Снижение низкочастотного звука и вибрации энергетических установок тема автореферата и диссертации по физике, 01.04.06 ВАК РФ

На правах рукописи

ВАСИЛЬЕВ Андрей Витальевич

СНИЖЕНИЕ НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК

Специальность 01.04.06 - Акустика

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург — 2006

Работа выполнена в Тольяттинском государственном университете на кафедре "Машиноведение и инженерная экология" и в научно-исследовательской лаборатории "Виброакустика, экология и безопасность жизнедеятельности". •

Научный консультант: доктор технических наук, профессор, заслуженный деятель науки РФ Иванов Н.И.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Мышинский Э.Л. доктор технических наук, профессор Тольский В.Е. доктор технических наук, профессор Цукерников И.Е.

Ведущая организация: Институт акустики машин Самарского научного центра Российской академии наук (г. Самара)

Защита состоится 18 мая 2006 года в 15.00 на заседании диссертационного совета Д 212.010.01 в Балтийском государственном техническом университете "ВОЕНМЕХ" им. Д.Ф. Устинова по адресу: 190005, г. Санкт-Петербург, ул. 1 -я Красноармейская, 1, аудитория 217.

С материалами диссертации можно ознакомиться в библиотеке Балтийского государственного технического университета.

Автореферат разослан 15 апреля 2006 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета, профессор

Дроздова Л.Ф.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Рассмотрены вопросы, связанные с исследованием проблемы совершенствования виброакустических характеристик энергетических установок в области низких частот с использованием комплекса разработанных и внедренных мероприятий.

Для современного города характерно наличие как ряда крупных промышленных предприятий, так и автотранспортного парка, оказывающих значительное виброакустическое воздействие в условиях окружающей, производственной и бытовой среды. Интенсивными источниками акустического излучения и вибрации, особенно в низкочастотном диапазоне, являются силовые установки транспортных средств, использующие в качестве рабочего тела для своих двигателей газовую смесь, а также вентиляторы, воздуходувки, компрессоры, стационарные двигатели внутреннего сгорания (ДВС) и пр. Объектом исследования явились энергетические установки как источники низкочастотного звука и вибрации, а также методы и средства снижения низкочастотного звука и вибрации при работе энергетических установок.

Актуальность проблемы. Низкочастотный звук и вибрация, возникающие при эксплуатации современных энергетических установок, оказывают разнообразное негативное воздействие как на человека и окружающую среду, так и на оборудование. В условиях производства низкочастотный звук наряду с ухудшением здоровья человека вызывает снижение безопасности, производительности и качества труда. Низкочастотная вибрация опасна с точки зрения воздействия на человека ввиду возможного возникновения резонанса колебаний внутренних органов и частей тела человека. Интенсивная вибрация может явиться причиной разрушения соединений трубопроводов и аппаратов, деталей ДВС и других энергетических установок, нарушения герметичности уплотнений и др. Снижаются производительность, надежность, долговечность и другие характеристики энергетических установок. Серьезные проблемы вызывает шум автотранспортных потоков, создающий 60-80% от общей доли шумов, воздействующих на человека в жилой застройке. При этом спектры шума носят ярко выраженный низкочастотный характер. Низкочастотный звук распространяется без особого затухания на значительное расстояние и является основным источником дискомфорта для селитебных территорий. В спектре звука и вибрации ряда энергетических установок (вентиляторы, компрессоры и др.) также преобладают низкочастотные составляющие. Таким образом, для современного машиностроения (в частности двигателестроения) и транспорта актуальным является снижение низкочастотного звука и вибрации стационарных и передвижных энергетических установок, что можно рассматривать как важную задачу акустики.

Из различных существующих методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок традиционно эффективной является установка глушителей шума и гасителей пульсаций. Однако использование существующих низкочастотных глушителей и гасителей пульсаций зачастую невозможно ввиду необходимых больших габаритов. Снижение габаритов может быть достигнуто путем использования устройств адаптивной, активной и гибридной (активно-пассивной) компенсации. Таким образом, необходимы разработка и апробация эффективных компактных конструкций глушителей низкочастотного шума и гасителей пульсаций. Перспективным также является широкое использование мониторинга акустического загрязнения урбанизированных территорий, новых методов прогнозирования звука и вибрации.

Научная новизна работы заключается в том, что: - предложены методологические основы классификации активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок, позволяющие находить эффективные решения различных задач снижения низкочастотного звука и вибрации для энергетических установок различных типов;

разработана математическая модель передачи низкочастотного звука и газодинамических пульсаций в газоводных системах энергетических установок при наличии активного акустического излучения, позволяющая рассчитывать передаточные функции и виброакустические характеристики систем с учетом характеристик источника активной компенсации;

- предложена методика комплексного снижения низкочастотного звука и вибрации, генерируемых ДВС, позволяющая обеспечить одновременное снижение внешнего и внутреннего шума в салоне транспортного средства с учетом взаимосвязи виброакустических полей моторного отсека и пассажирского салона;

- разработаны теоретические основы многофункциональной активной компенсации, активного и гибридного акустического наддува ДВС, позволяющие достичь как снижения низкочастотного звука, так и повышения мощности ДВС и улучшения отвода токсичных газов при выпуске ДВС.

Методы исследований. Для исследования параметров передаточной функции систем снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок использовались методы аналитического моделирования с использованием акустических четырехполюсников и электроакустических аналогий. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик энергетических установок осуществлялись по методикам, разработанным автором с учетом существующих ГОСТов и методических указаний (ГОСТ 12.1.023.80*, ГОСТ 12.1.012-90, ГОСТ 26568-85, ГОСТ Р 52231-04 и др.) с помощью прецизионной виброакустической аппаратуры фирм "Брюль и Къер" и "Октава+". Экспериментальные исследования вибрационного состояния поршневых и винтовых компрессорных установок проведены в реальных производственных условиях. Снижение низкочастотного шума впуска автомобильного двигателя с использованием системы активной компенсации выполнено в лабораторных условиях при работе двигателей ВАЗ в режиме холостого хода на тормозном стенде фирмы "Schenk". Комплексное снижение низкочастотного шума автомобильного ДВС осуществлено на макетных установках и на динамометрическом стенде для двигателя BA3-11183. Экспериментальные исследования воздействия статического давления на мембрану активного громкоговорителя проведены в лабораторных условиях при нагнетании давления в трубопроводе до 15000 Па.

Основной целью настоящей работы является разработка и реализация эффективных методов расчета, прогнозирования и снижения низкочастотного звука и вибрации при проектировании и эксплуатации энергетических установок, включая разработку и апробацию компактных активных, пассивных и гибридных низкочастотных глушителей шума и гасителей пульсаций.

Для достижения поставленной цели в диссертации сформулированы и решены следующие задачи:

- выполнены анализ энергетических установок как источников низкочастотного звука и вибрации и методов снижения звука и вибрации, анализ и систематизация методов расчёта низкочастотного звука и вибрации энергетических установок;

- разработана обобщенная классификация методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок, проведен анализ патентов и созданы методологические основы классификации активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок;

проведен анализ теоретических основ активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводных системах энергетических установок;

- созданы методики комплексного снижения внешнего и внутреннего шума транспортного средства, генерируемого ДВС, активного и гибридного акустического наддува ДВС;

- разработаны математические модели и проведен расчет элементов и систем газообмена и глушителей низкочастотного шума и вибрации энергетических установок при наличии активного компенсирующего воздействия;

- разработана методика составления динамических карт шума и вибрации с учетом низкочастотного характера составляющих;

- разработана методика экспериментальных исследований характеристик низкочастотного звука и вибрации основных типов энергетических установок: низкочастотной вибрации компрессорных установок и присоединённых трубопроводных систем; низкочастотного звука вентиляционных систем; низкочастотного звука и вибрации, генерируемых автомобильным ДВС, их активной и гибридной компенсации и активного акустического наддува ДВС;

- проведены экспериментальные исследования характеристик низкочастотного звука и вибрации энергетических установок и их снижения на основе разработанных методик;

- разработаны, апробированы и внедрены эффективные конструкции, мероприятия и программное обеспечение по снижению низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

На защиту выносятся следующие основные результаты:

- обобщенная классификация методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок;

- анализ патентов и методологические основы классификации активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок;

- теоретические основы активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводных системах энергетических установок;

- методика комплексного снижения внешнего и внутреннего шума транспортного средства, генерируемого ДВС;

- теоретические основы многофункциональной активной компенсации, активного и гибридного акустического наддува ДВС;

- методика составления динамических карт шума, низкочастотного звука и вибрации;

- методики экспериментальных исследований характеристик низкочастотного звука и вибрации основных типов энергетических установок: низкочастотной вибрации компрессорных установок и присоединённых трубопроводных систем; низкочастотного звука вентиляционных систем; низкочастотного звука и вибрации, генерируемых автомобильным ДВС, их активной и гибридной компенсации и активного акустического наддува ДВС;

- результаты экспериментальных исследований характеристик низкочастотного звука и вибрации энергетических установок и их снижения на основе разработанных методик;

- результаты разработки и апробации конструкций активных глушителей низкочастотного звука энергетических установок и гасителей низкочастотных пульсаций в газоводах поршневых машин;

- результаты разработки и внедрения мероприятий и программного обеспечения по снижению низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

Практическая полезность. Внедрение результатов работы. Использование основных результатов работы позволяет конструировать эффективные компактные пассивные, активные и гибридные глушители низкочастотного шума и гасители вибрации в газопередающих системах энергетических установок различных типов: системах впуска и выпуска ДВС легковых автомобилей, трубопроводах поршневых компрессоров, вентиляционных установках и др. Разработанная на основе математического моделирования методика расчета позволяет на стадии проектирования рассчитывать параметры эффективных глушителей шума и акустические характеристики компенсирующих источников. Разработанные автором конструкции адаптивных, активных и гибридных глушителей и гасителей внедрены и приняты к внедрению на ЗАО "Куйбышевазот", ОАО "АВТОВАЗ", ЗАО "ВЭМ-1". Экспериментальная установка гибридного акустического наддува и программное обеспечение по расчету газодинамических пульсаций давления в системе впуска ДВС используются для существующих и перспективных двигателей "ВАЗ". Приняты к конструкторской

проработке для внедрения на перспективных двигателях "ВАЗ" предложенные автором конструктивные решения модульных систем впуска ДВС, содержащих устройства активной компенсации низкочастотного шума систем газообмена, активного и гибридного акустического наддува. В производстве технологического оборудования ОАО "АВТОВАЗ" используются методика расчета низкочастотных виброакустических характеристик энергетических установок и присоединенных трубопроводных систем и мероприятия по снижению вибрации энергетических установок. В ЗАО "ВЭМ-1" и ЗАО "Куйбышевазот" внедрен комплекс мероприятий по снижению низкочастотного звука и вибрации, включая внедрение устройства активной компенсации вентиляционного шума и мероприятий по снижению низкочастотной вибрации поршневых компрессорных установок, программного обеспечения по расчету низкочастотных виброакустических характеристик энергетических установок. Мэрией г. Тольятти используются программное обеспечение и мероприятия по прогнозированию и снижению низкочастотного звука и вибрации в селитебной территории г. Тольятти.

Область применения результатов работы: организации и производства, разрабатывающие поршневые ДВС, проектирующие и эксплуатирующие поршневые компрессоры, вентиляционные и другие энергетические установки. Полученные результаты могут быть использованы как на стадии проектирования энергетических установок различных типов, так и для снижения низкочастотного звука и вибрации уже работающих машин. Применение разработанных автором конструкций позволяет уменьшить акустическое загрязнение окружающей среды, повысить надежность эксплуатации энергетических установок и улучшить условия труда на производстве.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на международных конгрессах: 15-м межд. акустическом конгрессе, Трондхейм, Норвегия, 26-30 июня 1995 г.; 26-м межд. конгрессе по борьбе с шумом "Интер-Шум 97", г. Будапешт, Венгрия, 25-27 августа 1997 г.; межд. конгрессе "Евро-Шум 98", октябрь 1998 г., г. Мюнхен, ФРГ; 29-м межд. конгрессе по борьбе с шумом "Интер-шум 2000", г. Ницца, Франция, 27-30 августа 2000 г.; 8-м межд. конгрессе по звуку и вибрации, Гонконг, Китай, 4-6 июля 2001 г.; 8-м межд. конгрессе по шуму как проблеме для здоровья населения, г. Роттердам, Нидерланды, 29 июня - 3 июля 2003 г.; тридцать первом конгрессе итальянской ассоциации акустиков, г. Венеция, Италия, 5-7 мая 2004 г.; 11-м межд. конгрессе по звуку и вибрации, г. Санкт-Петербург, 5-8 июля 2004 г.; 29 международных конференциях, симпозиумах, семинарах, в т.ч. межд. симпозиуме по активному снижению шума и вибрации " АСТ1УЕ-97", г, Будапешт, Венгрия, 21-23 августа 1997 г.; двадцать пятой межд. научной конф. "ИМА 25", Лейвен, Бельгия, 13-15 сентября 2000 г.; межд. научной конф. "Форум акустикум-2005", г. Будапешт, Венгрия, 29 августа - 2 сентября 2005 г.; 6 национальных конференциях зарубежных стран; 40 Всесоюзных и Всероссийских научных конференциях, симпозиумах, семинарах, выставках.

Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в 160 печатных работах, в том числе в двух монографиях, четырех учебных пособиях и 16 статьях в рецензируемых журналах списка ВАК.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, семи глав, заключения. Она содержит 298 страниц основного машинописного текста, 216 рисунков, 25 таблиц, 7 приложений. Библиография насчитывает 424 источника.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении выделены объекты исследований, дано обоснование актуальности темы диссертации, выделены положения, выносимые на защиту, отмечены научная новизна и практическая значимость выполненной работы, апробация полученных результатов.

В первой главе рассмотрены основные энергетические установки и их классификация. Энергетические установки можно разделить па два основных вида: стационарные (вентиляторы, воздуходувки, насосы, компрессоры, стационарные двигатели внутреннего сгорания (ДВС) и пр.) и передвижные, или транспортные (силовые установки транспортных средств). Основным типом тепловых двигателей, используемым на

наземном транспорте, являются ДВС, работающие на жидком топливе. ДВС -основной источник шума и вибрации автомобилей. Интенсивный

низкочастотный шум возникает при наполнении цилиндров двигателя газовоздушной смесью и выпуске отработавших газов. Автомобильный ДВС генерирует также интенсивный воздушный и структурный шум в салоне автомобиля. Наибольшая звуковая энергия внутреннего шума автомобилей сосредоточена в области низких звуковых и инфразвуковых частот. Сопоставление рассчитанных изменений значений уровней звукового давления двигателей ВАЗ (рис.1) и их корректированных значений показывает, что на значительных расстояниях от источника звука до жилого дома гигиенические требования не соблюдаются для различных режимов работы двигателя. При этом наиболее

25 но

— п - 1600 оБ/мкн ВАЗ 2112

— п - 5500 об/мнн ВАЗ 2.112 п = 5600 ов/иин ВАЗ 2103

ЛЮ 1кГк

РисЛ. 1/3-октавный спектр УЗД двигателей ВАЗ

интенсивное воздействие низкочастотного звука от ДВС наблюдается в том случае, когда двигатель работает на низких оборотах (что характерно для городского цикла). Если учесть, что жилые дома часто расположены близко к транспортным магистралям, то автомобильные ДВС генерируют низкочастотный звук, превышающий нормативные требования. Спектры шума потоков наземных транспортных средств носят выраженный низкочастотный характер.

Для вентиляционных установок серьезную проблему представляет воздействие тональных составляющих в низкочастотном диапазоне спектра звука.

Большинство поршневых и мембранных компрессоров представляют собой низкооборотные машины, поэтому характерным для их спектра шума является наличие дискретных низкочастотных составляющих. При этом, как правило, можно выделить гармонические составляющие с наиболее высокими уровнями звука. С точки зрения воздействия на производственное оборудование сильное влияние на его разрушение компрессоров и их трубопроводов оказывают именно низкочастотные вибрации.

Таблица I, Систематизация методов моделирования, расчета и прогнозирования низкочастотного звука и вибрации энергетических машин и установок

Методы моделирования и расчета Основная область применения, достигаемые результаты Границы использования Недостатки

Численные Проектирование и расчет глушителей шума; Анализ и расчет вибрации энергетических установок; Анализ и расчет внутреннего шума и вибрации в салоне транспортных средств. Позволяют осуществлять анализ и расчет в различных диапазонах частот Эффективны до 1020 мод, в то время как важный акустический диапазон частот может выходить за пределы 100 моды. Громоздкость Высокая стоимость Недостаточная точность для более высоких мод

Аналитические Анализ и расчет распространения внешнего шума, создаваемого энергетическими установками различных типов; Проектирование и расчет глушителей аэродинамического шума; Анализ и расчет колебаний давления и скорости газовых потоков в газоводах энергетических установок; Проектирование и расчет гасителей пульсаций. Одномерное (линейное) моделирование основных элементов и связанная с этим простота, возможность трехмерного представления в сочетании с численными методами при моделировании отдельных элементов (камеры воздухоочистителя системы впуска ДВС, глушителя выпуска и др.) и экспериментальными данными. М<0,01 Линейная акустика, плоские звуковые волны. Одномерное представление Использование ограничено низкочастотным диапазоном Недостаточны для эффективного моделирования многомодовых элементов В ряде случаев необходимо учитывать свойства реальных газов

Статистический анализ энергии Анализ и расчет вн>треннего шума и вибрации в салоне транспортных средств; Проектирование и расчет глушителей шума. Высокая модальная плотность Эффективны на широком диапазоне мод, в том числе высших Высокая стоимость; Использование ограничено внутренним шумом и вибрацией

Графические Математическое описание улично-дорожных транспортных сетей; Системное описание виброакустических воздействий и методов их компенсации; Помимо оценки шума позволяют осуществлять учет транспортных потоков в различное время суток, оценивать скорость, характеристики дорожного покрытия и др. Использование ограничено только выбранными транспортными сетями; Невозможность получения полной информации об акустической обстановке Недостаточны для полного понимания акустической ситуации; Трудность преобразования графической информации в аналитическую и мат. описания

Топсирафи-ческие Составление шумовых карт Возможность анализа акустической обстановки и ее прогнозирования Простота и наглядность Ограничены выбранным масштабом оценки; Точность прогнозирования зависит от точности введенных данных Отражают точно лишь текущую шумовую картину

Классификация методов снижения шума и вибрации является достаточно разветвленной и многообразной. Для снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок широко используются глушители шума и гасители пульсаций. Значительный вклад в расчет и проектирование глушителей низкочастотного шума внесли Е.Я. Юдин. Н.И. Иванов, Р.Н. Старобипский, Б.Д. Тартаковский, Г. Мартин, Дж. Салливан и другие ученые, в исследование процессов шумообразования и снижение уровня низкочастотного излучения на впуске поршневых ДВС - В.Н. Луканин, В.Е. Тольский, И.В. Алексеев и др.; в исследование процессов пульсаций давления газа в трубопроводах поршневых компрессоров и разработку низкочастотных гасителей пульсаций - В.М. Писаревский, A.C. Владиславлев, Ю.А. Видякин и др.

Глушители шума подразделяются по принципу действия на диссипативные, реактивные, комбинированные, активные и гибридные. Гасители колебаний давления газа представляют собой, как правило, систему расширительных камер, связанных соединительными трубками. Одним из широко используемых является пустотелый камерный гаситель, или буферная емкость. В низкочастотном диапазоне эффективность существующих конструкций пассивных глушителей шума и гасителей пульсаций напрямую связано с величиной заглушающего объема. Однако увеличение объема не всегда возможно. Рассматривается метод активной компенсации как альтернатива существующим, история его развития, преимущества и недостатки. Описаны особенности активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации вентиляционных и компрессорных установок; звука, излучаемого системами впуска и выпуска автомобильных ДВС; вибрации и внутреннего шума при работе энергетических установок; активная виброизоляция, активные и гибридные виброизолирующие опоры.

Проведен анализ методов расчета и прогнозирования низкочастотного звука и вибрации энергетических установок, описаны колебательные процессы, возникающие при распространении газового потока в газоводах системах энергетических установок.

Систематизация методов моделирования, расчета и прогнозирования низкочастотного звука и вибрации энергетических машин и установок приведена в табл. 1. Исходя из того, что в низкочастотном акустическом диапазоне аналитические методы в силу их достаточной простоты и точности являются наиболее используемыми, их следует рассматривать в качестве основных при моделировании и расчете низкочастотного звука и вибрации энергетических установок. Для прогнозирования низкочастотного звука и вибрации энергетических установок могут также использоваться шумовые карты. Однако существующие шумовые карты отражают лишь текущее положение, существующую шумовую картину, лишь констатируют уровень шума в заданных точках селитебной территории.

Анализ особенностей генерации низкочастотного звука и вибрации энергетическими установками и существующих методов их снижения и расчета позволил сформулировать цель и задачи исследования.

Во второй главе приводится предлагаемая автором систематизация критериев и типов обобщенной классификации методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок. С использованием проведенного патентного анализа разработаны методологические основы классификации активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

Классификация методов снижения звука и вибрации энергетических установок может базироваться на различных принципах. Средства защиты от звука и вибрации делятся на средства коллективной и индивидуальной защиты. В первую очередь нужно использовать коллективные средства и методы, которые классифицируются на архитектурно-планировочные методы, акустические средства и организационно-технические методы. По другой классификации все средства защиты от звука рассматриваются как основанные на принципах поглощения звука (звуковой вибрации), отражения или комбинации этих двух принципов. Однако и такая классификация не является достаточно полной, так как

не отражает особенности сочетанного использования средств снижения звука и вибрации энергетических установок и их энергетические характеристики.

