości dopuszczalnych na poziom hałasu środowiskowego. Kolejny bardzo istotnym zagadnieniem będzie przygotowanie laboratoriów do nowego problemu badawczego z zakresu akustyki maszyn. Zagadnienia te muszą znaleźć się w centrum uwagi nie tylko badaczy, ale także konstruktorów maszyn roboczych. Rys Kabina spycharki z gwarantowanymi przez producenta poziomem równoważnym dźwięku A poniżej 82 db oraz poziomem mocy akustycznej A Normy z zakresu hałasu maszyn do robót ziemnych Dostosowanie istniejącego ustawodawstwa Polski do ustawodawstwa Unii Europejskiej jest bardzo istotnym warunkiem integracji gospodarczej Polski z Unią. Podstawowe uregulowania prawne Unii określają dyrektywy EWG oraz

3 409 normy europejskie EN, konkretyzujące wymagania dyrektyw. Podstawowe dyrektywy EWG w zakresie hałasu wydane zostały na podstawie artykułów 100a i 110a Traktatu Rzymskiego. Dyrektywy wydane na podstawie artykułu 100a określają dla wyrobów ujednolicone wymagania bezpieczeństwa ochrony zdrowia i ochrony środowiska, a także zasady ich wytwarzania. Natomiast dyrektywy wydane na podstawie artykułu 118a określają minimalne wymagania bezpieczeństwa w miejscu pracy. Należy tu nadmienić, że dyrektywy są wiążące jeżeli chodzi o zamierzony skutek natomiast dowolny jest wybór metody i formy ich wdrażania. Omawiając dyrektywy EWG w zakresie hałasu należy w pierwszej kolejności wymienić dyrektywę 89/392. Ustala ona wykaz maszyn szczególnie niebezpiecznych pod względem wibroakustycznym, a także ustanawia odpowiednie wymagania podczas ich projektowania i wytwarzania. Według tego dokumentu informacje na temat zagrożeń akustycznych muszą zostać podane w instrukcji DTR. Powinna ona zawierać dane o wartości równoważnego poziomu dźwięku A, jeżeli przekracza on 70 db oraz poziom mocy akustycznej A, jeżeli wartość równoważnego poziomu dźwięku A na stanowisku operatora przekracza 85 db. Dyrektywy 79/113, 84/553 do 84/538 oraz 86/662 dotyczą maszyn emitujących nadmierny hałas do środowiska, zgodnie z tab Tabela Wybrane dyrektywy EWG określające typy maszyn roboczych emitujących nadmierny hałas do środowiska Lp Rodzaj maszyny Nr dyrektywy 1 Żurawie wieżowe (mechanizm podnośnikowy i zespół napędowy) 84/534 Dopuszczalny poziom mocy akustycznej A [db] 100 Żurawie wieżowe, w których stanowisko operatora jest przytwierdzone do konstrukcji żurawia 2 Koparki hydrauliczne, koparki mechaniczne, spycharki, ładowarki i koparko-ładowarki o mocy znamionowej: a. Ponizej 70 kw b. pomiędzy 70 kw a 160 kw c. pomiędzy 160 kw a 360 kw - koparki hydrauliczne i mechaniczne, - inne maszyny do robót ziemnych d. powyzej 350 kw 87/534 (zmieniająca dyrektywę 84/534) 86/662 (80) dopuszczalny poziom dźwięku A na stanowisku operatora

4 410 Umożliwiają one przeprowadzenie badań certyfikacyjnych tj. określają metody wyznaczania poziomu mocy akustycznej maszyn oraz ustalają ich wartości dopuszczalne. Część z nich określa także wartości dopuszczalne poziomu dźwięku A na stanowisku operatora. Dla maszyn samojezdnych istotne znaczenie ma dyrektywa 70/157 (oraz dyrektywy 84/424 i 92/97) w sprawie ujednolicenia przepisów prawnych państw członkowskich dotyczących dopuszczalnego poziomu dźwięku z układu wydechowego pojazdu. Ustala ona wartości graniczne hałasu obowiązujące od 1 listopada 1995 r dla wszystkich nowych modeli, a od 1 listopada 1996 r dla wszystkich nowych pojazdów sprzedawanych w Unii Europejskiej. W projekcie 94/C/230/03 wprowadzono minimalne wymagania bezpieczeństwa i ochrony zdrowia pracowników narażonych na czynniki fizyczne w tym hałas i drgania mechaniczne na poziomie: - wartości granicznej narażenia L EX,8h = 90 db, - wartości progowej narażenia L EX,8h = 75 db, - wartości działania trzy poziomy tj.: L EX,8h = 80 db, L EX,8h = 85 db, L EX,8h = 90 db. Dla hałasu przekraczającego pierwszy poziom tj. 80 db konieczne jest poinformowanie pracownika o wartości poziomu równoważnego dźwięku A na stanowisku pracy i wyposażenie go w indywidualne ochronniki słuchu; drugi poziom obliguje pracodawcę do organizacji szkoleń z zakresu środków ochronnych oraz do opracowania programu technicznego środków zmierzających do redukcji zagrożenia. Gdy równoważny poziom dźwięku A przekracza wartość 90 db należy oznaczyć strefy narażenia na nadmierny hałas oraz ograniczyć czas przebywania w nich pracowników obsługi maszyn. Wymagania w zakresie komfortu akustycznego stawiane kabinom maszyn do robót ziemnych podane są w normie PN-86/M Spełnienie wymogów odpowiadających normom europejskim EN w aspekcie hałasu wymaga zgodnie z normą EN część I p.4.10 zapewnienia na stanowisku operatora wartości poziomu równoważnego dźwięku A poniżej 85 db, a więc jest zgodne z wymogami normy polskiej. Na poziom hałasu wewnętrznego wpływa pośrednio aktywność akustyczna maszyny określona w Unii Europejskiej Dyrektywą 86/662/EWG. Podaje ona wartości dopuszczalnego poziomu mocy akustycznej emitowanej przez maszynę do środowiska oraz sposoby wykonania badań w tzw. teście dynamicznym. Polskie normy podają tylko sposób pomiaru hałasu emitowanego przez maszynę do środowiska, natomiast nie określają wartości dopuszczalnych poziomu mocy akustycznej.

5 411 Zestawienie wymagań normowych (krajowych i Unii Europejskiej) odnośnie hałasu zewnętrznego i wewnętrznego maszyn budowlanych przedstawiono w tabeli Tabela Normy dotyczące dopuszczalnych wartości hałasu wewnętrznego i zewnętrznego dla maszyn roboczych ciężkich. Hałas wewnętrzny Hałas zewnętrzny Norma Parametr Wartość Norma Parametr Wartość PN-86/ PN-86/ M db M brak Poziom równoważny dźwięku A L Aeq Ważony poziom mocy akustycznej L AN EN Poziom równoważny dźwięku A L Aeq 85 db Dyrektywa 86/662/EWG Ważony poziom mocy akustycznej L WA określony w tzw. teście dynamicznym dB zależnie od mocy zainstalowanej netto Po przystąpieniu Polski do Unii Europejskiej i wprowadzeniu odpowiednich norm na dopuszczalny poziom hałasu koniecznym będzie przeprowadzanie atestacji każdej produkowanej w kraju maszyny. Atestacja obejmie zarówno poziom hałasu zewnętrznego jak i wewnętrznego. Konieczność zagwarantowania odpowiedniej wartość mocy akustycznej maszyny wpłynie pośrednio na poprawę warunków akustycznych w kabinach operatora, gdyż obniży się poziom hałasu docierającego do kabiny drogą powietrzną Stan zagrożenia hałasem oraz źródła hałasu Operatorzy maszyn ciężkich są grupą pracowników szczególnie narażonych na choroby zawodowe związane z oddziaływaniem nadmiernego hałasu. Potwierdzają to wyniki badań audiometrycznych stwierdzające db trwałe ubytki słuchu u operatorów. Najwyższe wartości przekroczeń dopuszczalnego poziomu dźwięku A występują w kabinach operatorów spycharek gąsienicowych; wynoszą one średnio od 5 do 10 db. Podstawowymi źródłami hałasu w kabinach maszyn roboczych ciężkich są: silnik z osprzętem, skrzynia, mosty układu jezdnego, układ hydrauliczny oraz praca osprzętu. Wyżej wymienione źródła mogą powodować przenikanie energii akustycznej zarówno