В табл. 2. приводится предлагаемая автором систематизация критериев и типов обобщенной классификации методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

С использованием систематизации патентов в области активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок разработаны методологические основы классификации активных и гибридных систем компенсации.

По периодичности заглушаемого сигнала возможно деление систем активной компенсации на две категории: компенсация периодических шумов и непериодических. При этом большинство низкочастотных звуков и вибраций энергетических установок (например, систем впуска или выпуска ДВС) являются периодическими.

По сфере действия можно выделить системы активной компенсации звука и вибрации в каналах (трубах), пространственные системы активной компенсации и индивидуальную электронную защиту от звука и вибрации, по принципу направленности приемников и излучателей: вектор или скаляр. Возможна также классификация по типу компенсирующею сигнала: монопольный источник (или их совокупность), диполь, и т.д., либо по комбинации источников различных типов.

По конструктивному исполнению представляется удобной классификация систем активной компенсации на адаптивные, неадаптивные и регенеративные.

Адаптивные системы можно подразделить на адаптивные замкнутые (обратносвязанные системы), адаптивные разомкнутые (системы без обратной связи или переднесвязанные системы) и комбинированные (обратносвязанные-переднесвязанные системы). Обратносвязанные системы должны быть разработаны путём рассмотрения физической системы и контроллера как единого целого (рис.2).

С

Пербичный шум

Г13обод

Микрофон г— погрешности <Ь

Физическая систеяа

Источник НЧзбцка

Сигнал ou/ufnu

Электронный контроллер

Контрольный сигнал

Котенсирувщий фильтр

Рис. 2. Обратносвязанная система активной компенсации плоской звуковой волны в канале

Значительный вклад в разработку адаптивных замкнутых систем внесли из российских ученых: Г.Д. Малюжинец, В.В. Тютекин, М.П. Завадская, A.A. Мазанников и др., из зарубежных: G. Warnaka, М. Jessel, G. Mangiante, J. Scheuren, J. Tichy, A. Roure, C. Ross, P. Nelson и др.

Таблица 2. Систематизация критериев и типов классификации методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок

Хи Критерии классификации Типы классификации Примеры

I. Обший подход к снижению Снижение в источнике возникновения Снижение на путях распространения Индивидуальные средства зашиты Глушители шума Акустические экраны Электродинамические наушники

2. Пространственная разновидность снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок 1.1. Одномерное (газоводы); 1.2. Двухмерное (плоские поверхности) 1.3. Трехмерное 1.3.1. Снижение внутри огражденного объема; 1.3.2. Снижение на открытом пространстве Гасители вибрации трубопроводов компрессоров Снижение низкочастотного звука, распространяющегося через окна внутрь помещений Снижение низкочастотного звука и вибра! (ии, генерируемых ДВС, внутри пассажирского салона автомобиля Снижение низкочастотного звука энергетических установок на открытом пространстве

3. 11ериодичность генерации низкочастотного звука и вибрации эн еретических установок Периодические Непериодические Глушители шума впуска и выпуска поршневых машин Акустическое экранирование

4. Энергетический критерий Пассивные Активные (адаптивные и неадаптивные) Гибридные (активно-пассивные) Виброопоры, ребра жесткости Активные глушители Гибридный резонатор Гельмгольца

5. Комплексность снижения звука и вибрации энергетических установок от различных источников Снижение низкочастотного звука и вибрации одиночного источника Снижение низкочастотного звука н вибрации нескольких источников Комплексное снижение низкочастотного звука и вибрации Глушитель шума выпуска автомобильного ДВС Глушитель шума выпуска и ннуска автомобильного ДВС Устройства комплексного снижения низкочастотного шума ДВС

6. Разновидность спектра источника низкочастотного звука и вибрации Широкополосный шум Узкополосный (тональный) шум Широкополосная вибрация Узкополосная вибрация Снижение шума внутри зданий путем использования звукоизоляции и звукопоглощения Глушители шума основной частоты спектра шума систем впуска и выпуска ДВС Демпферы вибрации Резонаторы

7. Вид энергетической установки Энергетические установки отдельных транспортных средств Низкочастотный шум транспортных потоков Низкочастотный звук и вибрация стационарных энергетических установок Низкочастотная вибрация трубопроводных систем энергетических установок Снижение низкочастотного шума и вибрации в кабине водителя и пассажирском салоне транспортного средства Глушители а^одиначичсскоп) шума энергетических установок, шумогасящие дорожные покрытия Виброизолирующие опоры Гасители пульсаций давления газового потока. виброгасящие опоры

Рис. 3. Активная компенсация плоской звуковой волны с использованием переднесвязанной системы

К адаптивным замкнутым системам можно отнести и системы активной виброизоляции, разработку и исследование которых осуществляли М.Д. Генкин, В.Г. Елезов, Р.В. Яблонский, T. Rockwell, M. Prasad, I. Bailo, N. Tanaka, R. Smith, и др. В системах такого типа могут устанавливаться датчики силы и вибрации в опоры или параллельно опорам работающих механизмов, и путем управления вибраторами уменьшается сила, передаваемая на опоры.

Адаптивные разомкнутые системы стали развиваться как системы снижения звука и вибрации, как правило, от одного источника, в узких полосах частот. Разомкнутость в таких системах понимается как разомкнутость по управляющему параметру и замкнутость по специальному сигналу управления. Например, на управляемые источники активной компенсации (вибраторы или громкоговорители) подается гармонический сигнал с датчика оборотов, а фаза и амплитуда этого сигнала регулируются через микропроцессор приемниками (вибродатчиками или микрофонами). Из ученых, занимавшихся данной проблемой, следует отметить Б.Д. Тартаковского, А.И. Вялышева, Г.С. Любашевского, В.В. Малахова, G. Chaplin, T. Kosaka, S. Yamada. W. Hong. К. Eghtesadi, H. Leventhall и др.

Переднесвязанную систему компенсации можно использовать в тех случаях, когда возможно получить опорный сигнал. Для стационарных или медленно изменяющихся периодических нежелательных звуковых или вибрационных воздействий эта ограниченность во времени для выработки необходимого компенсирующего сигнала не проявляется, так как сигнал за некоторый период будет в высокой степени схож с сигналом предыдущего периода. Поэтому с достаточной степенью приближения можно получить опорный сигнал для периодического нежелательного воздействия в целом. Более сложной является задача снижения непериодического звука. Однако если он распространяется в ограниченном пространстве, как, например, газовод, то получение достаточного для эффективной компенсации опорного сигнала возможно.

Переднесвязанная система, изображённая на рис.3, особенно эффективна для компенсации тональных составляющих низкочастотного звука в канале, генерируемого вентилятором (в этом случае тональные частоты могут быть равными основной частоте и ее гармоникам). В этом устройстве выходной сигнал тахометра синхронизирован с вращающимся валом вентилятора, генерирующего периодический первичный звук. Электронный блок преобразует сигнал тахометра в комбинацию синусоид, что позволяет

сформировать компенсирующий сигнал для снижения звука на основной частоте вращения вентилятора и на кратных ей гармониках.

В ряде случаев возникает необходимость использования комбинированных (обратносвязанных - переднесвязанных) систем компенсации. Существует множество примеров практического применения, где комбинированная компенсация оказывается высокоэффективной. Кроме того, при комбинированной компенсации может использоваться один и тот же набор источников и датчиков.

Автором выделяются также регенеративные системы, у которых работа активного компенсатора может быть обеспечена без внешнего источника энергии.

Неадаптивные системы, т.е. системы, настроенные и работающие по заранее определенным постоянным параметрам, в основном интенсивно исследовались в ранние годы развития активной компенсации.

По типу формирования компенсирующего сигнала системы активной компенсации делятся на аналоговые и цифровые. Аналоговые системы использовались в основном в ранние годы исследования систем активной компенсации (до 1990-х гг.).

По типу источника активной компенсации можно выделить традиционные источники (электродинамические громкоговорители) и альтернативные (осциллирующие клапана и заслонки, рупоры и др.). Наиболее часто используемый источник активного компенсирующего излучения - это громкоговоритель. Однако он имеет существенные недостатки при практическом использовании: уязвимость к воздействию факторов внешней среды, ограниченный срок работы, большие размеры мембраны и др. В связи с этим необходима разработка альтернативных источников.

Классификация систем активной компенсации может учитывать тип входного и выходного сигналов. По этому признаку различают системы с одиночным входом и одиночным выходом (в^О-системы) и системы многократного входа - многократного выхода (М1МО-системы). ЭКО-системы работают эффективно только до первой моды критической частоты. М1МО-системы позволяют осуществлять многомодовую компенсацию, но требуют гораздо более сложных конструкций контроллеров.

По многомерности эффекта компенсации можно выделить одномерные (например, активная компенсация звука в каналах), плоские (например, активная компенсация вибрации на плоской поверхности) и трехмерные (например, активная компенсация шума в помещении) системы активной компенсации.

По типу расположения и соединений датчиков первичного звука и вибрации и датчиков в контрольных точках системы активной компенсации можно различать по конфигурации расположения приемников и излучателей, по схеме электрических соединений, а также по типу управления сигналами.

По типу пространства, где происходит активная компенсация, можно выделить заглушение в закрытом (активная компенсация звука и вибрации в помещении, в салоне автомобиля и др.) и открытом пространстве (активная компенсация звука и вибрации в окружающей среде). Наиболее сложным случаем является активная компенсация в открытом пространстве.

По области применения систем активной компенсации можно выделить достаточно большое число случаев: снижение звука и вибрации в пассажирском салоне транспортного средства, оснащенного энергетической установкой (автомобиля, самолета, вертолета и пр.); снижение звука и вибрации, излучаемых энергетической установкой в окружающую среду; снижение шума и вибрации в производственном помещении от различных энергетических установок; снижение вибрации различных колебательных систем, образуемых энергетическими установками и др.

Наконец, по сочетанию с пассивными методами можно выделить полностью активные и гибридные (пассивно-активные) системы компенсации звука и вибрации.

Третья глава посвящена описанию теоретических основ активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводных системах энергетических

установок. Автором принимаются следующие основные допущения: небольшие значения параметров газового потока, линейность акустических возмущений, частотный диапазон ограничен условием одномерного распространения плоских звуковых волн; условия рабочей среды в газоводных системах энергетических установок являются нормальными, а электроакустические преобразователи при активной компенсации звука и вибрации не вносят нелинейности, диапазон активной компенсации низкочастотного звука - от 20 до 200 Гц.

Рассмотрены следующие основные теоретические принципы активной и гибридной компенсации: суперпозиции, линейности, интерференции. Если волновое уравнение является линейным в изменениях давления р(х,0 и содержит только линейные дифференциальные операторы, мы можем показать, что звуковые давления р,{х,1). р2(х,1), ..., р„(*,0> каждое из которых удовлетворяет волновому уравнению, могут быть сложены для получения суммарной величины звукового давления, также удовлетворяющей условиям волнового уравнения. Таким образом, если мы имеем:

(^К ("

то справедливо выражение:

~ т7!1")^11(х''г)+Рг'(х"г)+'•■ ■+ р0 (2)

В частности, из этого выражения следует, что для двух звуковых полей, первое из которых создается "пассивным" акустическим источником (звук, генерируемый при работе энергетической установки), а второе - активным излучающим источником, звуковые давления которых изменяются как функции пространственной координаты х и времени I, суммарная величина звукового давления может быть записана как:

р(х,0 = р,(*>0 + Р2(*,0. (3)

Комплексное давление, производимое двумя источниками, действующими независимо, может быть записано как

п (*)«££!.я ..-Л'"''! 25 р 25

Согласно принципам линейности и суперпозиции мы можем сложить звуковые давления первичного и вторичного источников и получить результирующее давление как их сумму:

^Ч =0,*>£. (5)

Величина результирующего звукового давления будет определяться результатом сложения, или интерференцией, величин и фаз звуковых давлений первичного и вторичного источников при их распространении в заданном пространстве (в нашем случае в газоводе энергетической установки). Из уравнения (5) следует, что можно подобрать такие амплитудно-частотные характеристики активного источника, что возможен как эффект усиления, так и ослабления звуковой волны при интерференции.

Анализ существующих способов и конструкций по снижению внешнего и внутреннего шума транспортных средств показывает, что характерным для исследователей является дифференцированный подход к проблемам снижения внешнего шума, излучаемого свободными срезами воздухозаборного и выпускного патрубков двигателя, и к проблемам подавления низкочастотных шумов в салоне транспортного средства. Основным недостач ком такого дифференцированного подхода является то, что для получения эффекта снижения низкочастотного шума как при его излучении в окружающую среду, так и при передаче в пассажирский салон транспортного средства, необходимо совместное использование различных систем и устройств, что ведёт к значительному усложнению конструкции и удорожанию общей стоимости шумоглушения.

нерациональному использованию однотипных акустических устройств, возникновению эффекта обратной связи между различными системами активного снижения шума, возникновению маскирующих помех различных акустических источников и др.

Автором предлагается методика комплексного снижения внешнего и внутреннего шума транспортного средства, генерируемого ДВС и содержащего многоканальную систему формирования активного компенсирующего сигнала. Ее сущность заключается в том, что система формирования компенсирующего сигнала позволяет обеспечить одновременное (комплексное) снижение внешнего и внутреннего низкочастотного шума транспортного средства, генерируемого ДВС, а в моторном отсеке и в пассажирском салопе транспортного средства дополнительно используются звуковибропоглощающие и звуковиброизолирующие материалы и устройства, а также камерные глушители и резонаторы таким образом, чтобы обеспечить эффект шумовиброгашения в как можно более широком частотном диапазоне.

Автомобильный ДВС можно рассматривать в качестве основного источника как аэродинамического шума, излучаемого в окружающую среду свободными срезами воздухозаборного и выпускного патрубков двигателя, так и структурного шума, передающегося через опоры двигателя на переднюю панель и генерирующего, наряду с источниками воздушного шума, низкочастотные шумы в пассажирском салоне автомобиля.

Допустим, что гп,(Л и ?„(/) являются функциями преобразования Фурье

виброакустического излучения, измеряемого датчиками звука и вибрации (например,

микрофонами и акселерометрами), установленными в зонах снижения шума

соответственно перед источниками активной компенсации звука и вибрации и после них,

при этом активное излучение отсутствует. Обозначим как я = 2°2^ передаточную

201(/)

функцию между этими двумя датчиками, а //,(/) и //¡(/) - функции преобразования пучностей между акустическим давлением соответственно перед источниками активной компенсации звука и вибрации и после них, при этом активное излучение происходит. Пусть Л'(/) - требуемая передаточная функция компенсирующего сигнала.

При работе системы в линейном режиме, спектры, например, давления />(/) и р,(/), измеряемые на датчиках звука (микрофонах) перед и после активного излучателя, вычисляются следующим образом:

Р, СО = -?„, (/) + ХЦ) ■ Я, (Л ■ Р, (/) + (6)

ЛСЛ = 2ш(Л+^(Л-«1(/)-Л(Я + Г3(Л. (7)

где ?,(/) и - спектры турбулентного шума, вызываемые воздушным потоком.

В низкочастотном акустическом диапазоне составляющими Т,(/) и г.(/) можно пренебречь. Тогда передаточную функцию компенсирующего сигнала х(/~> можно определить через три функции передачи: #„(/) #,(/) и Н2(/), которые известны.

Описан также порядок определения путей передачи структурного и воздушного шума в пассажирский салон транспортного средства.

Автором разработаны теоретические принципы проектирования многофункциональных систем активной компенсации, которые при минимальной перенастройке могут выполнять функции активных глушителей низкочастотного шума (как шума впуска, так и шума выпуска) либо устройств активного и гибридного наддува. Впервые введен термин "активный наддув" (активный акустический наддув), при котором наддув ДВС осуществляется с использованием активных излучателей звука. По принципу повышения коэффициента наполнения ДВС (за счёт колебательных явлений во впускном трубопроводе) активный наддув можно рассматривать как разновидность акустического наддува. Вместе с тем, активный наддув обладает рядом специфических свойств: необходимость использования специальных блоков генерации активного звука и системы

управления и контроля, необходимость дополнительной энергии, величина которой должна быть достаточной для обеспечения эффективного наддува, и пр. Это позволяет рассматривать активный наддув как отдельный, самостоятельный вид наддува ДВС. Использование устройств активной генерации звука позволяет создать оптимальные условия для акустической интерференции и повысить эффективность наполнения. Однако при активном наддуве не учитываются геометрические и акустические характеристики элементов системы впуска ДВС, что ведёт к недостаточно полному использованию эффекта акустического наддува, а также к возможным резонансным явлениям во впускном коллекторе. Поэтому предлагается концепция гибридного акустического

наддува, которая заключается в том, что акустический наддув ДВС осуществляется с использованием устройства, содержащего по меньшей мере один акустический излучатель (активный источник), связанный с электронным блоком управления и излучающий звук в систему впуска двигателя таким образом, чтобы достичь

максимального эффекта усиления давления потока газа при поступлении заряда газовоздушной смеси в цилиндр двигателя при впуске либо разрежения вблизи выпускного клапана в конце процесса выпуска в момент перекрытия клапанов путем интерференции и (или)

суперпозиции волн давления основного воздушного потока, поступающего в систему впуска, и звукового давления, создаваемого устройством акустического наддува, при этом геометрические, акустические и иные характеристики элементов системы впуска ДВС подобраны таким образом, чтобы обеспечить максимальную эффективность наддува в сочетании характеристик данных пассивных элементов с активным акустическим излучением:

Лт. (Ю

где /£,„„ - максимально достижимая величина давления, создаваемого при поступлении заряда газовоздушной смеси в цилиндр двигателя при впуске либо разрежения вблизи выпускного клапана в конце процесса выпуска в момент перекрытия клапанов, достигаемая путём гибридного акустического наддува;

Р1т1. - максимально достижимая величина звукового давления, получаемая при использовании устройства активного акустического наддува;

Л .и««' максимально достижимая величина звукового давления, получаемая при использовании пассивного акустического наддува.

Сравнительная эффективность пассивного, активного и гибридного акустического наддува схематично показана на рис. 4.

Достоинством активной компенсации шума ДВС или активного наддува является и то, что вносимые потери по сравнению с использованием традиционных средств шумоглушения или агрегатного наддува будут минимальными. Величина вносимых потерь будет определяться в основном величиной создаваемого звукового давления активного

/------ . пассиЬный наддуд

2,----- _ ашидныи наддуЬ

3 .-- . гидридный наддуЬ

Рис. 4. Сравнительная эффективность пассивного, активного и гибридного акустического наддува

источника. Показывается, что при удачном выборе места установки активного источника в стенку газовода ДВС можно достичь небольшой величины вносимых потерь.

Осуществлено математическое моделирование и разработаны методики расчета низкочастотного звука и вибрации в газоводных системах энергетических установок. Разработана акустическая одномерная модель распространения газового потока в газоводе энергетической установки с учётом активного воздействия. Система газообмена энергетической установки при расчете звука условно разделяется на три вида элементов -источники звука, излучатели звука и элементы, передающие звуковую энергию от источников к излучателям. В качестве основного источника звука используется источник массового расхода. В качестве основного излучателя рассматривается срез воздухозаборной трубы, который имитируется в программе пульсирующей сферой. В качестве переменных при моделировании использовались обобщенные акустические токи и напряжения, учитывающие основной поток в трубах и связанные с ним дополнительные составляющие массового расхода и внешней механической энергии. Звук в газоводной системе энергетической установки можно представить через обобщенные токи:

уàon _ . ,yi _ •»,,«

вых don dort вых >

¡цш • ■àon _ ,

гДе 1вых > lùon > вых - обобщенные токи, характеризующие соответственно уровень звука, излучаемый воздухозаборным патрубком; уровень звука компенсирующего источника и уровень, излучаемый при работе системы активной компенсации;

^йоп " передаточная функция системы при наличии активной компенсации.

I 1 i 1 i Г 1 с r j т ¡V ^

- i \ !

i ! » i

L HlJ / JL

.'-jh _ЛГ

Рис. 5. Схематическое изображение системы с активным излучателем в газоводе энергетической установки

В простейшем виде модель содержит газовод, основной источник звука, активный источник, микрофон на входе и контрольный микрофон. Более усложненный вариант предполагает учет следующих факторов: импеданс стенок газовода; температура газа; характеристики громкоговорителя; чувствительность микрофона и др. Система может быть адаптивной и неадаптивной. Источник активной компенсации выполняется в виде громкоговорителя. Схематическое изображение газоводной системы энергетической установки при наличии активной компенсации показано на рис. 5.

Рассматривается моделирование основных элементов газоводных систем энергетических установок: "Волновод", "Излучатель", "Проводимость", "Сопротивление", "Резонатор", "Источник", "Перфорированный элемент", "Микрофоны (датчики звука)". Рассматриваются также особенности численного моделирования и расчета элементов энергетических установок при наличии активной компенсации.

В качестве примера расчета низкочастотного звука в газоводе энергетической установки при активной компенсации рассмотрена система впуска ДВС. На рис. 6 показано модельное представление системы впуска ДВС, содержащей активный источник, который излучает звук во впускной тракт через дополнительный волновод. Модель "тройник" показана на рис. 7. Передаточные матрицы четырехполюсников [гу], [Тг: ] и [Г„] соответственно характеризуют акустические свойства ветвей тройника направленных на источник, на источник активного звука и на излучающий срез активного глушителя, который характеризуется импедансом . Источники звука и активного компенсирующего звука обладают соответствующими входными импедансами Zs, , которые должны определяться экспериментально. Поскольку импедансы Zs, определяются свойствами системы газообмена и конструкцией используемого источника активного звука, основой параметрического синтеза для этой модели является изменение комбинации параметров [Г,], [Г^], [ГЛ] и 7.,,.