6 412 drogą powietrzną jak i materiałową. Drogi przepływu energii akustycznej do wnętrza kabiny schematycznie przedstawiono na rys Rys Drogi propagacji dźwięku do kabiny operatora maszyny roboczej ciężkiej [5] Hałas przenikający drogą powietrzną do kabiny określa się jako tzw. hałas pierwotny. Jego źródła nie są związane bezpośrednio z kabiną operatora i znajdują się w jej bezpośrednim otoczeniu. Hałas wtórny spowodowany jest drganiami elementów poszycia kabiny pobudzonymi poprzez wymuszenia kinematyczne w miejscach jej styku z ramą. Jego źródła tkwią bezpośrednio w samej konstrukcji kabiny.

7 413 Rys Charakterystyki kierunkowości promieniowania dźwięku typowych maszyn do robót ziemnych: 1-ładowarka Ł-260 [13], 2- Żuraw ŻSH-6 [13], 3 - koparka K-1008 A [badania własne] Wypadkowe pole akustyczne panujące we wnętrzu kabiny jest wynikiem sumowania się hałasu pierwotnego i wtórnego. Tak więc na ogólny poziom hałasu w kabinie operatora wpływa bardzo wiele źródeł związanych zarówno z napędem, układem przeniesienia mocy, układami wykonawczymi jak i prowadzonym procesem technologicznym. Układ napędowy ma istotny wpływ na hałas zewnętrzny a pośrednio na poziom hałasu pierwotnego. Potwierdzają to przedstawione na rys charakterystyki kierunkowości promieniowania dźwięku typowych maszyn do roboczych: ładowarki, żurawia oraz koparki. Najwyższe poziomy hałasu występują w okolicach zespołu napędowego, natomiast charakterystyczne zwiększenie poziomu następuje zawsze w kierunku związanym z usytuowaniem tłumika wydechu. Ze względu na obszerność tematu w niniejszym rozdziale omówiono przykładowo tylko dwie grupy podstawowych źródeł hałasu maszyn roboczych tj. silniki spalinowe oraz układy hydrauliczne Silnik spalinowy wraz z układem wydechowym W maszynach do robót ziemnych najczęściej stosowane są silniki spalinowe wysokoprężne o mocach od kilkudziesięciu do ponad 500 KM przy prędkościach znamionowych pomiędzy 2000 a 2500 obr/min. Hałas silników spalinowych powstaje w wyniku równoczesnego działania wielu źródeł o charakterze mechanicznym i aerodynamicznym. Wg badań zamieszczonych w [8]