Рис. 7. Система впуска ДВС, содержащая активный источник звука

Источник звука

О-

Источник антиэвука

А»)-(П^])-

Рк |

1 ©

Излучаюший \ срез

Рис. 8. Модель "Тройник"

Рис. 8. Расчетная схема акустических характеристик системы впуска одноцилиндрового двигателя: 1 - открытый конец воздухозаборного патрубка; 2 - воздухозаборный патрубок; 3 - воздухоочиститель- глушитель шума в области средних и высоких частот; 4 - впускной патрубок; 5 - дроссельная заслонка; б - карбюратор; 7 - активный источник звука; 8 - система формирования необходимых акустических характеристик активного источника звука; 9 - впускное окно; 10 - головка цилиндра; 11 - корпус цилиндра; 12 - впускной клапан; 13 — цилиндр; 14 - поршень; 15 - шатун

На рис.8 представлена расчетная схема акустических характеристик системы впуска одноцилиндрового двигателя.

Проведен расчет передаточной функции системы впуска автомобильного ДВС с учетом активной компенсации в низкочастотном диапазоне _/"= ЮОч-ЗООГц с шагом 5 Гц. Простейшая расчетная модель содержит акустический волновод и источник обобщенного акустического тока /,, излучающий звук между некоторыми сечениями волновода I и II (рис. 9). Среднеквадратичное звуковое давление р,2, внутри пространства газовода между сечениями I и II измеряется в д различных позициях. Совокупность всех источников может быть описана путём л(у') невзаимосвязанных акустических монополей. Передаточные функции между монополями и микрофонами могут быть записаны как:

.Ри

Ки)"'

(10)

а).

II

И

б).

Рис. 9. Оценка передаточной функции акустического источника а). Расчетная схема; б). Эквивалентная электрическая схема

В такой интерпретации волновод имитирует воздухозаборный патрубок системы впуска ДВС, а источник тока - активный компенсирующий сигнал. Оценим величину тока на выходе системы г'5ЫГ в сечении II при различных положениях источника тока. Величину источника тока будем принимать одинаковой для всех случаев. В качестве волновода выбрана труба длиной / = 0,5 ми диаметром Ы - 0,04 м, что приближенно имитирует геометрические характеристики воздухозаборного патрубка. В этом случае передаточная функция системы IV' будет определяться как отношение величины выходного тока к величине тока источника:

• /0

а г

Рис. 10. Оценка передаточной функции системы волновод-излучатель при активной компенсации

г-. (И)

Результаты расчетов представлены на рис. 10, из которого можно увидеть, что значение передаточной функции возрастает с уменьшением расстояния от источника тока до излучающего среза волновода (сечение II). Делается вывод, что для реальной активной системы снижения низкочастотного шума впуска ДВС оптимальным по энергетическим затратам будет размещение источника активной компенсации звука в зоне, близкой к излучающему срезу.

Усложним задачу, произведя расчет по схеме, содержащей дополнительный объем (аналог воздухоочистителя в системе

Hi«

Г

1

МОКР /

Рис. 11. Расчётная схема системы, содержащей дополнительный объём

впуска ДВС). Расчетная схема показана на рис.11. Приходим к выводу, что наличие дополнительного объема не вносит качественных изменений в полученные ранее результаты (см. рис. 12).

Наконец, используя разработанную математическую модель, оценим возможность снижения шума впуска ДВС методом активной компенсации. В качестве базовой выберем расчетную схему системы впуска двигателя автомобиля "Ока", содержащей

дополнительный источник звука, см. рис. 13. Исследование проведем для одной гармоники низкочастотного спектра звука (/ = 37,5 Гц). Расстояние I примем постоянным и равным 0,05 м. Варьируя значения амплитуды и фазы заглушающего сигнала, подбираем сочетание, при котором наблюдается максимальный эффект снижения шума. Здесь обобщенный акустический ток соответствует источнику массового расхода. Результаты представлены на рис. 14. Достигаем следующей величины снижения шума (рис. 15):

Д£ = £Л, -.£„., =39,8-25,3 (дБА) = 14,5 дВА . (12)

Теоретически можно достичь полной компенсации звука для какой-то определенной частоты исследуемого спектра низкочастотного звука. Однако на практике величина снижения звука существенно ниже ввиду помех других акустических источников, неустойчивости работы системы, влияния внешних факторов на работу системы и пр.

I ! I I I 1 "1 I I I I I I I I Г I-1-I-1-1

№ Lvuoae яоьо ядеоезжяоаояоаолозвж&ежавхю

/.Гц

Рис. 12. Оценка передаточной функции системы, содержащей дополнительный объём (/ = const = 10) /

Icon

Рис. 13. Расчётная схема системы впуска "Ока", содержащей аю-ивный источник звука

Рис. 14. Исследование эффекта снижения шума впуска "Ока" на гармонике, соответствующей частоте = 37,5 Гц, с помощью активного источника звука при его постоянной фазе <р - 90" = const

Рис. 15. Исследование эффекта снижения шума впуска "Ока" на гармонике, соответствующей частоте f = 37,5 Гц, с помощью активного источника звука при А = const = 0,00065

Рассмотрены особенности расчета активной компенсации внутри пассажирского салона и кабины водителя автомобиля. Снижение звука в огражденных пространствах может быть теоретически исследовано путем рассмотрения минимизации общей акустической потенциальной энергии. Показано моделирование для чистых тонов в ограниченных пространствах размером, эквивалентным салону автомобиля (1,9 м х 1,1 м х 1,0 м) для диапазона частот возбуждения. Первичное поле генерируется монопольным источником в одном из углов огражденного пространства. Чтобы минимизировать акустическую энергию, используется активный источник в противоположном углу или семь активных источников во всех углах.

Предложена методика составления динамических карт шума и вибрации с учетом низкочастотного характера составляющих, сущность которой заключается в следующем: в определенных точках, расположенных в некоторой шумоопасной зоне (зонах), накапливаются результаты всех предыдущих измерений уровней шума, низкочастотного

звука и вибрации и выдается заключение о динамике изменения шума, низкочастотного звука и вибрации и ближайшей и долгосрочной перспективе.

В четвертой главе приводятся результаты разработки методики экспериментальных исследований характеристик низкочастотного звука и вибрации энергетических установок с использованием активной и гибридной компенсации: низкочастотной вибрации компрессорных установок и присоединённых трубопроводных систем; низкочастотного звука вентиляционных систем; низкочастотного звука и вибрации, генерируемых автомобильным ДВС; активного и гибридного акустического наддува ДВС. Согласно ГОСТ 12.1.023.80* основными шумовыми характеристиками стационарных энергетических установок в низкочастотном диапазоне являются октавные уровни звуковой мощности в октавных полосах со среднегеометрическими частотами 63, 125, 250 Гц и корректированный уровень звуковой мощности (дБА). Допускается применять другие характеристики, установленные стандартами на нормы и методы измерения звука для машин конкретных видов. Значения предельно допускаемых шумовых характеристик энергетических установок и технически достижимые значения шумовых характеристик устанавливают по ГОСТ 12.1.003-83*.

При исследовании вибрационных характеристик энергетических установок следует руководствоваться требованиями ГОСТ 12.1.034-81, ГОСТ 12.4.012-83, ГОСТ 12.1.01290, СН 2.2.4/2.1.8.566-96 и др. Анализ разрушений трубопроводов нагнетательных установок показывает, что они, как правило, происходят вследствие усталости материала труб, поэтому за критерий безопасной работы трубопровода следует принять величину допустимого напряжения в наиболее опасном его сечении. Разрушения трубопроводов под действием вибрации, как показывает опыт эксплуатации, происходят в основном под воздействием продольных напряжений (разрыв по поперечному сечснию), и поэтому необходимо нормировать прежде всего именно эти напряжения. Для выбора параметра вибрации трубопроводов в этом случае удобнее использовать виброперемещения. При выборе точек измерения вибрации трубопроводов автор предлагает включать места присоединения фланцев опор к трубе, так как усталостный разрыв трубопроводов происходит чаще всего в самой трубе на участке присоединения фланца. Кроме того, необходимо учитывать, что вибрации трубопроводов передаются через опоры на фундамент и на присоединенные агрегаты.

Разработана многофункциональная модельная экспериментальная установка для оценки низкочастотных пульсаций и вибрации трубопроводов энергетических установок, в том числе при наличии активной компенсации. Установкой создаются газодинамические колебания давления, вызывающие вибрацию трубопровода. Для ее снижения используется активная система компенсации, содержащая акселерометры, усилитель, блок формирования компенсирующего сигнала, адаптивный фильтр, виброускоритель, полосовой фильтр, усилитель мощности, излучатель компенсирующего сигнала и др. Система использует алгоритм по методу наименьших квадратов. Приведенная конструкция позволяет эффективно исследовать возможность активной компенсации вибрации трубопровода при различных конструктивных параметрах системы компенсации, а также пассивную и гибридную компенсацию вибрации.

Описывается методика экспериментальных исследований активной компенсации низкочастотного звука систем газообмена автомобильного ДВС, активного и гибридного акустического наддува. Общая методика проведения измерений шума систем газообмена автомобильных ДВС должна соответствовать ГОСТ Р 52231-04 и др.

Автором разработана методика экспериментальных исследований снижения низкочастотного шума впуска ДВС с использованием активной системы компенсации при работе двигателя в режиме холостого хода. Функциональная схема экспериментальной системы включает тормозной стенд с установленным на нем двигателем, воздухозаборный патрубок, микрофон, анализатор спектра шума, осциллограф, усилитель, фазовращатель, громкоговоритель, связанный с зоной среза впускного патрубка с

помощью акустической емкости для обеспечения работы громкоговорителя в качестве монопольного излучателя звука, корректирующий фильтр и датчик импульсов. Для устранения влияния корпусного шума двигателя и шума от системы выпуска (впуска) шум впуска (или, соответственно, выпуска) от двигателя следует отводить через шланг в соседнюю комнату, в которой следует проводить измереиия уровня (рис.17). Двигатель может работать как в режиме холостого хода, так и на других режимах в диапазоне частот 1000+6000 об/мин.

При комплексном исследовании

низкочастотного шума и вибрации, генерируемых автомобильным ДВС, и их снижения путем активной компенсации необходимо учитывать как шум и вибрацию, передающиеся от двигателя в салон автомобиля, в том числе и от систем газообмена двигателя, (контрольная точка находится внутри салона автомобиля у изголовья сидения водителя и/или пассажиров), так и внешний шум, передающийся в окружающую среду от излучающих срезов воздухозаборного патрубка и выпускной трубы (контрольная точка может находиться снаружи автомобиля на различных расстояниях от излучающих срезов, при этом возможны измерения как для оценки излучения каждого из срезов, так и их когерентного излучения).

Автором предлагается методика комплексного исследования низкочастотного шума и вибрации, генерируемых автомобильным ДВС, при наличии активной компенсации с использованием различных типов экспериментальных установок. В состав макетной установки активной компенсации низкочастотного звука входят генератор узкополосного звука; фильтры низкочастотные второго порядка (частота среза 250 Гц); усилители низкой частоты выходной мощностью 4 Вт; фазовращатель; громкоговорители; контрольный и измерительный микрофоны; блок формирования активной компенсации шума; акустические волноводы (имитирующие впускной или выпускной патрубки автомобильного двигателя); персональный компьютер; осциллограф и др. В состав натурной установки входят камерные емкости, имитирующие систему "моторный отсек -пассажирский салон" автомобиля, измерительная аппаратура, система формирования характеристик активной компенсации, акустические волноводы, источники звука и др. Излучающие срезы воздухозаборного патрубка воздухоочистителя и выпускной трубы имитируются при помощи монопольных источников звука с необходимыми низкочастотными характеристиками. В состав установки также входят измерительная аппаратура, элементы системы формирования характеристик активной компенсации и др.

Разработана также методика исследования факторов внешнего воздействия на работу устройств активной компенсации звука и вибрации в газоводах энергетических установок. Проведенные автором исследования показали, что эффективность использования активной компенсации в газоводах стационарных энергетических установок (в вентиляционных системах, компрессорных установках, воздуходувках и др.) ограничивается прежде всего воздействием таких факторов, как повышенные давления (статические и динамические) и скорость газового потока. Последствием такого воздействия может стать разрушение конструктивных элементов систем активной компенсации. Для активных излучателей звука, самыми распространенными из которых являются громкоговорители, могут возникнуть повреждения мембраны

громкоговорителей, изменения частотной характеристики и др. Особую опасность представляет воздействие высокого статического давления и резкий его перепад.

3 7

1---а

1 1 1 I >

Рис. 16. Схема экспериментального бокса: 1 - тормозной стенд; 2 - ДВС; 3 - воздухозаборный патрубок; 4 - микрофон; 5 - громкоговоритель; б - шланг

Измерения уровней шума, создаваемых энергетическими установками в селитебной территории, должны проводиться в соответствии с ГОСТ 23337-78*, ГОСТ 20444-85 и др. Однако, по мнению автора, данные методики нуждаются в ряде дополнений. Так, предусмотрено проведение измерений и оценка полученных результатов только по двум категориям: дневное и ночное время. Более полной и качественной, по нашему мнению, была бы оценка по трем категориям: дневное, вечернее и ночное время (именно так, в частности, и оцениваются результаты измерений согласно требованиям методик европейских стран). Кроме того, для более полного использования результатов измерений (например, для последующей разработки мероприятий по снижению звука или более точного прогнозирования изменения звука) желательно знать не просто категорию измеренного звука (дневной, ночной), но и точное время проведения измерений, а по возможности, и другие условия. Далее, необходимо учитывать, какой источник звука оказывает основное воздействие в точке измерения. Если, например, преобладающее воздействие оказывает шум транспортных потоков, то необходимо предварительно установить наиболее шумоопасные зоны селитебной территории с точки зрения воздействия транспортного шума. Как правило, это зоны, близко примыкающие к городским транспортным магистралям. Следует также отметить достаточно высокую трудоёмкость измерений для непостоянного, колеблющегося во времени шума. Поэтому необходимо разработать программное обеспечение, позволяющее автоматизировать процесс обработки полученных значений измерений.

При проведении измерений низкочастотных виброакустических характеристик энергетических установок необходимо осуществлять оценку погрешности результатов измерений. Отсутствие грубых ошибок целесообразно проверять методом Грэббса. Проверка производится для объекта, имеющего максимальное значение уровня звукового давления. Предварительную оценку достоверности исходного числа объектов можно выполнить по коэффициенту вариаций из условия:

IV = —100% г 20%- (13)

А

Ошибка измерений в дБ определяется следующим образом:

ДА (14)

Ып

где - коэффициент Стьюдента.

При измерениях низкочастотных виброакустических характеристик энергетических установок доверительную вероятность необходимо принимать равной 0,68. Используя нормальный закон распределения, можно найти доверительный интервал:

(15)

где N - число измерений.

Пятая глава посвящена описанию результатов экспериментального исследования низкочастотных виброакустических характеристик энергетических установок.

Проведен цикл исследований вибронагруженности поршневых компрессоров и присоединенных трубопроводных систем на модельных установках и в производственных условиях. В цехе №35 ЗАО "Куйбышевазот" в качестве основного объекта исследований был выбран двухступенчатый двухпоршневой вертикачьный компрессор хода и его конструктивные элементы (всасывающий и нагнетательный трубопроводы, фильтр, опоры, фундамент). Измерения были проведены в третьоктавном низкочастотном диапазоне начиная с октавы 2 Гц. Результаты некоторых измерений показаны на графиках рис. 17 и 18. На рис. 19 показаны результаты измерений вибраций компрессорной установки, работавшей под нагрузкой и без нагрузки. Анализ результатов позволяет сделать вывод, что амплитуды колебаний всасывающего трубопровода значительно

превышают допустимые нормы, а основным источником вибрации в трубопроводных системах поршневых компрессоров являются пульсации давления газов в трубопроводах.

В ЗАО "Куйбышевазот" были также проведены исследования вибрационного состояния поршневых компрессоров других типов и их конструктивных элементов. В цехе №27. ЗАО "Куйбышевазот" в качестве основного объекта исследований был взят четырехступенчатый компрессор № 9/01-4 производства ФРГ УЕВ МазЫпепЬап ЬЫЬехЗДасИ марки 4НВ5К 400/620 с максимальным давлением нагнетания р=23 кГ, производительностью Q=6500 м3/час\ а также их конструктивных элементов (всасывающий и нагнетающий трубопроводы, корпус, опоры, фундамент). Результаты измерений на всасывающем трубопроводе представлены на рис. 23 и 24. Анализ результатов показывает превышение вибрации. В низкочастотном диапазоне проявляются колебания на частоте /=12,5 Гц. Наиболее интенсивны вибрации за второй ступенью компрессора.

"1 I 1 *

1 Ь 1

11 1 > / ! „ г /\ А ч

1 1 1 V1 А t

\ и , 1 \л

\ \ у ✓ \»

( ,

.....

Рис. 17. Третьоктавный слектр виброускорений корпуса фильтра компрессора, т. Зг

------ . работа компрессора под нагрузкой

_ - работа компрессора без нагрузки

Рис. 18. Третьоктавный спектр виброускорений всасывающего трубопровода, т. 62

------ _ работа компрессора под нагрузкой

_ - работа компрессора без нагрузки

Ц "/<*

7 £ 5 Ч 3

г \

/6

Х°27 ЗАО "Куйбышевазот" в т.3у (при рабочей нагрузке и без нагрузки)

1 ... ,„. 1 , , ,—,— Номинальна» нагрузка работа хом/уогссфк? <5<з

* — — —*

пат/;

/

\ / г

\ / Л| 1 /

/ V у л А / / /

1 1 -»V 1 к - / / ч X- -V- —- — 1 \

/л А й ¿г 7г Эх. //г '¿к «X /¿к /¿У 24?

¿1 Ч* 6* ¿у Л т»* /¿X л?* йу /У* !5г 162. ¡7а /А ¿и i¿л. Рис. 19. Распределение амплитуд вибраций по точкам измерений

зл

Измерения четырехступенчатых оппозитных угле-кислотных поршневых компрессоров проводились в цехе №4 ЗАО "Куйбы-шевазот" для трех компрессоров фирмы "Маннесманн -Мсер" и их трубопроводов. Были проведены измерения амплитуд

вибросмещений и значений виброскоростей в различных плоскостях (одночисловые значения и октавные спектры). При этом компрессоры работали в режиме полной нагрузки. Анализ результатов измерений (рис. 22) показал превышение нормативов для ряда точек в низкочастотной области, а основным источником вибрации явились пульсации давления газа в трубопроводах.

Автором проведены также исследования вибрационных характеристик винтового компрессора №43 энергетического производства ОАО «АВТОВАЗ». В качестве основного диагностического параметра использовался уровень вибрации на опорах подшипников. Было проведено измерение уровней вибрации на опорах подшипников компрессора в трех направлениях: В - вертикальное; Г - горизонтальное; О - осевое. Для проведения измерений и их анализа использовались следующие приборы фирмы "Брюль и Къер". Измерения среднеквадратичных значений виброскорости были произведены интегральным виброметром 2513 (рабочий диапазон частот по виброскорости от 10 до 10000 Гц). Некоторые результаты измерений уровней вибрации в мм/с приведены в табл.3 и на рис. 23. В ряде измерительных точек наблюдались значительные уровни вибрации в области низких частот, максимальными являются составляющие с частотой вращения привода { = 48,7 Гц.

Рис. 22. 1/12 октавный спектр виброскорости нагнетательного трубопровода углекислотного компрессора в цехе №4 ЗАО "Куйбышевазот", т.9, напр.2

Таблица 3. Результаты измерений уровней вибрации винтового компрессора №43 ЭП ОАО «АВТОВАЗ» (измеряемый параметр - виброскорость, мм/с).

№ п/п 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

В 6,7 7,5 6,0 7,5 1,2 0,9 5,0 2,8 4,2 4,0

Г 6,0 4,5 4,2 7,5 5,2 4,7 6,5 3,5 3,5 5,5

О 9,5 8,5 10,0 10,0 3,5 3,5 9,0 6,7 4,7 6,7

№ п\ -Ц-

—1

- —1п

р=И

1 ' 1 ' 1 1 1 1 —г^г-'-г1 г1- а* :! ОХ ' Гц 1 1 3 л 1 1 1 1 I1 111111111 ВО 3

Рис. 23. 1/12 октавный спектр виброскорости винтового компрессора, т.9г

Экспериментальные исследования снижения низкочастотного шума систем газообмена автомобильных поршневых ДВС проводились с использованием разработанной и изготовленной автором системы активной компенсации. В качестве объекта экспериментального исследования был выбран двигатель ВАЗ-2ЮЗ. Эксперименты были проведены в боксе №5 кафедры "Тепловые двигатели" Тольяттинского политехнического института. Двигатель был установлен на тормозном стенде фирмы "ЗЬепк" и работал в режиме холостого хода. Были исследованы низкочастотные шумовые характеристики в зоне среза впускного патрубка двигателя ВАЗ 2103 в режиме холостого хода на частоте вращения коленчатого вала п = 1000об/мин с выключенной активной системой. При этом для ослабления влияния на ход эксперимента шума выпуска был установлен глушитель с присоединенными к нему шлангом и трубой, через которые отработавшие газы отводились за пределы экспериментального бокса. Уровень мгновенного звукового давления у среза впускного патрубка измерялся микрофоном и определялся на анализаторе спектра. Измерения уровней третьоктавного спектра звукового давления двигателя показали, что наибольшие значения уровня звукового давления наблюдаются на частоте / = 31,5 Гц, соответствующей первой гармонике основной частоты работы двигателя.

Затем были проведены эксперименты по исследованию характеристик различных компенсирующих источников, в результате которых был выбран источник с требуемыми характеристиками. С целью снижения уровня звукового давления именно первой гармоники в сигнале, снимаемом датчиком импульсов, необходимо было устранить влияние остальных гармоник, что достигалось с помощью низкочастотного корректирующего фильтра первого порядка, в качестве которого использовалась КС-цепочка. Использовались также фазовращатель и усилитель. В результате было достигнуто среднее снижение уровня звукового давления первой гармоники основной частоты на 2,5 дБ (рис. 24), максимальное - 5 дБ. Эксперименты для различных вариантов местоположения громкоговорителя на воздухозаборном патрубке показали, что величина измеряемого звукового излучения возрастает при приближении громкоговорителя к срезу патрубка, что совпадает с результатами компьютерного исследования передаточной функции системы активной компенсации.

Рис. 24. Снижение шума впуска на основной частоте работы ДВС при активной компенсации

Проведённый эксперимент показал также, что для обеспечения качественного и стабильного эффекта заглушения следует продумать механизм помехозащищенности системы формирования компенсирующего сигнала от внешних факторов (температура окружающей среды, влажность и т.д.). Для получения рациональной величины уровня звука, излучаемого активным источником, необходимо его излучение непосредственно в зону среза воздухозаборного патрубка.

Проведен также ряд экспериментов по исследованию влияния повышенных давлений на характеристики активных излучателей звука в газоводах различного диаметра, в частности, по оценке влияния быстро возрастающего статического давления на мембрану громкоговорителя. На рис. 25 показана схема экспериментальной установки.

Давление нагнеталось до 15000 Па и выше, а затем снижалось в соединителе 3 с различными временными интервалами. Эксперименты проводились для различных условий: при активных и пассивных громкоговорителях; при нагнетании давления перед громкоговорителем, а измерении в дальней полости кассеты (за громкоговорителем); при измерении разностей давления спереди и сзади от мембраны громкоговорителя и др. Некоторые результаты эксперимента показаны на рис. 26-28.

Рис. 25. Схема экспериментальной установки по исследованию влияния повышенных давлений на характеристики громкоговорителей, создающих активное излучение звука в газоноде энергетической установки: 1 - нагнетатель давления; 2 - трубопровод; 3 - соединитель; 4 - экспериментальный акустический волновод; 5 - электронный микроманометр; б - усилитель; 7 - осциллограф: 8 - отверстие в волноводе и в кассете громкоговорителя; 9 - подвижная мембрана громкоговорителя; 10- громкоговоритель; 11 - кассета громкоговорителя; 12 - двухканальный анализатор; 13 - компьютер; I, II, III - различные варианты расположения датчика давления

О 1 2 Э 4 5 в

Время (с)

Рис. 26. Разница уровней давлений, измеренных в экспериментальном акустическом волноводе и перед мембраной активного громкоговорителя

воо

400 200 о -200 -400

Время (с)

Рис. 27. Разница уровней давлений, измеренных перед мембраной и за мембраной (в дальней

полости, датчик давления расположен в положении Ш) активного громкоговорителя

Рис. 26 показывает резкое возрастание давления спереди от мембраны громкоговорителя (активного источника) и колебания давления с течением времени. Рис. 27 показывает уровень давления в дальней полости активного громкоговорителя (за Время (с) ~ " мембраной), а рис. 28 - тот же уровень для

Рис. 28. Разница уровней давлений, измеренных пассивного громкоговорителя. Можно увидеть,. перед мембраной и за мембраной (в дальней что нестабильности и быстрый рост давления полости) пассивного громкоговорителя происходят только в случае работы

громкоговорителя в качестве активного источника.

В шестой главе рассмотрены проблемы практического использовании систем активной компенсации низкочастотного звука и вибрации газоводных системах энергетических установок. Проведена систематизация существующих конструктивных решений активной компенсации в газоводах энергетических установок. Сделан вывод, что недостатки систем активной компенсации при их применении связаны со значительным влиянием внешних и эксплуатационных факторов, необходимостью высоких энергетических затрат на получение необходимого уровня компенсирующего сигнала, а также в какой-то степени со сложностью и высокой стоимостью активной системы. Каждому из типов энергетических установок присущи свои характерные воздействия внешних и рабочих факторов, наиболее распространенными из которых являются высокая температура, статическое и динамическое давление, агрессивные компоненты среды, вибрация, влажность и др.

Основываясь на результатах проведенных теоретических и экспериментальных исследований, разработаны и апробированы конструкции активных глушителей низкочастотного шума систем газообмена автомобильных двигателей, активного и гибридного акустического наддува, устройства комплексной активной компенсации шума ДВС, конструкции по снижению низкочастотной вибрации газоводных систем энергетических установок.

Разработанная помехозащищённая конструкция активного громкоговорителя в газоводной системе вентиляционной установки показана на рис. 29. Для защиты от воздействия внешних факторов громкоговоритель помещён в помехозащищённый корпус. Для защиты от воздействий повышенных статических давлений в системе предусмотрена дроссельная заслонка, герметично закрывающая сечение газовода, по которому распространяется газовый поток. Для защиты от динамического давления система снабжена датчиком входного сигнала, который в случае выхода значений давления газового потока за допустимый верхний предел посылает сигнал на контрольный узел, приводящий в действие сервомеханизм, шатун которого сдвигает верхнюю пластину металлического защитного слоя. Такая конструкция громкоговорителя позволяет снизить воздействие и других факторов рабочей среды (температура, влажность и др.). Для повышения эффективности при многофункциональной защите система может быть снабжена дополнительными датчиками входного сигнала.

V/V

1л

'///////////'ГУ////////

[й'ЗЬод '

//////////yíSWMi

Jg í ¿tefoscr-ü*

Рис. 29. Помехозащищённый активный громкоговоритель в газоволной системе вентиляционной установки

Сущность разработанной автором системы активной компенсации низкочастотного шума в системах газообмена ДВС, содержащей промежуточный патрубок, патент РФ № 2096651 С1, 1997, заключается в том, что формирование компенсирующего сигнала осуществляется через блок управления генератором звука, анализирующий сигнал датчика частоты двигателя. Компенсирующий сигнал необходимой амплитуды и фазы передается через генератор к громкоговорителю, излучающему звук в зону среза воздухозаборного патрубка. Громкоговоритель соединен с зоной излучения у среза патрубка при помощи дополнительной трубы, для которой выполняется соотношение:

/„=0,8 + 1,2/^,,, (16)

где 1д - длина дополнительной трубы;

Крш, - средняя эффективная длина соединительного патрубка между

воздухоочистителем и клапаном двигателя:

д/,+/,+/,+/« {17)

^íyVAV ^ Ifllf ' 4 '

где /об,,, - длина промежуточного патрубка.

Громкоговоритель 17 излучает компенсирующий звук в зону 12, близкую к срезу воздухозаборного патрубка 11, охватывающую пространство, радиус которого составляет не более двух-трех диаметров воздухозаборного патрубка или не более 1/12 длины волны заглушаемого звука. При этом мощность генератора звука 16 будет минимальной, так как уровни звукового сигнала у среза значительно ниже уровней звукового сигнала системы. Конструкция позволяет автоматически следить за физическими характеристиками поступающего в систему воздуха, а частотная зависимость патрубка между микрофоном и излучающим срезом повторяет частотную зависимость промежуточно) патрубка 18. На рис. 30 показана конструкция, содержащая микрофон 13. Предложена также конструкция без использования микрофона.

Разработана конструкция устройства активной компенсации звукового поля у среза воздухозаборного патрубка воздухоочистителя системы впуска ДВС, содержащего аналоговый элемент адаптивного управления 9 (рис. 31). Устройство дополнительно снабжено усилителем мощности 10, при этом приемник звукового давления размещен в области возбуждения и через усилитель мощности и элемент адаптивного управления подключен к источнику компенсирующих колебаний. Для системы впуска ДВС

Рис. 30. Система активной компенсации, содержащая микрофон, установленный в зоне наименьших помех в воздухоочистителе

Рис. 31. Функциональная схема устройства активной компенсации шума впуска ДВС

возбудитель колебаний выполнен в виде впускного клапана 1, область возбуждения выполнена в виде полости воздухоочистителя 2, приемник звукового давления выполнен в виде микрофона, излучатель звуковой энергии выполнен в виде открытого среза воздухозаборного патрубка 3, а источник компенсирующих колебаний 6 выполнен в виде громкоговорителя с подвижной магнитной системой. Элемент адаптивного управления 9 может быть выполнен в виде индуктивности, при этом величина индуктивности и-коэффициента усиления определяются по формуле:

К_

и'

■К =-

(18)

где:

К ¿г

В К

- коэффициент усиления усилителя мощности пульсаций;

- суммарная величина электромеханической индуктивности, Гн;

- коэффициент пропорциональности;

- площадь поверхности мембраны громкоговорителя, м2;

- площадь поперечного сечения воздухозаборного патрубка, м2;

- длина воздухозаборного патрубка, м.

Осуществлена опытная апробация разработанных конструкций активной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводах энергетических установок. Была разработана и изготовлена макетная установка аналоговой системы активной компенсации низкочастотного звука "Энерджи Саунд", в состав которой входят генератор узкополосного шума, фильтры низкочастотные второго порядка (частота среза 250 Гц), усилители низкой частоты выходной мощностью 4 Вт, фазовращатель, активный и пассивный громкоговорители, контрольный и измерительный микрофоны, акустические волноводы (имитирующие впускной или выпускной патрубки автомобильного ДВС), осциллограф и др. Электронная схема активного компенсатора звука показана на рис. 32.

О

-ЙЬ-

~пг

т:

Рис. 32. Электрическая схема активного компенсатора звука

Основные результаты опытной апробации:

- 1,6-2 кратное снижение амплитуды шумового сигнала при расстояниях активного излучателя от зоны компенсации от 100 до 60 см;

- 3,5-4 кратное снижение амплитуды шумового сигнала при расстояниях активного излучателя от зоны компенсации от 30 до 10 см;

- Изменение эффекта снижения звука при различных геометрических размерах излучающего и компенсирующего акустических волноводов.

- При одновременном снижении низкочастотного звука, создаваемого когерентным излучением от двух излучающих волноводов, достигалось двухкратное снижение амплитуд звукового сигнала для каждого из волноводов.

Автором также разработаны экспериментальные установки для исследований активной компенсации шума газообмена ДВС на динамометрическом стенде. В качестве объекта исследований использовался двигатель ВАЗ-11183. На тональной составляющей 75 Гц при работе двигателя ВАЗ-11183 с постоянной скоростью 80 км/ч (2250 об/мин) достигался эффект компенсации до 25 дБ.

Сущность конструкции комплексной активной компенсации шума впуска и выпуска ДВС (патент РФ № 2240427, опубл. в бюлл. №39, 20.11.2004 г.) заключается в том, что ДВС 1 содержит воздухоочиститель, впускной 6 и подводящий к цилиндрам 2 патрубки, выпускной патрубок 8 и систему формирования компенсирующего сигнала, включающую двунаправленный источник звука 5, соединенный с впускным патрубком и с выпускной трубой посредством акустических волноводов 7 и 9. Колебания мембраны громкоговорителя 5 задаются блоком управления 10, содержащим амплитудную и фазовую информацию режима компенсации, причем мембрана излучает звуковые волны в противоположных направлениях в противофазе. Двунаправленный источник звука выполнен в виде громкоговорителя, заключенного в герметичную камеру, причем мембрана громкоговорителя герметично разделяет полость камеры на две части, образуя направление прямого и противоположного излучения. На рис, 33 представлена принципиальная схема системы.

Разработано устройство комплексного снижения низкочастотного шума транспортного средства, оснащённого ДВС, с использованием активной компенсации. Устройство содержит многоканальную систему формирования компенсирующего сигнала, в состав которой входят блок управления 1, адаптивный фильтр (или фильтры), а датчики звука и вибрации 7, установленные в местах генерации звука и вибрации, корректируют настройку адаптивного фильтра и выявляют наличие первичных и остаточных шума и структурной вибрации; при этом система формирования компенсирующего сигнала содержит контур I, учитывающий когерентное излучение шума свободными срезами воздухозаборного патрубка воздухоочистителя 3 и хвостовой трубы глушителя системы выпуска 6 и образуемый каналами, соединенными со впускным патрубком и с выпускной трубой посредством акустических волноводов 9 и 10, излучающих компенсирующие

Рис. 33. Схема системы активной компенсации шума газообмена ДВС

Рис. 34. Схема устройства комплексного снижения низкочастотного шума и вибрации транспортного 'средства, оснащённого ДВС

звуковые сигналы в зоны компенсации вблизи от свободных срезов воздухозаборного патрубка и выпускной трубы, а геометрические характеристики акустических волноводов подобраны таким образом, чтобы обеспечить передаточные функции, позволяюшие получить максимальную эффективность снижения шума впуска и выпуска; контур И, образуемый каналами, соединёнными с источниками активной компенсации звука 8 и гасителями структурного шума и вибрации, передающихся от корпуса, опор и других элементов двигателя в окружающую среду и в пассажирский салон, при этом учитывается взаимосвязь виброакустических полей моторного отсека 4 и пассажирского салона 5 автотранспортного средства; контур Ш, образуемый каналами, соединенными с источниками активной компенсации звука и гасителями структурного шума и вибрации в пассажирском салоне; а также другие контуры, обеспечивающие комплексное снижение низкочастотного шума транспортного средства и повышающие его эффективность; при этом элементы системы формирования компенсирующего сигнала (датчики звука и вибрации, адаптивный фильтр (или фильтры), преобразователи, источники активной компенсации звука и вибрации и др.) устанавливаются в зонах наименьшего воздействия внешних факторов. Устройство также содержит звуковибропоглощающие и звуковиброизолирующие материалы для снижения шума в диапазоне средних и высоких частот. На рис. 34 представлена схема транспортного средства, оснащенного ДВС, с устройством комплексного снижения шума.

Осуществлена опытная апробация комплексного активного снижения низкочастотного звука и вибрации автомобильных ДВС. В этих целях автором была разработана опытная установка, в состав которой входят металлические камерные емкости, имитирующие систему "моторный отсек - пассажирский салон" автомобиля и близкие по своим геометрическим характеристикам к реальным прототипам (камера "Моторный отсек" имеет размеры 0,8x1,0x0,8м, камера "Салон" - 2,0x1,25x1,25 м), измерительная аппаратура, система формирования аптишумовых характеристик, акустические волноводы, источники шума и др. Основные частоты камеры "Салон" соответствуют: /, = 137/"ц, /2 = 274Гц . На рис. 35 показана опытная установка комплексного снижения шума автотранспортного средства, оснащённого ДВС, находящаяся в испытательном боксе №8 НИЛ "Виброакустика, экология и безопасность жизнедеятельности" Тольяттинского государственного университета.

На рис. 36 показаны схемы опытного исследования активной компенсации низкочастотного шума впуска и выпуска ДВС и достигнутые эффекты компенсации. На рис. 37 показаны схема и результаты опытной апробации одновременной активной

Рис. 35. Общий вид опытной установки комплексного снижения шума ДВС

компенсации низкочастотного шума впуска и выпуска. Была также разработана опытная установка по активной компенсации шума ДВС внугри пассажирского салона для реальных условий.

В целях опытной проверки эффективности конструкции по патенту РФ № 2240427 была разработана, изготовлена и испытана конструкция комплексного помехозащищенного активного излучателя звука. Эффект компенсации уровня звукового давления на излучающем срезе воздухозаборного патрубка при работе имитатора активной компенсации, содержащего двунаправленный источник компенсации, составил на основной частоте 12 дБ. Одновременно был достигнут эффект активной компенсации уровня звукового давления на выпуске, равный 11 дБ.

13 о

120 1*0 220 280 Частота, Гц

Частота, Гц

Рис. 36. Схема опытной апробации активной компенсации низкочастотного шума впуска и полученные

результаты

с=0>

I р =1=]

м

г I?

* 5.АД

2

о

>0 120 180 220 280 Часто га, Гц

■а»

. 40

Й » £ 20

ю

о

п

~~{

И и

20 НО 120 180 220 280

Частота, Гц

Рис. 37. Схема и результаты опытной апробации активной компенсации шума впуска и выпуска

Автором разработаны устройства активного и гибридного акустического наддува (патенты РФ № 2241128, опубл. в бюлл. №40, 27.11.2004 г., и № 2256807, опубл. в бюлл. №20, 27.07.2005 г.). Устройство активного акустического наддува ДВС содержит впускной трубопровод, подводящие к цилиндрам патрубки, при этом во впускной трубопровод вмонтирован по меньшей мере один излучатель звука, связанный с

электронным блоком управления и излучающий звук в пространство впускного трубопровода таким образом, чтобы достичь максимального эффекта усиления давления потока газа при поступлении заряда газовоздушной смеси в цилиндр двигателя при впуске либо разрежения вблизи выпускного клапана в конце процесса выпуска в момент перекрытия клапанов путем интерференции волн давления основного воздушного потока, поступающего в систему впуска, и звукового давления, создаваемого устройством акустического наддува. Необходимые для достижения эффекта амплитудно-частотные характеристики излучателя звука вырабатываются электронным блоком управления и подаются на излучатель в заданный момент времени. На рис. 38 представлена общая схема системы впуска ДВС, содержащей устройство активного акустического наддува. На рис. 39 показано возможное расположение устройства активного акустического наддува во впускном трубопроводе.

_1 J

чТ'гкТ

_ Г

--------Н-. + .-Н

Л ^

у \ Динами* \ Клок упраялсния

Блок управления

Рис. 38. Обшая схема системы впуска ДВС, Рис.39. Расположение устройства активного

содержащей устройство активного наддува наддува во впускном трубопроводе

Эффективная работа устройства достигается при оптимальном количестве и расположении источника (источников) звука, оптимальной длине И поперечном сечении трубопроводов, фазы газораспределения и время-сечения впускных и выпускных клапанов. Оптимальная длина трубопровода определяется своевременным приходом волны сжатия или разрежения перед закрытием клапана соответственно для впускной и выпускной систем. Своевременный приход волны зависит от соотношения скорости ее распространения, длины трубопровода, длительности открытия клапана. Совместное влияние факторов на приход волны учитывается критерием Струхаля Использование устройства позволяет как повысить эффективность наддува и увеличить мощность двигателя, так и снизить токсичность отработавших газов.

Сущность устройства гибридного акустического наддува заключается в том, что наддув ДВС осуществляется с-использованием акустического излучателя, связанного с системой формирования амплитудно-частотных характеристик активного акустического наддува и излучающего звук в систему впуска двигателя таким образом, чтобы достичь максимального эффекта усиления давления потока газа при поступлении заряда газовоздушной смеси в цилиндр двигателя при впуске либо разрежения вблизи выпускного клапана в конце процесса выпуска в момент перекрытия клапанов путем интерференции или суперпозиции волн давления основного воздушного потока, поступающего в систему впуска, и звукового давления, создаваемого устройством акустического наддува, при этом необходимые для достижения эффекта амплитудно-частотные характеристики излучателя звука вырабатываются системой формирования амплитудно-частотных характеристик активного акустического наддува и подаются на излучатель в заданный момент времени, а геометрические, акустические и иные характеристики элементов системы впуска двигателя подобраны таким образом, чтобы обеспечить максимальную эффективность наддува в сочетании характеристик данных пассивных элементов с активным акустическим излучением, или путём гибридного

акустического наддува, при этом устройство связано с датчиком режима работы двигателя, а активный излучатель звука имеет такое местоположение и такие акустические характеристики, что в сочетании с характеристиками пассивных элементов системы впуска двигателя внутреннего сгорания при максимальном эффекте наддува обеспечиваются минимальные энергозатраты на формирование активного акустического излучения, максимальная помехозащищённость к воздействию внешних факторов, отсутствие нежелательных резонансных и других явлений, снижающих эффективность наддува.

Разработало устройство активной компенсации вибрации энергетических установок, в котором исполнительный элемент активной части связан параллельно (через гидравлический демпфер) с пружиной пассивной секции системы компенсации вибрации. С помощью такой конструкции параллельной системе компенсации вибрации можно получить существенно габариты устройства при его высокой эффективности. Из знания силы, передаваемой гидравлическим принимающим цилиндром, и скорости поршня, мы можем оценить мощность (энергию), необходимую для работы параллельных систем компенсации вибрации. Средняя мощность Р определяется из соотношения:

1 1

где Л/Д,(г) - функция поперечной взаимосвязи силы, передаваемой принимающим цилиндром, и скорости поршня в цилиндре.

Для снижения вибрации всасывающего трубопровода, обусловленной пульсациями давления потока газа, автором разработаны компактные конструкции гасителей низкочастотных пульсаций: пустотелого гасителя с податливыми стенками, мембранно-пружинчатого и резонансного гасителей.