8 414 decydującym źródłem jest hałas pochodzenia aerodynamicznego (ssanie, spalanie, wydech i odprowadzanie spalin). Jego poziom w funkcji prędkości obrotowej posiada wyraźne maksimum wpływające istotnie na sumaryczny poziom hałasu silnika. Obliczenia poziomu hałasu pochodzącego od procesu spalania można przeprowadzić w oparciu o empiryczną zależność (1) podaną w [9]. 5 pc ρod co ρo L = 20log [db] (1) n sρm p s ρ a cc pc gdzie: pc - empirycznie określona amplituda pulsacji ciśnienia gazów w cylindrze, ps - ciśnienie w końcu procesu sprężania, ρo - gęstość otaczającego powietrza, ρ m - gęstość ścianek cylindra, ρ a - gęstość ładunku cylindra, c c - prędkość dźwięku w cylindrze, c o - prędkość dźwięku w powietrzu, D - średnica cylindra, s- grubość ścianki cylindra. Analizując zależność (1) widać bardzo wyraźnie, że o poziomie hałasu silnika spalinowego decydować będą w pierwszej kolejności wartości pulsacji ciśnienia p c. Po jej redukcji,- najczęściej w wyniku zastosowania tłumików pulsacji - istotnymi źródłami hałasu stają się wentylatory i układy doładowania a także hałas związany z pracą układu tłokowo - korbowego, rozrządu oraz innych mechanizmów - tzw. hałas pochodzenia mechanicznego. W przypadku wentylatorów poziom mocy akustycznej L N można szacować za [11] w funkcji wydatku Q oraz sprężu H wg zależności (2). L N logQ + 20log H [db] (2) Hałas pochodzenia mechanicznego wg [10] jest funkcją prędkości obrotowej n [obr/min] wału silnika, a jego poziom można obliczyć z przybliżonej zależności (3): L 12log N + 30 log n 12 [db] (3) Układy hydrauliczne W nowoczesnych maszynach roboczych podstawowe funkcje realizowane są w zdecydowanej większości przypadków poprzez napędy hydrauliczne, a ich hałas jest jednym z głównych źródeł dźwiękotwórczych w maszynie [12]. Podobnie jak w przypadku silników mamy tu do czynienia z dwoma

9 415 zasadniczymi typami źródeł hałasu tj. hałasem pochodzenia hydrodynamicznego oraz mechanicznego. Hałas pochodzenia hydrodynamicznego jest funkcją pulsacji ciśnienia w układzie hydraulicznym i zależny jest od rodzaju stosowanych pomp oraz konfiguracji przewodów i pozostałych elementów układu. Poziom dźwięku A w pompach zębatych maleje wraz ze wzrostem ciśnienia na tłoczeniu oraz rośnie wraz ze wzrostem obciążenia [12]. Według [13] najbardziej hałaśliwe są pompy wielotłoczkowe osiowe, a w dalszej kolejności pompy zębate o zazębieniu zewnętrznym. Najbardziej cichobieżnymi jednostkami są pompy łopatkowe oraz pompy zębate o zazębieniu wewnętrznym. Rozkład ciśnienia na obwodzie kół zębatych może mieć zasadniczy wpływ na poziom emitowanego przez pompę hałasu. W literaturze [17] przedstawiono dwie konstrukcje pomp różniące się rodzajem uszczelnienia przestrzeni tłocznej i ssawnej. W pierwszej pompie uszczelnienie przestrzeni tłocznej i ssawnej występuje po stronie tłocznej, zaś obciążenie ciśnieniem tłoczenia występuje na ¼ obwodu koła i wzrasta skokowo. Druga pompa posiada uszczelnienie obwodowe po stronie ssawnej, a ciśnienie tłoczenia wzrasta równomiernie wzdłuż czynnej części obwodu. Poziom emitowanego hałasu przez tę pompę jest niższy o 10 db od poziomu emitowanego przez pompę posiadającą uszczelnienie po stronie tłocznej. Brak jest w literaturze zależności empirycznych do określania poziomu hałasu elementów układów hydraulicznych, co wynika prawdopodobnie z faktu znacznych rozbieżności wyników badań w stosunku do różnych typów tych elementów. Publikowane są natomiast wyniki badań hałasu elementów i układów hydraulicznych oraz propozycje metod redukcji hałasu Możliwości zapewnienia komfortu akustycznego Hałas wewnętrzny jest superpozycją dźwięków przedostających się do kabiny drogą powietrzną poprzez jej ścianki oraz otwory i nieszczelności - tzw. hałas pierwotny - i dźwięków wtórnych powstających w wyniku drgań elementów poszycia pobudzanych drganiami powodowanymi przez układ napędowy, jezdny i układy robocze Własności fonoizolacyjne kabiny W przypadku dźwięków pierwotnych decydującym o komforcie akustycznym parametrem jest izolacyjność akustyczna kabiny i chłonność