Рис. 40. Устройство гасителя колебаний и установка резиновых жгутов на каркасе

Рис. 41. Рабочее равновесное положение мембраны при компенсации колебаний давления газа

Гаситель колебаний давления системы всасывания поршневой машины, авторское свидетельство СССР N 1789748 А1, БИ №3, 1993, состоит из ёмкости переменного объема, снабженной жесткими стенками, на одной из которых смонтирован по крайней мере один подводящий патрубок, связывающий полость ёмкости с атмосферой, а на другой - по крайней мере один отводящий патрубок, связывающий полость емкости с цилиндром поршневой машины. Емкость образована пространственным каркасом, закрепленным на названных жестких стснках. Каркас обтянут оболочкой из мягкого неупругого материала, например ткани, с возможностью провисания её между элементами каркаса, при этом величина изменения объема ёмкости превышает величину рабочего объема цилиндра поршневой машины. При таком конструктивном исполнении

происходит эффективная компенсация импульсов давления в системе всасывания. При этом незначительная масса оболочки обуславливает малую инерционность гасителя, что в конечном итоге повышает эффективность гашения колебаний при динамических нагрузках,

Для обеспечения работоспособности гасителя необходимо, чтобы масса единицы площади материала оболочки удовлетворяла следующему выражению:

т<р.1.±(20)

где: т - масса единицы площади материала оболочки, кг/м2, р - плотность воздуха, кг/м3, I - длина подводящего патрубка, м,

- площадь оболочки, м2, Рр1/К - площадь сечения подводящего патрубка, м2.

На рис. 41 показаны устройство гасителя колебаний и вариант возможной установки резиновых жгутов на элементе каркаса.

Область применения пустотелого гасителя колебаний с податливыми стенками ограничена невысокими избыточными давлениями газа в трубопроводе, на котором он установлен. Как правило, этот гаситель может устанавливаться лишь на всасывающем трубопроводе компрессора. Автором разработана конструкция мембранно-пружинчатого гасителя колебаний давления в трубопроводе поршневой машины, с помощью которой можно обеспечить работу гасителя при более широких диапазонах давления (патент РФ № 2065121 кл. 6 Р 16 Ь 55/04, И 04 В 39/00, 1996). Отличие конструкции заключается в том, что для снижения колебаний давления газа в трубопроводе поршневой машины используется гаситель переменного объема, осуществляющий связь с магистралью через герметично подвешенную легкую подвижную мембрану, соединенную с упругим высокоподатливым элементом, например мягкой пружиной сжатия, ограничиваемым сверху мембраной, а снизу - ограничительной поверхностью. Поддержание вблизи рабочего равновесного положения мембраны осуществляется за счет регулирования внешнего поджатия упругого элемента (рис. 41). При таком конструктивном исполнении, за счет колебаний мембраны и пружины, происходит эффективная компенсация импульсов давления в прилегающем трубопроводе. При этом упругие свойства пружины позволяют обеспечить эффективную работу гасителя колебаний при более высоких давлениях в трубопроводе. Для ограничения колебаний мембраны относительно рабочего равновесного положения при колебаниях давления в магистрали сверху и снизу от мембраны выполнены ограничительные упоры.

Для обеспечения работоспособности гасителя необходимо, чтобы для рабочего равновесного положения мембраны выполнялись следующие соотношения:

к~Н, (21)

5

где: И - расстояние между нижним ограничителем колебаний мембраны и ее рабочим равновесным положением, м;

КА - рабочий объем цилиндра поршневой машины, м3;

5 - площадь поверхности мембраны, м2;

Н - расстояние между верхним ограничителем колебаний мембраны и ее рабочим равновесным положением, м.

Поддержание постоянного рабочего равновесного положения мембраны при изменении давления в магистрали достигается путём использования инерционного датчика положения мембраны со временем запаздывания, значительно превышающим продолжительность рабочего цикла поршневого компрессора, и исполнительного механизма. Мембрана связана с упругим высокоподатливым элементом через подвижные соединители, перемещаемые механически, например, штоки.

Разработана также система снижения низкочастотной вибрации в трубопроводах энергетических установок при транспортировке текучих и газообразных сред по трубопроводу (патент РФ № № 2245487, опубл. в бюл. №3, 27.01.2005 г.). гаситель колебаний выполнен в виде емкости, образованной межтрубным пространством между внутренней поверхностью дополнительного трубопровода, установленного снаружи основного трубопровода на протяжении всей его длины, и внешней поверхностью основного трубопровода, являющимися соответственно внешним и внутренним каркасами гасителя, при этом пространство емкости заполнено газом с определенными физическими свойствами, а по меньшей мере одна эластичная стенка внутреннего трубопровода содержит подвижную мембрану, причем для давления и плотности газа в объеме емкости выполняются следующие соотношения:

Рх=Рг> < Рг (22)

где р, и р1 - соответственно плотность и давление газа в пространстве гасителя,

кг/м3 и Па; р2 и р2 - плотность и давление газа в магистрали основного трубопровода, кг/м3 и Па.

Также произведен расчет параметров и разработаны конструкции резонансного гасителя низкочастотных пульсаций в трубопроводах энергетических установок.

Осуществлена расчетная апробация разработанных конструкций гасителей низкочастотных пульсаций. Расчетная схема для оценки параметров пустотелого гасителя с податливыми стенками содержит поршневой компрессор, гаситель, трубу 1, фильтр и трубу 2. Колебания давления для различных значений конструкционных параметров рассчитывались в сечениях 1 и 2. В качестве обобщенного оценочного параметра была выбрана величина 5:

5 =-

"'•К.,

(м /кг)

(23)

где - площадь податливых стенок емкости, м ;

Ртр - площадь сечения трубы, м2; т - масса квадратного метра ткани, кг/ м2.

? [А,

60 ■ /ИВ

а ■Л!

40 10

31 ы

¿3 /1

/и а

0

I

^___ ГГ.'ХГТ ч , ~ ,т„ /¿■¿к? МП

Рис. 42. Уменьшение амплитуд колебаний во впускной трубе при установке гасителя (сечение 1)

м }о

¿г

за

--- ___ — ,__. ^ „ /¿><0

я /а 42 --- Ч____ — — — -" •*■ * * ■ ^ Ц и "•ПГС" 400 /09

0 с £ 6 /а к * М /6

Рис. 43. Изменение амплитуд возбуждающих сил в сечении 2

Расчёт осуществлялся при помощи системы уравнений, описывающих элементы системы при гармоническом возбуждении с постоянными частотами от компрессора при различных значениях оценочного параметра 5. Полученные результаты сравнивались с результатами расчета без ёмкости. Итоги этого сравнения представлены на рис. 42 и 43.

На первом рис. дано уменьшение амплитуд возбуждающих сил в сечении 1 на

Р>

втором - в сечении 2 Как видим, достигается значительный эффект снижения

Рг

пульсаций при одновременном уменьшении объёма ёмкости.

О-

¿¿■ее

\

V,

Рис. 44. Соединительная труба частично находится внутри резонатора

Проведена также расчетная оценка эффективности резонансного гасителя низкочастотных пульсаций. При этом разработаны и оценены различные варианты

«г * е 8 <е « ' и <£ <* ¿¡7 j

Рис. 45. Оценка эффективности ослабления вибрации

установки резонатора. Было установлено, что самым оптимальным с точки зрения монтажа и эффективности работы является вариант, изображенный на рис. 44.

Для подтверждения правильности выбранных заглушающих объемов и оценки эффективности разработанной конструкции резонансного гасителя был проведен компьютерный расчет. Результаты расчетов представлены на рис. 45. На частоте 12,5 Гц эффект снижения с помощью разработанной конструкции составляет 35 дБ.

Седьмая глава посвящена рассмотрению особенностей и проблем практического

использования активной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

Описывается опыт практического внедрения результатов работы. Описано разработанное автором программное обеспечение по расчёту снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок и его практическая реализация.

Программное обеспечение "Пайплайн" позволяет исследовать виброакустическое состояние газоводных систем энергетических установок различных типов путём расчета пульсаций давления и колебательной скорости газа в сечениях линейной газоводной акустической системы, а также тока и напряжения в электрической цепи четырехполюсников.

Программа "Плант" написана для среды MATLAB® и операционных систем Windows®. Она позволяет оценивать как акустические характеристики впускных и выпускных систем ДВС, так и наполнение цилиндра при активном наддуве. "Плант" базируется на концепции акустических матриц передачи, где элементы (объёмы, длины и т.д.) впускных и выпускных систем могут быть представлены простыми 2x2 матрицами (метод четырёхполюсников). Программное обеспечение позволяет оценить вносимые потери во впускной системе ДВС для различных параметров воздухоочистителя. Пример расчета для основной частоты работы двигателя показан на рис. 46. Расчеты хорошо согласуются с экспериментальными данными.

Программное обеспечение "Sound-City-Test" позволяет осуществлять исследования результатов измерения шума в жилой зоне и его прогнозирование, в том числе составлять карты шума, низкочастотного звука, инфразвука и вибрации жилых и производственных участков. Автором с использованием программного построены карты шума, низкочастотного звука и

30 28 26 24

22 20

/

¡30

....

1

то

Рис. 46. Расчет вносимых потерь во впускной системе ДВС для различных

параметров вочдухоочистителяП -V = 5,2 л, 2-У = 3,8 л, 3- У = 2,4 л)

обеспечения "Sound-City-Test" инфразвука селитебной территории г. Тольятти.

Рис. 47. Эффект снижения виброперемещений трубопровода 4-ст. компрессора цеха №27 ЗАО "Куйбышевазот" в т. Зх

-л

/ к-

/

и л Ч , А /

-V .—/

1 л с. . 1 т . .1. 1 .. 1.1 1 X. ...

- -а 5 * ~ з"-"« я«* « я 5 ® § з * 18

Рис. 48. Эффект снижения виброускорений корпуса фильтра компрессора цеха 35 ЗАО "Куйбышевазот", т. 47

Описан опыт снижения низкочастотного звука и вибрации на рабочих местах промышленных предприятий. Так, был осуществлен комплекс мероприятий по снижению вибраций компрессорных установок в ЗАО "Куйбышевазот", в т. ч.:

- Увеличение жесткости верхней плоскости воздушного фильтра путем приварки уголков (ребер жесткости);

- Установка дополни-тельной опоры;

- Развязка всасывающего и нагнетательного трубопроводов путем устранения жесткой связи всасывающего трубопровода с опорами;

- Увеличение жесткости элемента опоры, на • который опирается трубопровод, путем установки усилителей под трубопроводы;

Связка опор.

Внедрение вышеуказан-ных мероприятий дало эффект снижения вибрации до 16 дБ. Эффект снижения виброперемещений трубопровода четырехступенчатого компрессора цеха №27 ЗАО "Куйбышевазот" в т. Зх (третьоктавный спектр) показан на рис. 47. Эффект снижения виброускорений корпуса фильтра двухступенчатого компрессора в цехе 35 ЗАО "Куйбышевазот" в т. 4г показан на рис. 48.

Разработана конструкция резонатора для конкретных производственных условий (рис. 49). Конструкция резонатора компактна, отличается простотой изготовления и не требует значительного расхода металла.

РоЗроЗрюомя /с Ом ¿1 из

5_резеда /пера

-

Рис. 49. Конструкция резонатора с реальными размерами

Разработаны и внедрены мероприятия по снижению шума и вибрации рабочих мест ЗАО "ВЭМ-1". С использованием устройства активной компенсации снижен шум вентиляционной установки Ц4-70 пункта окраски ЗАО "ВЭМ-1" (рис. 51).

Рис. 51. Схема установки активного глушителя шума на рабочем месте оператора окраски монтажно-заготовительного участка ЗАО "ВЭМ-1"

Испытан опытный образец активного глушителя низкочастотного шума вентиляционной установки пункта окраски (рис. 52), с использованием которого достигнут общий эффект снижения производственного шума на рабочем месте оператора покраски ЗАО "ВЭМ-1", равный 2 дБА (в том числе на основной частоте работы вентилятора эффект снижения шума составил 5 дБА, что позволило приблизить шум на рабочем месте к нормативным требованиям.

Автором также разработан комплекс мероприятий по снижению воздействия транспортного шума на селитебную территорию г. Тольятти.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Комплекс проведенных теоретических и экспериментальных исследований представляет собой практические решение актуальной проблемы снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

2. Теоретические исследования позволили:

- предложить обобщенную классификацию методов снижения низкочастотного шума и вибрации энергетических установок; разработать с использованием проведенного патентного анализа методологические основы классификации активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок;

- создать методику комплексного снижения внешнего и внутреннего шума транспортного средства, генерируемого ДВС, разработать теоретические основы многофункциональной активной компенсации, активного и гибридного акустического наддува ДВС;

- разработать математические модели и методики расчета элементов и систем газообмена и глушителей низкочастотного звука и вибрации энергетических установок при наличии активного компенсирующего воздействия с использованием аналитического и численного моделирования, исследовать передаточную функцию системы активной компенсации низкочастотного звука газообмена энергетической установки;

- предложить методику составления динамических карт шума и вибрации с учетом низкочастотного характера составляющих;

- разработать методики проведения экспериментальных исследований характеристик низкочастотного звука и вибрации энергетических установок с использованием активной

и гибридной компенсации: низкочастотной вибрации компрессорных установок и присоединённых трубопроводных систем; низкочастотного звука вентиляционных систем; низкочастотного звука и вибрации, генерируемых автомобильным ДВС; активного и гибридного акустического наддува ДВС.

3. Экспериментальные исследования позволили установить, что:

- основной причиной превышения нормативных величин вибрации поршневых компрессоров и их трубопроводов в ЗЛО "Куйбышевазот" являются газодинамические пульсации давления в трубопроводных системах;

- для винтового компрессора №43 в энергетическом производстве ОАО «АВТОВАЗ» во всех измерительных точках наблюдаются значительные уровни вибрации в области низких частот, максимальными являются составляющие с частотой вращения привода;

- достигнут средний эффект активной компенсации уровня звукового давления на впуске двигателя ВАЗ 2103 для основной частоты, равный 2,5 дБ, при работе двигателя в режиме холостого хода на испытательном стенде;

- эффективность активной компенсации шума впуска ДВС возрастает при размещении источника компенсации в зону, близкую к излучающему срезу;

- резкое повышение давления оказывает значительное влияние на работу активного громкоговорителя, существенно снижая эффективность его работы.

4. Основные результаты теоретических и экспериментальных исследований нашли следующее применение:

- разработаны и прошли расчетную и опытную апробацию эффективные устройства активной компенсации шума газообмена ДВС, активного и гибридного акустического наддува ДВС, комплексного снижения шума ДВС; гасителей низкочастотных пульсаций давления и вибрации компрессорных установок;

- разработан комплекс программ по расчету распространения и снижению низкочастотного звука и вибрации, обработке экспериментальных данных уровней звука на селитебной территории и составлению шумовых карт, возможность применения которого обоснована в диссертации:

а) программное обеспечение "Пайплайн" (акт внедрения в ЗАО "Куйбышевазот" и справка об использовании в научно-техническом центре ОАО "АВТОВАЗ");

б) программное обеспечение "Энерджи" (справка об использовании в научно-техническом центре ОАО "АВТОВАЗ");

в) программное обеспечение "Саунд-сити-тест" (акт внедрения мэрии г. Тольятти);

- разработаны и внедрены эффективные помехозащищённые конструкции активных низкочастотных компенсаторов низкочастотного шума при распространении газовых потоков для вентиляционных систем (акт внедрения активного глушителя вентиляционного шума в ЗАО "ВЭМ-1"), модульные системы впуска ДВС, содержащие устройства активного и гибридного акустического наддува, а также активной компенсации шума систем газообмена ДВС (справка об использовании в научно-техническом центре ОАО "АВТОВАЗ"), резонансного гасителя и других мероприятий по снижению низкочастотных пульсаций давления и вибрации компрессорных установок и технологического оборудования (акты внедрения в ЗАО "Куйбышевазот" и производстве технологического оборудования ОАО "АВТОВАЗ");

- разработан комплекс мероприятий по снижению воздействия низкочастотного звука и вибрации энергетических установок на селитебную территорию (акт внедрения мэрии г. Тольятти).

Использование основных результатов работы позволяет проектировать эффективные компактные конструкции пассивных, активных и гибридных глушителей низкочастотного шума и гасителей пульсаций давления в системах газообмена энергетических установок различных типов, уменьшить акустическое загрязнение окружающей среды, повысить надежность эксплуатации энергетических установок и улучшить условия труда на производстве.

СПИСОК ОСНОВНЫХ РАБОТ, ОПУБЛИКОВАННЫХ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

Основное содержание диссертации отражено в 160 печатных работах, в том числе:

1. Васильев A.B. Акустическое моделирование и комплексное снижение шума автомобильных двигателей внутреннего сгорания: Монография - Самара: Издательство Самарского научного центра РАН, 2004. - 296 с.

2. Васильев A.B. Снижение низкочастотного шума и вибрации в газоводах энергетических установок с использованием метода активной компенсации: Монография - Санкт-Петербург, издательство Санкт-Петербургского политехнического университета, 2004. -294 с.

3. Васильев A.B. Акустика автомобильных двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. Гриф Минобрнауки РФ. г. Тольятти, изд-во Тольяттинского государственного университета, 2005 г., 284 с.

4. Васильев A.B., Шипов Д.А. Акустический наддув автомобильных двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. Гриф УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов, г. Тольятти, изд-во Тольяттинского государственного университета, 2004 г., 132 с.

5. Васильев A.B., Васильева Л.А. К вопросу о системном обеспечении экологической безопасности в условиях современного города. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, том 5, №2, июль - декабрь 2003 г., с. 363-369.

6. Васильев A.B. Снижение низкочастотного шума и вибрации силовых и энергетических установок. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, том 5, №2, июль -декабрь 2003 г., с. 419-430.

7. Васильев A.B. Классификация систем активной компенсации шума и вибрации. В ежемесячном научном журнале "Наука - производству", №4, апрель 2004 г., с. 63-65.

8. Васильев A.B. Снижение шума транспортных потоков в условиях современного города. В ежемесячном научно-техническом журнале "Экология и промышленность России", №6, июнь 2004 г., с. 37-41.

9. Васильев A.B. Снижение низкочастотной вибрации трубопроводов энергетических установок. В ежемесячном научном журнале "Наука - производству", №8, август 2004 г., с. 68-70.

10. Васильев A.B. Электронные глушители аэродинамического шума ДВС. Современное состояние и перспективы. В ежемесячном научно-техническом журнале «Автотракторное электрооборудование», №4,2004 г., с. 30-33.

11. Васильев A.B. Перспективы использования активной компенсации для снижения низкочастотного шума и вибрации в условиях производства. В ежемесячном научно-производственном журнале "Безопасность труда в промышленности", №10, 2004 г., с. 4751.

12. Васильев A.B. Расчет и снижение внутреннего шума и вибрации автомобилей. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, т.6, №2(12), 2004 г. июль -декабрь, с. 389-398.

13. Васильев A.B., Шевченко Д.П. Моделирование, расчет и мониторинг шума транспортных потоков. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, т.6, №2(12), 2004 г. июль - декабрь, с. 399-407.

14. Васильев A.B. Активная компенсация низкочастотного шума систем газообмена автомобильного двигателя. В ежемесячном научно-техническом журнале «Автотракторное электрооборудование», №1,2005 г., с. 33-37.

15. Васильев A.B. Анализ шумовых характеристик селитебной территории г. Тольятти. В ежемесячном научно-техническом журнале "Экология и промышленность России", №4, апрель 2005 г., с. 20-24.

16. Васильев A.B. Мониторинг физических полей урбанизированных территорий: современные подходы, проблемы, перспективы. В специальном выпуске "ELPIT-2005"

научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.1, с. 111-118.

17. Васильев А.В., Шевченко Ю.Н. Особенности гибридного акустического наддува. В специальном выпуске "ELPIT-2005" научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.1, с. 204-208.

18. Чернов Н.С., Васильев А.В. Особенности влияния вибрации при эксплуатации теплообменных аппаратов. В специальном выпуске "ELPIT-2005" научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.2, с. 89-92.

19. Васильев А.В., Сорока И.В. О повышении вибропрочпостной надежности и виброизоляции автомобильных двигателей внутреннего сгорания. В специальном выпуске "ELPIT-2005" научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.2, с. 146-148.

20. Шевченко Д.П., Васильев А.В. Программное обеспечение для автоматизированной системы экологического мониторинга физических загрязнений урбанизированных территорий. В специальном выпуске "ELPIT-2005" научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.2, с. 292-295.

21. Васильев А.В. О снижении низкочастотного шума автомобиля путем комплексного использования активного шумоподавления. В электронном журнале "Техническая акустика" Восточно-Европейской ассоциации акустиков, <http://webcenter.in/~eeaa/eita> 2(2002) 10.1-10.7, СПб, 30 сентября 2002 г. С.: 8.

22. Starobinski R.N., Vassiliev A.V. Automobile piston internal combustion engine intake noise reduction using active noise control system // Proceedings of the Second International Symposium "Transport Noise and Vibration", St. Petersburg, Russia, October 4-6, 1994, pp. 8386.

23. Vassiliev A.V., Starobinsky R.N., Bakharev N.P. Low-Frequency Automobile Intake Noise Reduction Using Active Noise Control Systems. Proc. of 15th International Congress on Acoustics, Trondheim, Norway, 1995 June 26-30, Volume 2, pp. 327-330.

24. Vassiliev A.V. Compact active noise control units for automobile intake low-frequency noise attenuation. Proc. of "ACTIVE-97" Symp., Budapest, Hungary, August 21-23 1997, p.587-594.

25. Vassiliev A.V., Starobinski R.N., Ryabov V.M. Piston machine pipelines vibration attenuation using compact low-frequency pulsations damper. Proc. of "Inter-Noise 97" International Congress, Budapest, Hungary, August 25-27 1997, volume 2, pp.639-642.

26. Vassiliev A.V. Membrane-spring damper of low-frequency gas dynamic pulsation - Proc. of "Transport noise and vibration" International EAA/EEAA Symposium, Tallinn, June 8-10 1998, pp.43-46.

27. Vassiliev A.V. About acoustic design of piston machines gas-exchange systems. Proceedings of the Fifth International Scientific-Technical Conference on Internal Combustion Engines and Motor Vehicles "MOTAUTO'98", Sofia, Bulgaria, 1998 October 14-16, Volume 4, pp.204-209.

28. Vassiliev A.V., Mokrinski A.V. Transfer path analysis of automobile engine noise transmission into the passenger compartment and its reduction using active silencers. Proceedings of the 5th International Symposium Transport Noise and Vibration", 6-8 June 2000, St. Petersburg, Russia, P:4.

29. Ogarkov A. A., Vassiliev A.V., Voltchonkov V.I. About the experience of low-rotated piston compressor units vibration reduction. Proc. of the 29 International Congress on Noise Control Engineering "Inter-noise 2000", Nice, France, 2000 August 27-30, Volume 6, pp.3932-3936.

30. Vassiliev A.V. Automobile engine low frequency noise reduction by complex using of active noise control method: Proc. of "ISMA 25" the International Noise and Vibration Conference, Leuven, Belgium, September 13-15 2000: Vol.1, pp. 37-44.

31. Vassiliev A.V., Iliazov E.K., Mokrinski A.V. Investigations of piston compressor pipelines reduction. Proc. of 8th Intem. Congress on Sound and Vibration, I long Kong, China, July 4-6, 2001, Volume 5, p. 2827-2834.

32. Vassiliev A.V. Acoustic Pressure Charging of Internal Combustion Engines. In CD-proceedings of the 6th "Transport noise and vibration" International EAA/EEAA Symp., June 4-6 2002, St. Petersburg, Russia, P:9.

33. Vassiliev A.V. About Some Results of Software Development on Transport Noise Propagation and Mapping. In CD-proceedings of the 6th "Transport noise and vibration" International EAA/EEAA Symp., June 4-6 2002, St. Petersburg, Russia, P:6.

34. Васильев A.B. Акустическая одномерная модель системы активного излучения звука в системе впуска автомобильного двигателя и процесса наполнения при активном воздействии. В сборнике трудов 42-й международной научно-технической конференции Ассоциации автомобильных инженеров "Автомобиль и окружающая среда" (выпуск №10), г. Дмитров, 3-5 июня 2003 г., с. 108-115.

35. Vassiliev A.V., Utkin N.D., Pereshivailov L.A. Transport Noise Affection to the Housing Estates. Proc. of the 8th International Scientific Congress on Noise as a Public Health Problem, Rotterdam, The Netherlands, 29 June - 3 July 2003, pp. 258-259.

36. Vassiliev A.V. Noise Reduction of Industrial-Transport Complexes: the Ways and the Prospects. Proc. of the First International Scientific-Tcchnical Conference "Ecology and Life Protection of Industrial-Transport Complexes" ELPIT-2003, September 11-14 2003, Togliatti, Russia, pp. 22-29.

37. Васильев A.B. Перспективы комплексного снижения шума автомобильных двигателей. В сборнике трудов международной научно-технической конференции "Актуальные проблемы надёжности технологических, энергетических и транспортных машин", г. Самара, 25-27 ноября 2003 г. Изд-во "Машиностроение", т.1, с. 120-128.

38. Vassiliev A.V. Software Development for Transport Noise Propagation and Mapping. Proc. of the 31 Congress of Italian Acoustical Association, Venezia, Italy, May 5-7 2004, pp. 297-303.

39. Vassiliev A.V. About the Principles of Classification of Low Frequency Transport Noise and Vibration Reduction Methods. Plenary Report. In proc. of the 7th International Symposium "Transport Noise and Vibration" (edition of East-European Acoustical Association), June 8-10 2004, Saint-Petersburg, Russia. P: 28.

40. Vassiliev A.V. The Concept of Hybrid Acoustic Pressure Charging of Internal Combustion Engines. Proc. of the 11th International Congress on Sound and Vibration, 5-8 July 2004, Saint-Petersburg, Russia. Edited by "Politechnika", Volume 5, pp. 3105-3112.

41. Васильев A.B. Особенности активной компенсации низкочастотного шума и вибрации внутри пассажирского салона и кабины водителя транспортного средства. В сборнике трудов четвертой Всероссийской научно-технической конференции с международным участием "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", г. Тольятти, 25-26 мая 2005 г., часть 1, с. 123-127.

42. Luzzi S., Vassiliev A.V. A Comparison of Noise Mapping Methods in Italian and Russian Experiences. Proc. of International Scientific Conference "Forum Acusticum-2005", Budapest, Hungary, August 29 - September 2 2005, pp.1051-1056.

В печать 24.03.2006 г. Объем 2,5 усл. п.л. Формат 60x84/16 Заказ N 24/6 Тираж 140 экз.

Типография Балтийского государственного технического университета Адрес университета: 198005, Санкт-Петербург, 1-я Красноармейская, 1

ВВЕДЕНИЕ.

Глава 1. СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ СНИЖЕНИЯ НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1. Основные виды энергетических установок и их классификация.

1.2. Воздействие низкочастотного звука и вибрации на человека и их нормирование.

1.3. Анализ энергетических установок как источников низкочастотного звука и вибрации и их вклада в процессы шумообразования в городских условиях.

1.4. Анализ существующих методов и средств снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

1.5. Снижение низкочастотного звука и вибрации энергетических установок путем использования активной и гибридной компенсации

1.6. Анализ методов расчета и прогнозирования низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

1.7. Обоснование цели и постановка задачи исследования.

Глава 2. МЕТОДОЛОГИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ КЛАССИФИКАЦИИ МЕТОДОВ СНИЖЕНИЯ НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК.

2.1. Обобщенная классификация методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

2.2. Систематизация патентов по алгоритмам расчета и устройствам активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок и активным акустическим преобразователям.

2.3. Методологические основы классификации активных и гибридных систем компенсации низкочастотного звука и вибрации

Глава 3. ТЕОРИЯ И РАСЧЕТ СНИЖЕНИЯ НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ В ГАЗОВОДНЫХ СИСТЕМАХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ АКТИВНОЙ И ГИБРИДНОЙ КОМПЕНСАЦИИ.

3.1. Теоретические основы активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводных системах энергетических установок.

3.2. Разработка методики комплексного снижения внешнего и внутреннего шума транспортного средства, генерируемого двигателем внутреннего сгорания.

3.3. Многофункциональное использование активной компенсации. Теоретические основы активного и гибридного акустического наддува ДВС. Вносимые потери при активной компенсации и активном акустическом наддуве.

3.4. Математическое моделирование и методики расчета низкочастотного звука и вибрации в газоводных системах энергетических установок.

3.5. Особенности расчета активной компенсации низкочастотного звука и вибрации внутри пассажирского салона и кабины водителя автомобиля.

3.6. Разработка концепции составления динамических карт шума, низкочастотного звука и вибрации.

Глава 4. РАЗРАБОТКА МЕТОДИК ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ХАРАКТЕРИСТИК НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК.

4.1. Разработка методики исследования низкочастотных виброакустических характеристик стационарных энергетических установок

4.2. Разработка методики экспериментальных исследований низкочастотной вибрации компрессорных установок и присоединённых трубопроводных систем.

4.3. Разработка методики экспериментальных исследований низкочастотного звука и вибрации, генерируемых автомобильным

ДВС, и их активной компенсации.

4.4. Разработка методики исследования факторов внешнего воздействия на работу устройств активной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводах энергетических установок

4.5. Дополнения к методикам проведения измерений шумовых характеристик и обработки результатов измерений для селитебной территории.

4.6. Оценка погрешности результатов измерений.

Глава 5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ХАРАКТЕРИСТИК НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК.

5.1. Экспериментальные исследования вибрации компрессорных установок и присоединенных трубопроводных систем.

5.2. Экспериментальные исследования снижения низкочастотного звука систем газообмена автомобильных поршневых ДВС методом активной компенсации.

5.3. Экспериментальные исследования влияния внешних факторов на характеристики элементов активной компенсации низкочастотного звука в газоводных системах энергетических установок

ГЛАВА 6. РАЗРАБОТКА И ОПИСАНИЕ ПРЕДЛОЖЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ СНИЖЕНИЯ НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК И РЕЗУЛЬТАТОВ ИХ АПРОБАЦИИ.

6.1. Разработка и апробация помехозащищенных конструкций активной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводах энергетических установок.

6.2. Разработка и апробация устройств комплексной активной компенсации шума ДВС.

6.3. Разработка устройств активного и гибридного акустического наддува.

6.4. Разработка и апробация конструкций по снижению низкочастотной вибрации газоводных систем энергетических установок

ГЛАВА 7. ПРОБЛЕМЫ И ОПЫТ ПРАКТИЧЕСКОГО ВНЕДРЕНИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ ДЛЯ СНИЖЕНИЯ НИЗКОЧАСТОТНОГО ЗВУКА И ВИБРАЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК.

7.1. Особенности и проблемы практического использования активной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

7.2. Разработка программного обеспечения по расчёту снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок и его практическая реализация.

7.3. Опыт снижения низкочастотного звука и вибрации в жилой • зоне и на рабочих местах промышленных предприятий.

Основы виброакустики как науки были заложены в середине XX века и приведены в работах Е. Скучика, М.А. Исаковича, сэра Дж. Лайтхилла, JT. Беранека, М. Крокера, М. Хекла, И.И. Клюкина, Е.Я. Юдина, А.С. Никифорова, Н.И. Иванова, Э.Л. Мышинского, Б.Д. Тартаковского и других ученых. В настоящее время достигнут значительный прогресс в практическом использовании её результатов для различных случаев снижения шума и вибрации, а возможности виброакустики стали гораздо более широкими и не ограничиваются только задачей снижения шума и вибрации. Сейчас уже возможно говорить о виброакустике как о науке, разрабатывающей теоретические и прикладные аспекты использования акустических законов и явлений не только для снижения шума и звуковой вибрации, но и для улучшения характеристик машин, приборов и других технических средств.

Для любого современного города характерно наличие как ряда крупных промышленных предприятий, так и значительного автотранспортного парка, оказывающих значительное виброакустическое воздействие в условиях окружающей, производственной и бытовой среды. Интенсивными источниками акустического излучения и вибрации, особенно в низкочастотном диапазоне, являются силовые установки транспортных средств, использующие в качестве рабочего тела для своих двигателей газовую смесь, а также вентиляторы, воздуходувки, компрессоры, стационарные двигатели внутреннего сгорания и пр. Объектом исследования в настоящей диссертации явились энергетические установки различных типов как источники низкочастотного звука и вибрации.

Низкочастотный звук и вибрация, возникающие при эксплуатации современных энергетических установок, вызывают разнообразные проблемы. Так, снижаются производительность, надежность, долговечность и другие характеристики энергетических установок. Интенсивная вибрация может явиться причиной разрушения соединений трубопроводов и аппаратов, деталей ДВС и других энергетических установок, нарушения герметичности уплотнений и др.

Интенсивный шум на производстве способствует снижению внимания и увеличению числа ошибок при выполнении работы, оказывает влияние на быстроту реакции, сбор информации и аналитические процессы. В результате наряду с ухудшением здоровья человека шум вызывает снижение безопасности, производительности и качества труда. Низкочастотная вибрация опасна с точки зрения воздействия на человека ввиду возможного возникновения резонанса колебаний внутренних органов и частей тела человека. Воздействие повышенной вибрации (в первую очередь низкочастотной) может вызвать виброболезнь - стойкое нарушение физиологических функций организма, обусловленного воздействием вибраций на центральную нервную систему. По данным ОАО "АВТОВАЗ", именно тугоухость и виброболезнь прочно удерживают лидерство среди других профессиональных заболеваний.

Серьезные проблемы вызывает шум автотранспортных потоков, создающий 60-80% от общей доли шумов, воздействующих на человека в жилой застройке. Как отмечают многие авторы [130, 145, 146, 147, 158, 164, 174, 193, 315, 382 и др.], свыше 60% населения крупных городов проживает в условиях чрезмерного шума. При этом основная часть жалоб касается воздействия низкочастотного звука [383, 395, 399 и др.]. Так, исследования, проведенные в ЦНИИ им. академика Крылова и в БГТУ "Военмех" (г. Санкт-Петербург) в 1992-2005 гг., показали, что на большинстве автотранспортных магистралей уровни шумов значительно превышают допустимые нормы (для районов жилой застройки норма составляет 50 дБ в дневное время и 45 дБ в ночное, а на транспортных магистралях - 65дБ), и достигают 85 дБ. В ряде городов автотранспортные магистрали вплотную примыкают к селитебной зоне, в результате чего значительная часть населения подвергается воздействию повышенных уровней звука. При этом спектры уровней звукового давления и уровней звука транспортных потоков носят ярко выраженный низкочастотный характер [3, 10, 12, 21, 90, 143, 147, 158, 193 и др.]. В России многие автотранспортные средства эксплуатируются в течение нескольких десятилетий, и шумовые характеристики их двигателей не удовлетворяют требуемым нормативам.

В условиях городской среды наибольшее значение приобретает тот факт, что звуки различного спектрального состава при распространении в открытом пространстве вглубь территории жилой застройки будут иметь различную степень затухания. Поэтому наиболее нежелательным будет воздействие звука такого частотного диапазона, который максимально достигнет селитебной территории. Именно низкочастотный звук распространяется без особого затухания на значительное расстояние и является основным источником дискомфорта для селитебных территорий. В производственных условиях в спектре звука и вибрации ряда энергетических установок (вентиляторы, компрессоры и др.) также преобладают низкочастотные составляющие. Главным источником низкочастотной вибрации являются силовые установки наземного общественного транспорта и грузового автомобильного транспорта, создающие существенную вибрационную нагрузку не только на людей, но также и на здания, наземные и подземные инженерные сооружения, покрытия дорог [130, 147, 189].

Таким образом, для современного машиностроения (в частности двигателестроения) и других отраслей промышленности и транспорта актуальным является снижение низкочастотного звука и вибрации стационарных и передвижных энергетических установок.

Для снижения низкочастотного звука, генерируемого энергетическими установками, градостроительные и административно-организационные шумозащитные мероприятия (рациональная акустическая планировка жилых массивов, установка шумозащитных экранирующих сооружений, создание шумозащитного озеленения улиц, повышение звукоизолирующих качеств зданий и т.д.) оказываются недостаточно эффективными. Более эффективным является использование технических средств.

Из различных существующих методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок традиционно эффективной является установка глушителей шума и гасителей пульсаций давления газа. Однако использование существующих низкочастотных глушителей и гасителей пульсаций зачастую невозможно ввиду необходимых больших габаритов. Снижение габаритов может быть достигнуто путем использования устройств активной и гибридной (активно-пассивной) компенсации. Однако их практическое применение существенным образом ограничивается воздействием внешних факторов. Таким образом, необходимы разработка и апробация эффективных компактных конструкций глушителей низкочастотного шума и гасителей пульсаций. Перспективным также является широкое использование мониторинга низкочастотного шума и вибрации урбанизированных территорий, новых методов прогнозирования шума и вибрации.

Научная новизна работы заключается в том, что:

- предложены методологические основы классификации активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок, позволяющие находить эффективные решения различных задач снижения низкочастотного звука и вибрации для энергетических установок различных типов;

- разработана математическая модель передачи низкочастотного звука и газодинамических пульсаций в газоводных системах энергетических установок при наличии активного акустического излучения, позволяющая рассчитывать передаточные функции и виброакустические характеристики систем с учетом характеристик источника активной компенсации;

- предложена методика комплексного снижения низкочастотного звука и вибрации, генерируемых ДВС, позволяющая обеспечить одновременное снижение внешнего и внутреннего шума в салоне транспортного средства с учетом взаимосвязи виброакустических полей моторного отсека и пассажирского салона;

- разработаны теоретические основы многофункциональной активной компенсации, активного и гибридного акустического наддува ДВС, позволяющие достичь как снижения низкочастотного звука, так и повышения мощности ДВС и улучшения отвода токсичных газов при выпуске ДВС.

Методы исследований. Для исследования параметров передаточной функции систем активной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок использовались методы аналитического моделирования с использованием акустических четырехполюсников и электроакустических аналогий. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик энергетических установок осуществлялись по методикам, разработанным автором с учетом существующих ГОСТов и методических указаний (ГОСТ 12.1.023.80*, ГОСТ 12.1.012-90, ГОСТ 2656885, ГОСТ Р 52231-04 и др.) с помощью прецизионной виброакустической аппаратуры фирм "Брюль и Къер" и "Октава+". Экспериментальные исследования вибрационного состояния поршневых и винтовых компрессорных установок, а также вентиляционного шума проведены в реальных производственных условиях. Снижение низкочастотного шума впуска автомобильного ДВС с использованием активной компенсации выполнено в лабораторных условиях при работе двигателей ВАЗ в режиме холостого хода на тормозном стенде фирмы "Schenk". Комплексное снижение низкочастотного звука автомобильного ДВС осуществлено на макетных установках и на динамометрическом стенде для двигателя ВАЗ-11183. Экспериментальные исследования воздействия повышенного статического давления на мембрану активного компенсатора звука, выполненного в виде громкоговорителя, проведены в лабораторных условиях при нагнетании давления в трубопроводе до 15000 Па.

В процессе исследования получены и защищаются следующие основные результаты:

- обобщенная классификация методов снижения низкочастотного звука и вибрации энергетических установок;

- анализ патентов и методологические основы классификации активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации энергетических установок;

- теоретические основы активной и гибридной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводных системах энергетических установок;

- методика комплексного снижения внешнего и внутреннего шума транспортного средства, генерируемого ДВС;

- теоретические основы многофункциональной активной компенсации, активного и гибридного акустического наддува ДВС;

- методика составления динамических карт шума, низкочастотного звука и вибрации; методики экспериментальных исследований характеристик низкочастотного звука и вибрации основных типов энергетических установок: низкочастотной вибрации компрессорных установок и присоединённых трубопроводных систем; низкочастотного звука вентиляционных систем; низкочастотного звука и вибрации, генерируемых автомобильным ДВС, их активной и гибридной компенсации и активного акустического наддува ДВС; результаты экспериментальных исследований характеристик низкочастотного звука и вибрации энергетических установок и их снижения на основе разработанных методик;

- результаты разработки и апробации конструкций активных глушителей низкочастотного звука энергетических установок и гасителей низкочастотных пульсаций в газоводах поршневых машин;

- результаты разработки и внедрения мероприятий и программного обеспечения по снижению низкочастотного звука и вибрации энергетических установок.

Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на:

Международные конгрессы:

- Международном Конгрессе по автобусам, грузовым и легковым автомобилям и производящей технологии "Автотехника - 91", г. Бирмингем, Великобритания, 12-15 ноября 1991 г.;

- Пятнадцатом международном акустическом конгрессе, г. Трондхейм, Норвегия, 26-30 июня 1995 г.;

- Двадцать шестом международном конгрессе по борьбе с шумом "Интер-Щум 97", г. Будапешт, Венгрия, 25-27 августа 1997 г.;

- Международном конгрессе "Евро-Шум 98", г. Мюнхен, ФРГ 4-6 октября 1998 г.;

- Двадцать девятом международном конгрессе по борьбе с шумом "Интер-шум 2000", г. Ницца, Франция, 27-30 августа 2000 г.;

- Восьмом международном конгрессе по звуку и вибрации, Гонконг, Китай, 4

- 6 июля 2001 г.;

- Восьмом международном конгрессе по шуму как проблеме для здоровья населения, г. Роттердам, Нидерланды, 29 июня - 3 июля 2003 г.;

- Одиннадцатом международном конгрессе по звуку и вибрации, г. Санкт-Петербург, 5-8 июля 2004 г. 1

Международные конференции, симпозиумы, семинары, выставки:

- Втором международном симпозиуме " Шум и вибрация на транспорте", Санкт-Петербург, Россия, 4-6 октября 1994 г.;

- Первой, второй, третьей и четвертой международных научно-технических конференциях "Решение экологических проблем в автотранспортном комплексе", Москва, МАДИ (ТУ), 1996, 1998, 2000, 2002 гг.;

- Международном симпозиуме по активному снижению шума и вибрации "ACTIVE-97", г. Будапешт, Венгрия, 21-23 августа 1997 г.;

- Четвертом международном симпозиуме "Шум и вибрация на транспорте", г. Таллин, Эстония, 8-10 июня 1998 г.;

- Семинаре департамента технической акустики института строительной физики Fraunhofer-Institut Fur Bauphysik, г. Штутгарт, ФРГ, 16 сентября 1998;

- Пятой международной научной конференции по двигателям внутреннего сгорания и транспортным средствам "MOTAUTO-98", София, Болгария, 1416 октября 1998 г.;

- Первой, второй, третьей и четвертой международных научно-технических конференциях "Безопасность транспортных систем", Самара, май 1998, 2000, 2002 и 2004 гг.;

Международном экологическом симпозиуме "Перспективные информационные технологии и проблемы управления рисками на пороге нового тысячелетия", г. Санкт-Петербург, 1-3 июня 2000 г.;

- V-м международном симпозиуме "Шум и вибрация на транспорте", Санкт-Петербург, 6-8 июня 2000 г.;

- Двадцать пятой международной научной конференции "ISMA-25", Лейвен, Бельгия, 13-15 сентября 2000 г.;

- Международной научно-практической конференции памяти генерального конструктора аэрокосмической техники акад. Н.Д. Кузнецова, г. Самара, 2122 июня 2001 г.;

- VI-м международном симпозиуме "Шум и вибрация на транспорте", г. Санкт-Петербург, 4-6 июня 2002 г.;

- 42-й международной научно-технической конференции Ассоциации автомобильных инженеров "Автомобиль и окружающая среда", г. Дмитров, 3-5 июня 2003 г.