10 416 akustyczna jej wnętrza. W konsekwencji prowadzi to do stosowania na elementy poszycia materiałów o dobrych własnościach izolacyjnych oraz wprowadzania do wnętrza kabiny struktur o wysokiej chłonności akustycznej. Jak wykazują badania [4] najbardziej odpowiednie są tu struktury wielowarstwowe. Typowe kabiny traktowane jako zamknięta objętość (jeżeli nie uwzględnieni się drgań wtórnych) charakteryzują się wysoką wartością izolacyjności akustycznej - rzędu 20 do 30 db - wg rys Potwierdzają to także wyniki badań kabiny poddanej tylko wymuszeniom akustycznym. Natomiast rzeczywista izolacyjność akustyczna kabiny ciągnika poddanej także wymuszeniom kinematycznym (zmierzona przy pracującej maszynie) jest znacznie niższa, a w zakresie niskich częstotliwości widma obserwuje się wyższe poziomy natężenia dźwięku we wnętrzu kabiny aniżeli na zewnątrz zgodnie z rys Ujemna wartość izolacyjności akustycznej - pokazana na rys.12.5 w całym zakresie niskich częstotliwości do ok. 250 Hz - jest dowodem na fakt generacji wtórnych drgań akustycznych L [db] f [Hz] Rys.12.4 Obliczeniowa izolacyjność akustyczna kabiny TD-20 wg [4]

11 ha ³ a s z e w n. DL [db] hałas wewn f [Hz] Rys.12.5 Rzeczywista izolacyjność akustyczna kabiny TD-20 wg [5] Wibroizolacja kabiny Poprawnie zaprojektowana wibroizolacja kabiny wpływa w istotny sposób przede wszystkim na redukcję hałasu wtórnego szczególnie wyraźnie w zakresie niskich częstotliwości widma słyszalnego. Rozważając możliwości wibroizolacji należy kabiny podzielić na dwie grupy: ze zintegrowaną konstrukcją chroniącą typu ROPS oraz kabiny nie związane sztywno z konstrukcją chroniącą. W pierwszym przypadku trudno mówić o optymalnym doborze wibroizolatorów, gdyż dodatkowo muszą one przenieść wysokie obciążenia, w przypadku przewrócenia się maszyny. Dlatego też kabiny zintegrowane z konstrukcją typu ROPS charakteryzują się wysokimi poziomami drgań wtórnych. Kabiny o wysokim komforcie akustycznym posiadają wydzielone konstrukcje chroniące operatora typu ROPS. Możliwy jest tu optymalny dobór wibroizolatorów, zarówno pod kątem własności tłumiących jak i ich zamocowania. Rozwiązanie takie zastosowano w ostatnich latach w spycharce gąsienicowej TD-40 C oraz XC 6.5, produkcji HSW Huta Stalowa Wola S.A. W modelach tych, poprzez zastosowanie konstrukcji ROPS typu 2-słupowego, wydzielono kabinę z konstrukcji chroniącej. W tym rozwiązaniu, wibroizolatory wprowadzono pomiędzy kabinę a ramę maszyny i słupy ROPS-a (rys. 12.6).

12 418 Rys Ciągnik TD-40C z konstrukcją ROPS typu dwusłupowego. Na emisję hałasu wtórnego wpływają także wymiary oraz kształty kabiny. Dlatego też zaleca się na etapie projektowym przeprowadzenie analizy dynamicznej, w celu optymalizacji elementów konstrukcyjnych kabiny pod kątem obniżenia ich wibroaktywności [5] Redukcja najistotniejszych źródeł hałasu Hałas pierwotny docierający do kabiny jest w głównej mierze wynikiem działania zespołu napędowego, na który składają się silnik, skrzynia, mosty i hydrauliczne układy wykonawcze. Redukcja hałasu silnika Powstający w czasie pracy silnika hałas pochodzenia aerodynamicznego redukowany jest poprzez zastosowanie tłumików wydechu działających najczęściej na zasadzie refleksyjnej. W większości przypadków, ze względu na szerokie widmo pulsacji ciśnienia w układzie wylotowym, są to złożone tłumiki wielokomorowe lub komorowo - rezonatorowe. Pewne własności tłumiące pulsację spełniają także katalizatory spalin. Hałas pochodzenia mechanicznego w nowoczesnych silnikach redukuje się poprzez projektowanie i dobór elementów oraz zespołów o niskiej wibroaktywności. Znane są także próby obniżenia hałasu silników poprzez