- Первой и второй международных научно-технических конференциях "Экология и безопасность жизнедеятельности промышленно-транспортных комплексов" (ELPIT), г. Тольятти, сентябрь 2003 и 2005 гг.;

- Третьей международной научной конференции "Экологические проблемы бассейнов крупных рек", г. Тольятти, 15-19 сентября 2003 г.;

- XV международной конференции "Физика прочности и пластичности материалов", г. Тольятти, 30 сентября - 3 октября 2003 г.;

- Международной научно-технической конференции "Актуальные проблемы надёжности технологических, энергетических и транспортных машин", посвященной 90-летию Самарского государственного технического университета, г. Самара, 25-27 ноября 2003 г.;

- VIII Международных научных чтениях "Белые ночи-2004", г. Санкт-Петербург, 4-6 июня 2004 г.;

- VII-м международном симпозиуме "Шум и вибрация на транспорте", г. Санкт-Петербург, 8-10 июня 2004 г.;

- Международной научно-практической конференции "Исследование, разработка и применение высоких технологий в промышленности. Научно-технологические, экономические, юридические, политологические, социальные и международные аспекты", г. Санкт-Петербург, 30 мая - 2 июня 2005 г.;

- Международной научной конференции "Форум акустикум-2005", г. Будапешт, Венгрия, 29 августа - 2 сентября 2005 г.

Национальные конгрессы и конференции зарубежных стран:

- Второй болгарской национальной конференции по диагностике машин и сооружений и неразрушающему контролю, Варна, Болгария, 25-28 октября 1990 г.;

- Второй, четвертой и пятой болгарских национальных конференциях с межд. участием "Эко-Варна 96, 98, 99", Варна, Болгария, май 1996, 1998, 1999 гг.;

- Итальянской национальной научно-технической конференции с международным участием "Шум на транспорте", г. Флоренция, Италия, 26 февраля 2004 г.;

- Тридцать первом конгрессе итальянской ассоциации акустиков, г. Венеция, Италия, 5-7 мая 2004 г.

Всесоюзные, Всероссийские и внутривузовские научные конференции, симпозиумы, семинары, заседания:

- Всесоюзной научно-технической конференции "Вибрация и шум. Глушители шума", Тольятти, 13-15 октября 1991 г.;

- Пятом научно-практическом семинаре "Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС", Владимир, 16-19 мая 1995;

- Первой, второй, третьей, четвертой и пятой Всероссийских научно-практических конференциях с международным участием "Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности", Санкт-Петербург, 1996, 1997, 1998, 1999, 2000 гг.;

- Всероссийской научно-практической конференции "Новые материалы и технологии", Москва, МАТИ-РГТУ, 4-5 февраля 1997 г.;

- Всероссийской научно-технической конференции Тольяттинского политехнического института, г. Тольятти, 5-7 мая 1997 г.;

Всероссийской научно-практической конференции "Безопасность жизнедеятельности и чрезвычайные ситуации", Самара, 1997;

- Второй Всероссийской конференции "Новое в архитектуре, проектировании строительных конструкций и реконструкций НАСКР-99", 6-7 июля 1999 г., Чебоксары, 1999;

- Выставке-ярмарке "Самарская межрегиональная выставка инновационных технологий", г. Самара, 25-28 мая 2000 г.;

- Всероссийской научно-технической конференции "Перспективы развития автомобильного транспорта", г. Тольятти, октября 2000 г.;

- Научных чтениях "Белые Ночи 2001", Санкт-Петербург, 5-7 июня 2001 г.;

- Всероссийской научно-технической конференции "Технический вуз - наука, образование и производство в регионе", г. Тольятти, 3-4 октября 2001 г.

- Второй, третьей и четвертой Всероссийских научно-технических конференциях "Современные тенденции развития автомобилестроения в России", г. Тольятти, май 2003, 2004, 2005 гг.;

- Первой и второй Всероссийских научно-технических конференциях с международным участием "Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса", г. Москва, МАДИ (ГТУ), февраль 2003 и 2005 гг.;

- IX и X Всероссийских научных конференциях «Окружающая среда для нас и будущих поколений», г. Самара, сентябрь 2004 и 2005 гг.;

Всероссийской научно-технической конференции "Проблемы электротехники, электроэнергетики и электротехнологии", г. Тольятти, 21-24 сентября 2004 г.;

- Всероссийской научно-технической конференции "Теплофизические и технологические аспекты управления качеством в машиностроении" памяти А.Н. Резникова, г. Тольятти, 18-20 мая 2005 г.;

- X Всероссийском конгрессе "Экология и здоровье человека", г. Самара, 1113 октября 2005 г.;

- Заседаниях научно-технических советов Тольяттинского политехнического института и Тольяттинского государственного университета 1998, 1999, 2000, 2001. 2002, 2003, 2004 и 2005 гг.;

- Заседаниях научно-исследовательской лаборатории "Виброакустика, экология и безопасность жизнедеятельности" Тольяттинского государственного университета 2003, 2004 и 2005 гг.;

Заседаниях кафедры "Машиноведение и инженерная экология" Тольяттинского государственного университета 2004 и 2005 гг.;

- Заседании кафедры "Экология и безопасность жизнедеятельности" Балтийского государственного технического университета "ВОЕНМЕХ", 2005 г.

Результаты работы внедрены и использованы в ЗАО "Куйбышевазот", ЗАО "ВЭМ-1", ОАО "АВТОВАЗ", мэрией г. Тольятти и др.

Основные положения диссертации опубликованы в 160 печатных работах. Автор пользуется случаем выразить свою искреннюю благодарность заведующему кафедрой "Экология и безопасность жизнедеятельности" БГТУ "ВОЕНМЕХ" им. Д.Ф. Устинова Н.И. Иванову за неоценимую помощь в ходе подготовки диссертации.

4. Основные результаты теоретических и экспериментальных исследований нашли следующее применение:

- разработаны и прошли расчетную и опытную апробацию эффективные устройства активной компенсации шума газообмена ДВС, активного и гибридного акустического наддува ДВС, комплексного снижения шума ДВС; гасителей низкочастотных пульсаций давления и вибрации компрессорных установок;

- разработан комплекс программ по расчету распространения и снижению низкочастотного звука и вибрации, обработке экспериментальных данных уровней звука на селитебной территории и составлению шумовых карт, возможность применения которого обоснована в диссертации: а) программное обеспечение "Пайплайн" (акт внедрения в ЗАО "Куйбышевазот" и справка об использовании в научно-техническом центре ОАО "АВТОВАЗ"); б) программное обеспечение "Энерджи" (справка об использовании в научно-техническом центре ОАО "АВТОВАЗ"); в) программное обеспечение "Саунд-сити-тест" (акт внедрения мэрии г. Тольятти);

- разработаны и внедрены эффективные помехозащищённые конструкции активных низкочастотных компенсаторов низкочастотного шума при распространении газовых потоков для вентиляционных систем (акт внедрения активного глушителя вентиляционного шума в ЗАО "ВЭМ-1"), модульные системы впуска ДВС, содержащие устройства активного и гибридного акустического наддува, а также активной компенсации шума систем газообмена ДВС (справка об использовании в научно-техническом центре ОАО "АВТОВАЗ"), резонансного гасителя и других мероприятий по снижению низкочастотных пульсаций давления и вибрации компрессорных установок и технологического оборудования (акты внедрения в ЗАО "Куйбышевазот" и производстве технологического оборудования ОАО "АВТОВАЗ"); разработан комплекс мероприятий по снижению воздействия низкочастотного звука и вибрации энергетических установок на селитебную территорию (акт внедрения мэрии г. Тольятти).

Научно-техническая и практическая ценность диссертации заключается в том, что проведены комплексные исследования по снижению низкочастотного звука и вибрации энергетических установок, оценено влияние различных конструктивных и эксплуатационных факторов на эффективность шумоглушения, разработаны математическая модель распространения газового потока в системе газообмена и методики расчета элементов пассивных, активных и гибридных низкочастотных глушителей в системах газообмена энергетических установок различных типов. Проведенные исследования позволят расширить возможности их практического использования, повысить помехозащищенность систем активной компенсации низкочастотного звука и вибрации и обеспечить тем самым их более высокую долговечность и эффективность эксплуатации.

Использование основных результатов работы позволяет проектировать эффективные компактные конструкции пассивных, активных и гибридных глушителей низкочастотного шума и гасителей пульсаций давления в системах газообмена энергетических установок различных типов, уменьшить акустическое загрязнение окружающей среды, повысить надежность эксплуатации энергетических установок и улучшить условия труда на производстве.

Область применения результатов работы: организации и производства, разрабатывающие поршневые двигатели внутреннего сгорания, проектирующие и эксплуатирующие поршневые компрессоры, вентиляционные установки и др. Полученные результаты могут быть использованы как на стадии проектирования систем газообмена энергетических установок различных типов, так и для снижения низкочастотного шума уже работающих машин.

Можно указать следующие основные направления дальнейшего совершенствования полученных результатов:

- проведение многофакторного анализа влияния внешних воздействий на характеристики систем активной компенсации низкочастотного звука и вибрации;

- проведение как аналитического, так и численного анализа передачи возмущений при распространении газового потока в волноводе с учетом активного воздействия;

- определение особенностей передачи акустических возмущений для различных конструкций систем газообмена (в зависимости от типа энергетической установки) при наличии активного воздействия;

- разработка аналитических моделей более высокого уровня при расчете распространения акустического возмущения в газоводах различных типов и проектирования активных глушителей;

- разработка усовершенствованной методики оценки влияния различных факторов на эффективность активной компенсации звука в газоводах энергетических установок;

- разработка численных математических моделей отдельных конструктивных элементов устройств активной компенсации низкочастотного звука и вибрации: приёмников и излучателей звука и вибрации, газоводов, защитных кассет и др.;

- обеспечение устойчивости и эффективности работы устройств активной компенсации низкочастотного звука и вибрации на различных режимах работы энергетических установок;

- дальнейшая разработка конструктивных схем адаптивных, активных и гибридных глушителей низкочастотного звука и гасителей пульсаций давления с повышенной помехозащищенностью и доведение их до практического внедрения в реальных условиях эксплуатации.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ. НАПРАВЛЕНИЯ ДАЛЬНЕЙШЕГО СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ПОЛУЧЕННЫХ

РЕЗУЛЬТАТОВ

Энергетические установки (автомобильные ДВС, компрессоры, вентиляторы и др.) являются основными источниками низкочастотного звука и вибрации в условиях современного города.

Проведённый анализ основных типов энергетических установок как источников низкочастотного звука и вибрации и методов снижения звука и вибрации в газоводах позволил сделать обоснованное заключение, что традиционные (пассивные) методы снижения звука и вибрации недостаточно эффективны именно в низкочастотном диапазоне, а активная компенсация шума и вибрации в области низких частот имеет высокую эффективность. В то же время практическое применение систем активной компенсации низкочастотного звука и вибрации в газоводах энергетических установок ограничено влиянием внешних и эксплуатационных факторов. Активная компенсация шума и вибрации при интенсивном воздействии факторов рабочей и окружающей среды становится сложной конструктивно, сравнительно дорогой и недолговечной в эксплуатации.

1. Автомобильные двигатели / Под ред. М.С. Ховаха. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1977.

2. Автомобильные дороги: безопасность, экологические проблемы, экономика (российско-германский опыт) / Под ред. В.Н. Луканина, К.-Х. Ленца, 2002.

3. Алексеев И.В. Теоретические основы малошумных процессов поршневых двигателей: Дисс. на соиск. уч. ст. д.т.н. М., 1986.

4. Ананьев А.Б., Богачев А.П., Любашевский Г.С., Орлов А.Н. Устройство для активного демпфирования вибраций. А.С. СССР №1196561, 1985.

5. Балабаев С.М., Ивина Н.Ф. Анализ пьезопреобразователей комбинированным методом конечных и граничных элементов. Акустический журнал, 1996 г., том 42, №2, с. 172-178.

6. Беляков А.А., Мальцев А.А., Медведев С.Ю., Черепенников В.В. Экспериментальное исследование адаптивной системы активного гашения с дополнительным каналом идентификации. Акустический журнал, 1996 г., том 42, №6, с. 860-862.

7. Бобровницкий Ю.И. Метод полного согласования импедансов для активного управления акустическим полем в помещении. Акустический журнал, 2003 г, том 49, №6, с. 731-737.

8. Борьба с шумом на производстве. Справочник под ред. Е.Я. Юдина. -М.: Машиностроение, 1985. 399 с.

9. Буторина М.В. Составление карты шума автомобильных дорог и её использование для снижения шума в жилой застройке (на примере транспортного обхода вокруг Санкт-Петербурга). Диссертация на соискание учёной степени к.т.н., СПб, 2002 г.

10. Вайнштейн Л.Л. Исследование источников внешнего шума легкового автомобиля и путей его уменьшения. Дисс. на соиск. уч. ст. к.т.н., Волгоград, 1980.

11. Васильев А.В. Снижение пульсаций давления и шума всасывания поршневых машин с использованием низкочастотных глушителей. Диссертация на соиск. уч. степени к.т.н., Москва: МАДИ (ГТУ), 1994 г., С: 232.

12. Васильев А.В. Акустическое моделирование и комплексное снижение шума автомобильных двигателей внутреннего сгорания: Монография Самара: Издательство Самарского научного центра РАН, 2004. - 296 с.

13. Васильев А.В. Снижение низкочастотного шума и вибрации в газоводах энергетических установок с использованием метода активной компенсации: Монография Санкт-Петербург, издательство Санкт-Петербургского политехнического университета, 2004. - 294 с.

14. Васильев А.В. Акустика автомобильных двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. Гриф Минобрнауки РФ. г. Тольятти, изд-во Тольяттинского государственного университета, 2005 г., 284 с.

15. Васильев А.В. Физические факторы среды обитания. Учебное пособие. Тольятти, изд-во Волжского университета им. В.Н. Татищева, 2002 г., 60 с.

16. Васильев А.В., Васильева JI.A. К вопросу о системном обеспечении экологической безопасности в условиях современного города. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, том 5, №2, июль декабрь 2003 г., с. 363-369.

17. Васильев А.В. Снижение низкочастотного шума и вибрации силовых и энергетических установок. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, том 5, №2, июль-декабрь 2003 г., с. 419-430.

18. Васильев А.В. Классификация систем активной компенсации шума и вибрации. В ежемесячном научном журнале "Наука производству", №4, апрель 2004 г., с. 63-65.

19. Васильев А.В. Снижение шума транспортных потоков в условиях современного города. В ежемесячном научно-техническом журнале "Экология и промышленность России", №6, июнь 2004 г., с. 37-41.

20. Васильев А.В. Снижение низкочастотной вибрации трубопроводов энергетических установок. В ежемесячном научном журнале "Наука -производству", №8, август 2004 г., с. 68-70.

21. Васильев А.В. Электронные глушители аэродинамического шума ДВС. Современное состояние и перспективы. В ежемесячном научно-техническом журнале «Автотракторное электрооборудование», №4, 2004 г., с. 30-33.

22. Васильев А.В. Перспективы использования активной компенсации для снижения низкочастотного шума и вибрации в условиях производства. В ежемесячном научно-производственном журнале "Безопасность труда в промышленности", №10, 2004 г., с. 47-51.

23. Васильев А.В. Расчет и снижение внутреннего шума и вибрации автомобилей. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, т.6, №2(12), 2004 г. июль декабрь, с. 389-398.

24. Васильев А.В., Шевченко Д.П. Моделирование, расчет и мониторинг шума транспортных потоков. «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, т.6, №2(12), 2004 г. июль декабрь, с. 399-407.

25. Васильев А.В. Активная компенсация низкочастотного шума систем газообмена автомобильного двигателя. В ежемесячном научно-техническом журнале «Автотракторное электрооборудование», №1, 2005 г., с. 33-37.

26. Васильев А.В. Анализ шумовых характеристик селитебной территории г. Тольятти. В ежемесячном научно-техническом журнале "Экология и промышленность России", №4, апрель 2005 г., с. 20-24.

27. Васильев А.В. Мониторинг физических полей урбанизированных территорий: современные подходы, проблемы, перспективы. В специальном выпуске "ELPIT-2005" научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.1, с. 111-118.

28. Васильев А.В., Шевченко Ю.Н. Особенности гибридного акустического наддува. В специальном выпуске "ELPIT-2005" научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.1, с. 204-208.

29. Васильев А-В., Старобинский Р.Н., Гордеев В.Н. Экспериментальное исследование акустических характеристик двигателей автомобилей ВАЗ при наличии активного компенсирующего сигнала. Работа депонирована в ВИНИТИ, per. N 3204-93 от 27.12.1993г.

30. Васильев А.В. Снижение низкочастотного шума поршневых машин как существенный критерий экологической безопасности. В сб. трудов периодического издания Международной Академии Наук Экологии и БЖД "Вестник МАНЕБ" №3 (И), 1998, с.67-70.

31. Васильев А.В. Акустический дизайн и разработка конструкций активных глушителей низкочастотного шума систем газообмена ДВС. Всборнике научных трудов университета им. А. Кынчева, г. Русе, Болгария, Том 37, серия 4, 1999 г., с.107-124.

32. Васильев А.В. О перспективах разработки малошумных двигателей автотранспортных средств. В межвузовском сборнике научных трудов "Наука, техника, образование г. Тольятти и Волжского региона" (часть 2), Тольятти, 1999 г., с.86-88.

33. Васильев А.В. Аналитическая одномерная модель системы активного подавления шума в газоводе. В межвузовском сборнике научных трудов "Наука, техника, образование г. Тольятти и Волжского региона" (часть 2), Тольятти, 1999 г, с. 101-103.

34. Васильев А.В., Тарасов О.Ю. О методах снижения шума и вибрации на рабочих местах промышленных предприятий. В межвузовском сборнике научных трудов "Наука, техника, образование г. Тольятти и Волжского региона" (часть 2), г. Тольятти, 2001 г., с.522-526.

35. Васильев А.В., Шевченко Д.П. О проблемах снижения шума транспортных потоков урбанизированных комплексов. В межвузовском сборнике научных трудов "Наука, техника, образование г. Тольятти и Волжского региона" (часть 2), г. Тольятти, 2001 г., с.480-489.

36. Васильев А.В. Шум как экологический фактор. В сборнике научных трудов "Вестник Волжского университета им. В.Н. Татищева", серия "Экология", Тольятти, 2002 г., с.193-197.

37. Васильев А.В. Программное обеспечение для расчета и оценки распространения шума транспортных потоков урбанизированных территорий. В журнале "Грузовик &", №5 (82), 2003 г, с. 36-38.

38. Васильев А.В., Мокринский А.В. Система активного подавления шума впуска и выхлопа двигателя внутреннего сгорания. Патент РФ № 2240427, опубл. в бюлл. №39, 20.11.2004 г.

39. Васильев А.В. Устройство для акустического наддува двигателя внутреннего сгорания. Патент РФ № 2241128, опубл. в бюлл. №40, 27.11.2004 г.

40. Васильев А.В. Способ и устройство гибридного акустического наддува двигателя внутреннего сгорания. Патент РФ №2256807, опубл. в бюлл. №20, 27.07.2005 г.

41. Васильев А.В., Старобинский Р.Н., Гордеев В.Н. Экспериментальное исследование шума впуска ДВС как объекта системы активного контроля шума. В сборнике тезисов Всесоюзной конференции "Вибрация и шум. Глушители шума", Тольятти, 1992, с. 12.

42. Васильев А.В. Анализ путей передачи шума автомобильного двигателя. В сб. докладов 5-й Болгарской научно-технической конференции с международным участием "Эко-Варна'99", 13-15 мая 1999 г., г. Варна, Болгария, т.6, с.66-71.

43. Васильев А.В. Методика определения вибронагруженности поршневых стационарных компрессоров. В сборнике трудов второй международной научно-практической конференции "Безопасность транспортных систем", г. Самара, 17-19 мая 2000 г., с.128-132.

44. Васильев А.В. Низкочастотный шум как фактор экологического воздействия и пути его снижения в условиях городской среды. В сб. трудов VII Международного Конгресса "Актуальные проблемы экологии человека", г. Самара, 3-5 декабря 2002 г., с. 34-36.

45. Васильев А.В. Методологические основы снижения низкочастотного шума и вибрации энергетических установок. В сборнике трудов IX Всероссийской научной конференции «Окружающая среда для нас и будущих поколений», г. Самара, 5-12 сентября 2004 г., с. 39-40.

46. Васильев А.В. Особенности воздействия, оценки и снижения физических полей в условиях города. В сборнике трудов X Всероссийской научной конференции «Окружающая среда для нас и будущих поколений», г. Самара, 11-18 сентября 2005 г., с. 52-54.

47. Видякин Ю.А., Кондратьева Т.Ф., Петрова Ф.П., Платонов А.Г. Колебания и вибрации в поршневых компрессорах. Л., Машиностроение, 1972. 224 с.

48. Владиславлев А.С., Козобков А.А., Малышев В.А., Мессерман А.С., Писаревский В.М. Трубопроводы поршневых компрессорных машин. М.: Машиностроение, 1972. - 288 с.

49. Воробьёв П.В., Иванов Н.И., Рудаков М.Л., Самойлов М.М. Влияние антропогенных физических полей на население большого города. В сборнике докладов Всероссийской конференции "Новое в экологии и БЖД", 1999, т.1, с. 100-111.

50. Вялышев А.И., Гаврилов A.M., Любашевский Г.С., Чони Ю.С. Синтез системы компенсации вибрационного и звуковых полей. Акустический журнал, 1977, т.23, вып. 2, с.474-475.

51. Вялышев А.И., Тартаковский Б.Д. Компенсация излучения изгибно-колеблющейся пластины с ребрами жесткости. "Акустический журнал", 1976 г., том 22, №6, с.830-837.