13 419 umieszczania ich w zamkniętych kapsułach, lecz z uwagi na duże trudności z poprawnym chłodzeniem oraz przeprowadzaniem czynności obsługowo - naprawczych zostały one zaniechane. Redukcja hałasu układów hydraulicznych Do najgłośniejszych elementów układów hydraulicznych należą pompy. Istnieje szereg sposobów poprawnego ich projektowania, z uwagi na aktywność akustyczną. Zastosowanie tzw. rowków odciążających dla pomp zębatych o zazębieniu zewnętrznym pozwala obniżyć poziom hałasu do 10 db. Istotnym z punktu widzenia akustycznego jest sposób mocowania pomp, a nawet miejsce przymocowania przewodu tłocznego[12]. Najistotniejszy, z uwagi na hałas urządzeń hydraulicznych, jest poziom pulsacji ciśnienia w układzie. Jego redukcja nie tylko obniża ogólny poziom hałasu układów lecz także wpływa na wzrost ich trwałości i niezawodności. Najskuteczniejszą metodą obniżenia pulsacji ciśnienia jest wprowadzenie do układu hydraulicznego odpowiednich tłumików i akumulatorów. Najczęściej stosowane są tu tłumiki refleksyjne lub rezonatorowe oraz akumulatory hydro pneumatyczne specjalnej konstrukcji, przystosowane do tłumienia drgań. Według badań przedstawionych w [13] dzięki zastosowaniu refleksyjnych tłumików komorowych, w układzie hydraulicznym obniżono poziom hałasu wewnętrznego (w kabinie operatora) ładowarki Ł-34 o 8 db Metody aktywne Prowadzone w ostatnich latach prace z zakresu aktywnej redukcji hałasu wykazują, że metoda ta może znaleźć zastosowanie także w kabinach operatorów maszyn [6]. Zasadą tej metody jest redukcja hałasu w wyniku wprowadzenia dodatkowych źródeł generujących wtórne pole akustyczne, identyczne do pola istniejącego co do amplitud lecz odwrócone w fazie. Szczególnie dobre efekty uzyskuje się poprzez zastosowanie metod aktywnej redukcji hałasu dla zakresu niskich częstotliwości widma słyszalnego - właśnie tam gdzie metody pasywne dają najmniejsze efekty. W tym zakresie częstotliwości o poziomie hałasu wewnętrznego decydują bardzo często dyskretne częstotliwości drgań akustycznych, związanych głównie z geometrią wnętrza kabiny. Są one bardzo słabo tłumione przez materiały poszycia, natomiast można je zredukować zmieniając geometrię wnętrza kabiny. Ponieważ jednak możliwości zmiany geometrii kabiny są ograniczone, np. ze względów na dobrą widoczność, konstrukcje chroniące operatora itp., należy poszukiwać innych metod redukcji hałasu niskoczęstotliwościowego.

14 420 Metody aktywne w zastosowaniu do hałasu wewnętrznego. Prowadzone przez autora badania dotyczyły możliwości zastosowania aktywnej redukcji hałasu w modelu kabiny o geometrii zbliżonej do objętości kabin rzeczywistych. W badaniach stosowano jedno lub dwa źródła przeciwhałasu, do którego syntezy wykorzystywano komputer klasy PC z szybką kartą przetwornikową AC/CA. Sterowanie realizowano zmodyfikowanym algorytmem LMS. Na rys.12.7 przedstawiono przykładowe wyniki badania modelu kabiny z aktywnym układem redukcji hałasu. Wyniki dotyczą redukcji formy drgań akustycznych o częstotliwości 175 Hz przy zastosowaniu dwóch źródeł wtórnych. Badania wykonano na modelu kabiny o wymiarach 1m x 1m x 2m. Jak widać w zakresie niskich częstotliwości widma słyszalnego możliwa do uzyskania wartość redukcji poziomu ciśnienia akustycznego jest rzędu db. Tak dobre rezultaty badań uzyskano ze względu na stosunkowo proste formy drgań akustycznych wzbudzone w badanej kabinie. Ilość i ukształtowanie źródeł wtórnych zależna jest od charakteru i rozkładu pola akustycznego istniejącego w badanej kabinie. W przypadku złożonych form niskoczęstotliwościowych drgań akustycznych dobre rezultaty zastosowania aktywnej redukcji hałasu uzyskuje się przy wprowadzeniu do kabiny większej ilości źródeł wtórnych.

15 421 Rys Redukcja niskoczęstotliwościowych drgań akustycznych w wyniku zastosowania w modelu kabiny układu aktywnej redukcji hałasu [6]. Metody aktywne w zastosowaniu do hałasu wewnętrznego. Hałas zewnętrzny pochodzący od pracy układów wydechowych silników spalinowych redukują wielokomorowe tłumiki refleksyjne (tłumiki wydechu). Wiadomo jednak, że układy takie redukują pulsacje w pewnych zakresach częstotliwości nie zawsze zbieżnych z szerokim widmem wymuszenia. Są więc zakresy częstotliwości wymuszenia, dla których tłumienie pulsacji jest niewystarczające. Jedną z propozycji zwiększenia tłumienia w tych zakresach jest zastosowanie tłumika wydechu, wspomaganego aktywnym układem redukcji hałasu. Wyniki badań laboratoryjnych modelu takiego tłumika zmieszczono na rys [15]. 1. Wyniki badań tłumika przy wymuszeniu harmonicznym Wynik zastosowania aktywnej redukcji hałasu TL [db] Seria1 Seria f [Hz] Rys Zmiana charakterystyki tłumienia tłumika refleksyjnego w wyniku zastosowaniaukładu aktywnej redukcji hałasu - wyniki badań laboratoryjnych [6].

16 422 Oczywiście możliwości redukcji hałasu metodami aktywnymi zależne są od rodzaju zastosowanych algorytmów oraz własności (szybkości przetwarzania danych) układów cyfrowych (karty procesorowe oraz przetworniki A/C i C/A). Możliwa jest również redukcja wtórnych drgań akustycznych poprzez zastosowanie metod aktywnych do wibroizolacji fotela operatora czy wręcz całej kabiny. Potwierdzają ten fakt prace teoretyczne oraz badania laboratoryjne przedstawione w [7] Podsumowanie Komfort akustyczny w kabinie operatora to zapewnienie poziomu równoważnego dźwięku "A" co najmniej poniżej wartości 85 db,, przy czym światowe tendencje wskazują na ciągłe obniżanie się tej granicy nawet do poziomu 82 db. Związane jest to przede wszystkim z dużą konkurencyjnością na rynku producentów maszyn roboczych. Wejście Polski do Unii Europejskiej spowoduje konieczność dostosowania istniejącego ustawodawstwa Polski do istniejącego w EWG. W ślad za tym zmienią się normy na hałas maszyn roboczych. Nie ulegnie zmianie dopuszczalny poziom hałasu wewnętrznego, natomiast zaostrzone zostaną przepisy na poziom hałasu emitowanego przez maszyny do środowiska. Analizując podstawowe źródła hałasu maszyn roboczych ciężkich należy stwierdzić, że prowadzone prace badawcze obejmują wiele dziedzin mechaniki a więc na sumaryczny efekt będą miały wpływ uzyskane efekty obniżenia hałasu poszczególnych jego źródeł. Między innymi takich układów jak: silnik z osprzętem, skrzynia, mosty układu jezdnego, układ hydrauliczny oraz praca osprzętu. Możliwości redukcji hałasu wewnętrznego to ciche układy napędowe jak i poprawnie zaprojektowana kabina co do kształtu, rodzaju materiałów, podparta na "miękkich" wibroizolatorach z wydzieloną konstrukcją zabezpieczającą typu ROPS i FOPS. W wielu produkowanych współcześnie maszynach roboczych zbliżamy się do osiągnięcia granicę możliwości obniżenia ich wibroaktywności przy zastosowaniu metod pasywnych. Szczególnie wyraźnie widać to w zakresie hałasu niskoczęstotliwościowego, którego obniżenie w istotny sposób wpływa na

17 uzyskanie komfortu akustycznego w kabinie operatora. Dla takich przypadków kabiny można będzie wyposażać w aktywne układy redukcji hałasu i drgań. 423

18 424 Literatura 1. Stolarski B., Szewczyk K., Gackiewicz A. "Ocena maszyn do robót ziemnych w aspekcie nowych zaleceń EWG odnośnie hałasu". IX Konferencja naukowa "Problemy rozwoju maszyn roboczych" i VIII Konferencja naukowa "Problemy w konstrukcji i eksploatacji maszyn hutniczych i ceramicznych", Zakopane, styczeń 1996; z.i, s Dyrektywa EWG nr 89/514/EEC "Adapting to technical progress Council Directive 86/662/EEC on the limitation of noise emitted by hydraulic excavators, dozers, loaders and excavator-loaders. 3. Norma ISO 6393 "Acoustics - Measurement of airborne noise emitted by earth-moving machinery - Method for determining compliance with limits for exterior noise - Stationary test condition". 4. Stolarski B., Kubinyi G. "Charakterystyki akustyczne materiałów konstrukcyjnych kabiny ciągnika gąsienicowego" Konf. "Modelowanie Układów Izolacji Wibroakustycznej i Cieplnej Kabin Maszyn Roboczych" Kraków - Janowice, październik 1994, s ; 5. Szewczyk K., Michałowski S., Stolarski B.: Modelowanie kabin pod kątem wibro-, fono- i termoizolacji. Monografia, Prace CPBP 02.05, Wyd. Politechniki Warszawskiej, 1990;s.89; 6. Stolarski B.: "Application of noise reduction method in heavy duty machines cabins. The Conference on Noise Control Engineering, Warsaw June , 1995 r. s Michałowski S.: Aktywne układy w konstruowaniu maszyn roboczych. Monografia, Wyd. Politechniki Krakowskiej, Kraków, 1994; 8. Khovakh M. Motor vehicle engines, Mire Publishers, Moscow, Engel Z. Ochrona środowiska przed drganiami i hałasem, PWN Warszawa, Puzyna Cz. Ochrona środowiska pracy przed hałasem WN, Warszawa, Cempel Cz. Wibroakustyka stosowana PWN, Warszawa, Kollek W., Rutański J. Emisja akustyczna w maszynach budowlanych na przykładzie ładowarek Monografia, Prace CPBP 02.05, Wyd. Politechniki Warszawskiej, 1990;s.100;

19 Kollek W., Kudźma Z., Rutański J. Efektywność w obniżaniu hałasu maszyn roboczych ciężkich z napędem hydraulicznym IX Konferencja naukowa "Problemy rozwoju maszyn roboczych" i VIII Konferencja naukowa "Problemy w konstrukcji i eksploatacji maszyn hutniczych i ceramicznych", Zakopane, styczeń 1996; z. I, s Lipski J. Napędy i sterowanie hydrauliczne. WKiŁ, Warszawa, Stolarski B, Szewczyk K.: "Badanie modelu tłumika akustycznego z zastosowaniem aktywnej redukcji hałasu". X Konferencja naukowa "Problemy rozwoju maszyn roboczych", Zakopane, styczeń 1997; z. II, s Augustyńska D., "European directives and standards for vibroacoustic protection" Noise Control 95, June, 1995, Warsaw, s Stryczek S., Napęd hydrostatyczny WNT, Warszawa, 1995 r.