52. Гаврилов A.M., Савицкий О.А. Активное подавление нелинейного поглощения звука в квадратично-нелинейных средах без дисперсии. Акустический журнал, 1997 г., том 43, №1, с. 42-47.

53. Генкин М.Д., Елезов В.Т., Яблонский В.В. Методы управляемой виброзащиты машин. М., Наука, 1985.

54. ГОСТ 12.1.023.80*. Шум. Методы установления значений шумовых характеристик стационарных машин.

55. ГОСТ 12.1.003-83*. ССБТ. Шум. Общие требования безопасности.

56. ГОСТ 12.1.012-90. ССБТ. Вибрация. Общие требования безопасности.

57. ГОСТ 20073-81. Компрессоры воздушные поршневые стационарные общего назначения. Правила приемки и методы испытаний.

58. ГОСТ 23337-78* "Шум. Методы измерения шума на селитебной территории и в помещениях жилых и общественных зданий".

59. ГОСТ 23680-79. Компрессоры воздушные поршневые стационарные общего назначения. Типы и основные параметры.

60. ГОСТ 26568-85. Вибрация. Методы и средства защиты. Классификация.

61. ГОСТ Р 52231-04. Внешний шум автомобилей в эксплуатации. Допустимые уровни и методы измерения.

62. Ежов С.П. Исследование шума впуска автотракторных двигателей. Дисс. на соиск. уч. ст. к.т.н. М., 1971.

63. Иванов Н.И. Снижение шума колесных машин, применяемых в строительстве. Дисс. на соиск. уч. ст. д.т.н. Л., 1981. 464 с.

64. Иванов Н.И., Самойлов М.М. Проблема акустического загрязнения в городах и пути её решения. В сб. докладов 4 Всероссийской научной конференции "Новое в экологии и БЖД", 1999 г. т.1, с.62-66.

65. Иванов Н.И., Никифоров А.С. Основы виброакустики: Учебник для вузов СПб.: Политехника, 2000. - 482 е.: ил.

66. Ильязов Е.К., Васильев А.В. Об экспериментальной оценке вибрации трубопроводов силовых установок. В межвузовском сборнике научных трудов "Наука, техника, образование г. Тольятти и Волжского региона" (часть 2), Тольятти, 2000 г., с.366-368.

67. Исакович М.А. Общая акустика. М.: Наука, 1973. - 495 с.

68. Коробочко A.M. Разработка компенсатора колебаний для снижения шума всасывания поршневого компрессора. Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. М., 1987.

69. Лепендин Л.Ф. Акустика. М.: Высшая школа, 1978.

70. Ломакин А.В., Любашевский Г.С., Орлов А.Н., Тартаковский Б.Д. Устройство для компенсации звукового поля. А.С. СССР N 1067527, МКИ G 10 К 11/00, 1984.

71. Лопашев Д.З., Осипов Г.Л., Федосеева Е.Н. Методы измерения и нормирования шумовых характеристик. М.: Изд-во стандартов, 1983. - 232.

72. Луканин В.Н., Гудцов В.Н., Бочаров Н.Ф. Снижение шума автомобиля. М, Машиностроение, 1981, 158 с.

73. Луканин В.Н., Алексеев И.В., Шатров М.Г. и др. Двигатели внутреннего сгорания. Учебник для вузов. В 3 кн. Под ред. Луканина В.Н. М.: "Высшая школа", 1995.

74. Любашевский Г.С., Орлов А.И. О возможности использования активных систем гашения шума и вибрации в авиационной акустике. Тезисы докладов на семинаре «Авиационная акустика» (г. Дубна, май, 1999), Изд. Отдел ЦАГИ, 1999,50-51.

75. Мокринский А.В. Методика комплексного активного снижения низкочастотного шума тепловых двигателей. Автореферат дисс. на соиск. уч. степени к.т.н. Тольятти, 2003. 20 с.

76. Никифоров А.С. Решение статистическими методами некоторых задач о шумах и вибрациях механических структур. Акустический журнал, 1978, XXIV, вып. 3, с. 454-455.

77. Осипов Г.Л., Прутков Б.Г., Шишкин И.А., Карагодина И.Л. Градостроительные меры борьбы с шумом. М.; Стройиздат, 1975. 215с.

78. Осипов Г.Л., Пестрякова С.В. Разработка системы экологической безопасности урбанизированных территорий по шумовому фактору. В сб. трудов 4 Всероссийской научной конференции "Новое в экологии и БЖД", 1999 г. т. 1, с.362-365.

79. Рахмилевич 3.3. Компрессорные установки: Справ, изд. М: Химия, 1989,-272 с.

80. Рыбак J1.A., Синев А.В., Пашков А.И. Синтез активных систем виброизоляции на космических объектах. М.: "Янус-К", 1997, 159 с.

81. Санитарные нормы СН-2.2.4/2.1.8.562-96 "Шум на рабочих местах, в помещениях жилых, общественных зданий и на территории жилой застройки. Москва, Минздрав России, 1997.

82. Строительные нормы и правила РФ СНиП 23-03-2003 "Защита от шума". Москва, Госстрой России, 2004.

83. Скучик Е. Основы акустики. М.: Мир, 1976, тт.1, 2., 1062 с.

84. Смоляр Н.И., Миротин Л.Б. Шумовое загрязнение городской среды транспортными потоками. Комплексное развитие автомобильного транспорта крупных городов М., 1981. С.264-265.

85. Соколинский Л.И. Разработка и исследование поршневых гасителей пульсаций. Дисс. на соиск. уч. степени к.т.н. - М., 1976.

86. Справочник по технической акустике. Под ред. Хекла М. и Мюллера Х.А., пер. с нем., Судостроение, Л, 1981, 439 с.

87. Старобинский Р.Н. Методы теории цепей в задачах внутренней акустики машин. В кн. "Шум реактивных двигателей", труды ЦИАМ, N901, М., 1980, с.181-210.

88. Старобинский Р.Н. Синтез камерных глушителей. Акустический журнал. 1983. - т.29, вып.2. - с.282-283.

89. Старобинский Р.Н. Теория и синтез глушителей шума для систем впуска и выпуска газов ДВС. Дисс. на соиск. уч. ст. д.т.н. М., МАДИ, 1983.

90. Старобинский Р.Н., Васильев А.В., Крохин В.Н., Волченков В.И., Десяткин A.M. Гаситель колебаний давления системы всасывания поршневой машины. Авторское свид. СССР №1789748 А1, БИ №3, 1993.

91. Старобинский Р.Н., Васильев А.В., Крохин В.Н., Шафиков Р.Х., Береснев В.И. Гаситель колебаний давления системы всасывания поршневой машины. Патент России №2065121 С1, 1996 г.

92. Старобинский Р.Н., Васильев А.В., Гордеев В.Н., Васильев В.В. Система активного подавления шума впуска двигателя внутреннего сгорания. Патент РФ №2096651 С1,1997.

93. Старобинский Р.Н., Юдин Е.Я. Об одной модели распространения низкочастотного звука в облицованном канале. Акустический журнал. -1972, т. 18, вып.1. с. 115-1 . 8.

94. Столбов В.И., Васильев А.В., Шайкин А.П., Столбов С.В., Ильязов Е.К. Трубопроводный транспорт. Патент РФ № 2245487, опубл. в бюлл. №3, 27.01.2005 г.

95. Теплотехника. Учебник для вузов. В.Н. Луканин, М.Г. Шатров, Г.М. Камфер и др.; Под ред. В.Н. Луканина. 2-е изд, перераб. - М., "Высшая школа", 2000.

96. Тольский В.Е. Виброакустика автомобиля. М.: Машиностроение, 1988.- 144 е.: ил.

97. Тольский В.Е. Ограничение структурного шума внутри автомобиля // Автомобильная промышленность, 1980. №12, с. 22-24.

98. Тупов В.В. Исследование шума впуска мотоциклетных двигателей. -Дисс. на соискание уч. степени к.т.н. -М.: 1973.

99. Тупов В.В., Юдин Е.Я. Генерация шума на впуске мотоциклетного двигателя. М.: Труды МВТУ, 1973. - №171. - 131 с.

100. Факторович А.А., Постников Г.И. Защита городов от транспортного шума. Киев: Буд1вельник, 1982. - 144 с.

101. Хачатурян С.А. Волновые процессы в компрессорных установках. -М.: Машиностроение, 1983. -223 с.

102. Хачатурян С.А., Рахмилевич 3.3. Гашение пульсаций давления газа в трубопроводах нефтепромысловых компрессоров. М.: ВНИИОЗНГ, 1973.

103. Циннер К. Наддув двигателей внутреннего сгорания (Aufladung von Verbrennungsmotoren): Перевод с немецкого/ Под ред. д-ра техн. наук Н.Н. Иваненко. Л., Машиностроение. Ленингр. отделение, 1978.- 264 е., ил.

104. Чарный И.А. Неустановившиеся движения реальной жидкости в трубах. М., Наука, 1975 - 295 с.

105. Чекрыжов Ю.Г. Исследование и разработка методов снижения шума малолитражных двигателей с воздушным охлаждением. Дисс. на соиск. уч. степени к.т.н. М, 1981.

106. Чернов Н.С., Васильев А.В. Особенности влияния вибрации при эксплуатации теплообменных аппаратов. В специальном выпуске "ELPIT-2005" научного издания «Известия Самарского научного центра РАН», г. Самара, 2005 г., т.2, с. 89-92.

107. Alf Herbert. Konstruktive Gesichtspuntel bei der Entwicklung von Verbrennungsluftfiltern. "ATZ", 1983, 85, N5, 231-233 (нем).

108. Alfredson R.T., Davies P. Performance of Exhaust Silencer components. Journal of Sound and Vibration, 15, 2, 175- 196, 1971.

109. Allie, M.C. (Nelson Ind., USA): Active Acoustic Attenuation System with Differential Filtering. US Patent No. 4,837,834. Filed: May 4, 1988. Patented: June 6, 1989.

110. Allie, M.C. and Bailey, G.S. (Nelson Ind., USA): Active Attenuation System with Increased Dynamic Range. US Patent No. 4,736,431. Filed: Oct. 23, 1986. Patented: April 5, 1988.

111. Andersson, A.O. (Boeing, USA): Reducing Engine Noise by Active Oscillatory Torque Control. US Patent No 5 049 768 Filed: Dec. 5, 1988. Patented: Sept. 17, 1991.

112. Araseki, T. and Ochiai, K.: Echo Canceller for Attenuating Acoustic Echo Signals on a Frequency-Division Manner. US Patent No. 4,670,903. Patented: June 2, 1987. Priority (Japan): June 30, 1981.

113. Atal, B.S. and Schroeder, M.R.: Apparent Sound Source Translator. US Patent No. 3,236,949. Filed: Nov. 19, 1962. Patented: Feb. 22, 1966.

114. Bach W. Beitrag des Luftfilters zur Gerauschdampfung und Leistungsbeeinflussung von Verbrennungsmotoren. "ATZ", 1976, 78, N4, 165-168.

115. Balas M.J., 1979, "Direct Velocity Feedback Control of Large Space Structures", A1AA J. of Guidance, Vol. 2, No 3, pp. 252-253.

116. Balas M.J., 1978, "Active control of flexible systems", Journal of Optimization Theory and Applications, Vol. 25, No 3. 415-436

117. Ballo I., Szuttor N. Active systems in the vibration control of heavy machine driver's seats. Archives of Acoustics, Warsaw, 10, N4, 1985, 319-326.

118. Bernhard R.J. The state of the art of active-passive noise control. Proc. of "Noise-Con 94" International Conference, Ft. Lauderdale, Florida 1994 May 01-04, pp.421-428.

119. Brute de Remur, M. (France): Procede pour I'annulation ou la reduction de l'intensite des ondes sonores. French Patent No. 1 243 491. Filed: Sept. 2, 1959. Patented: Sept. 5, 1960.

120. Bschorr, O.: Schallreduktion durch Anti-Schallgeber. German Patent Application, DOS 1918437. Filed: April 11, 1969. Published: Oct. 15, 1970.

121. Bschorr, O.: Schallabschirmung durch Schallgitter. German Patent Application, DOS 1918741. Filed: April 12, 1969. Published: Oct. 15, 1970.

122. Bschorr, O.: Schwingungsreduktion durch Anti-Schwinger. German Patent Application, DOS 1918747. Filed: April 14, 1969, Published: Oct. 15, 1970.

123. Bschorr, O.: Larmminderung bei Rotoren. German Patent Application, DOS 2133378. Filed: July 5, 1971. Published: Jan. 18, 1973.

124. Bschorr, O.: Antischallgeber. German Patent No. 2814093. Filed: April 1, 1978. Patented: May 14, 1980.

125. Bykhovskii, A.V.: Technique for noise suppression in the ear. (in Russian). USSR Patent No. 403353/26. Patented: Aug. 24, 1949.

126. Chaplin G.B.B. Selective cancellation a single solution for athmultitude of noise problems. 11 International Congress on Acoustics, Vol.8, p.269, 1983.

127. Chaplin, G.B.B., Powell, A.R. and Smith, R.A.: Method of Reducing the Adaption Time in the Cancelling of Repetitive Vibration. US Patent No. 4,417,098. Patented: Nov. 22,1983. Priority (GB): Aug. 16, 1981.

128. Chaplin G.B.B. and Smith R.A., "Waveform synthesis the Essex solution to repetitive noise and vibration", "Inter-Noise - 1983", 399-402.

129. Chaplin, G.B.B.: Method and Apparatus for Canceling Vibration. US Patent No. 4,489,441. Patented: Dec. 18, 1984. Priority (GB): Nov. 21, 1979.

130. Chaplin, G.B.B. and Smith, R.A. (Sound Attenuators Ltd., GB): Improvements in and Relating to Active Sound Attenuation. US Patent No. 4,122,303. Filed: Dec. 10, 1976. Patented Oct. 24, 1978.

131. Chaplin, G.B.B. and Smith, R.A.: Method and Apparatus for Canceling Vibrations. US Patent No. 4,490,841. Patented: Dec. 25, 1984. Priority (GB): Oct. 21, 1981.

132. Chaplin, G.B.B. and Smith, R.A.: Method of and Apparatus for Canceling Vibrations from Source Repetitive Vibrations. US Patent No. 4,566,118. Patented: Jan. 21, 1986. Priority (GB) Nov. 26, 1981.

133. Chaplin, G.B.B., Smith, R.A. and Bearcroft, R.G. (Sound Attenuators Ltd., GB): Active Attenuation of Recurring Sounds. US Patent No. 4,153,815. Patented: May 8, 1979. Priority (GB): May 13, 1976.

134. Chaplin, G.B.B., Jones, A. and Jones, 0. (Sound Attenuators Ltd., GB): Method and Apparatus for Low Frequency Active Attenuation. International Patent Application WO 83/00580. Published: Feb. 17, 1983, Priority (GB): Aug. 11, 1981.

135. Chatterton P.F. A case history of low frequency noise problem. Noise control and vibration isolation. 1979. - Vol.2, N3. - pp. 10-12.

136. Chien J.-T., Lin M.-S. Frame-synchronous noise compensation for hands-free speech recognition in car environments. IEE Proc. Vision, Image and Signal Process. 2000. 147, №6, pp. 508-515.

137. Christensen, S. W. and Coker, С. П.: Multiple Microphone Dereverberation System. US Patent No. 4,131,760. Filed: Dec. 7, 1977. Patented: Dec. 26, 1978.

138. Clarion Co. Ltd.: Systeme servant a supprimer les bruits. French Patent No. 2349907. Published: Nov. 25, 1977. Priority (Japan): April 30, 1976.

139. Coanda, H. (France): Procede de protection contre les bruits. French Patent No. 722 274. Filed: Oct. 21, 1930. Patented: Dec. 29, 1931.

140. Coanda, H. (France): Procede et dispositif de protection contre les bruits. French Patent No. 762 121. Filed: Dec. 31, 1932. Patented: Jan. 18, 1934.

141. Conover, W.B. and Gray, W.F.M.: Noise Reducing System for Transformers. US Patent No. 2,776,020. Filed: Feb. 9, 1955. Patented: Jan. 1, 1957.

142. Curtis, A.R.D. (ANVC, USA): Active Noise Cancellation. International Patent Application WO 93/15501 Al. Priority (GB): January 28, 1992. Published: August 5, 1993.

143. Curtis, A.R.D.; Nelson, P.A.; Elliott, S.J.; Bullmore, A.J.: Active suppression of acoustic resonance. J. Acoust. Soc. Amer. 81 (1987) 624-631.

144. Davidson Jr. A.R. and Robinson, T.G.F. (Westinghouse, USA): Noise Cancellation Apparatus. US Patent No. 4,025,721. Filed: Aug. 12, 1975. Patented: May 24, 1977.

145. Davies P.A.O.L. and Harrison M.F. Predictive acoustic modeling applied to the control of intake/exhaust noise of internal combustion engines. Journal of Sound and Vibration, Vol.202 (2), pp. 249-274, 1977.

146. De Man P. and Preumont A., "Hybrid Feedback-Feedforward control for Vibration Suppression", ASME 15th Biennal Conference on Mechanical Vibration and Noise, 19-23 September, 1995.

147. Dines, P.J. (British Gas Corporation, GB): Active Control of Flame Noise. UK Patent Application GB 2 149 273. Filed: Nov. 2, 1983. Published: June 5, 1985.

148. Dowling A.P. Acoustically coupled combustion instabilities. 13th International Congress on Acoustics, Yugoslavia, Vol.1, pp.91-106.

149. Eghtesadi Kh, Hong W.K.W. and Lewenthall H.G. "The tight-coupled monopole active attenuator in a duct", Noise Control Engineering Journal, 20, pp.16-20, 1983.

150. Eghtesadi Kh, Hong W.K.W. and Leventhall H.G. "Energy conservation by active noise attenuation in ducts", Noise Control Engineering Journal, 11-12, 1986, pp.90-94.

151. M. Eguchi, H. Iida (Sharp, Japan): Active Silencer with Improved Method of Selecting Coefficient Sequence. European Patent Application No. 0 530 523 A2. Priority (J): August 6, 1991. Published: March 10, 1993.

152. El-Aini Yenia M., Benedict Barry K., Baghadadi Sami, Matheny Paul A. (United Technologies Corp.). Active Rotor Stage Vibration Control: Patent USA N 6125536. Filed: 24.11.1999; Patented: 03.10.2000.

153. Elliott S. Active Control of Noise and Vibration State of the Art and Future Prospects. - NAM'94, Aarhus, Denmark, 1994 - pp. 13-24.

154. Elliott, S.J. and Nelson, P.A. (UK Government): Aircraft Cabin Noise Control Apparatus. Intnl. Patent Appl. WO 87/07974. Published: Dec. 30, 1987. Priority (GB): June 23, 1986.

155. Elliott, S.J., Nelson, PA. and Stothers, I.M.: Active Vibration Control. Intnl. Patent Appl. WO 88/02912. Published: April 21, 1988. Priority (GB): Oct. 7, 1986.

156. Elliott, S.J., Stothers, I.M., Nelson, P.A., McDonald, A.M., Quinn, D.C., Saunders Т.: The active control of engine noise inside cars. Proc. of "Inter-Noise 88" International Congress on Noise Control Engineering, 1988, pp.987-990.

157. Elliott S.J, Stothers I.M. and Nelson P.A, 1987, "A multiple error LMS algorithm and its application to the active control of sound and vibration", IEEE Transactions on Acoustics, Speech and Signal Processing. Vol.ASSP-35, No. 10. pp. 1423-1434.

158. Elliott S, Nelson P. Multichannel active sound control using adaptive filtering. ICASSP-1988, Proceedings, Vol.5, pp.2590-2593.

159. Elliott S, Nelson P, Stothers I, Boucher C, Evers J, Chidley B. Inflight experiments on the active control of propeller-induced cabin noise. AIAA Pap, 1989, N 1047, pp.1-5.

160. Elliott, S.J, Stothers, I.M, Nelson, P.A, McDonald, A.M., Quinn, D.C, Saunders Т.: The active control of engine noise inside cars. Proc. of "Inter-Noise 88" International Congress on Noise Control Engineering, 1988, pp.987-990.

161. Engler G. "Zur derreitigen Problematik der Gerauschminderung von Verbreungsmotoren", KFT, N7, 1971, pp.208-209.

162. Eriksson, L.J. (Nelson Ind, USA): Active Attenuation System with On-Line Modeling of Speaker, Error Path and Feed Pack. US Patent No. 4,677,676. Filed: Feb. 11, 1986. Patented: June 30, 1987.

163. Eriksson, L.J. (Nelson Ind, USA): Active Sound Attenuation System with On-Line Adaptive Feedback Cancellation. US Patent No. 4,677,677. Filed: Sept. 19, 1985. Patented: June 30, 1987.

164. Eriksson, L. J. et al.: Active Acoustic Attenuation System for Higher Order Mode Non-Uniform Sound in a Duct. US Patent No. 4,815,139. Filed: March 16, 1988. Patented: March 21, 1989.

165. Eriksson, L.J. (Nelson Ind., USA): Active Acoustic Attenuation System with Overall Modeling. US Patent No. 4,987,598. Filed: May 3, 1990. Patented; Jan. 22, 1991.

166. Eriksson, L.J. and Allie, M.C. (Nelson Ind., USA): Communication System with Active Noise Cancellation. US Patent No. 5,022,082. Filed: July 1. Patented: July 16, 1991.

167. Eriksson, L.J., Allie, M.C. and Hoops, R.H.: Hybrid Active Silencer. US Patent No. 4,665,549. Filed: Dec. 18, 1985. Patented: May 12, 1987.

168. Fakuda M. Theory of Noise Reduction. Internal Combustion Engine. -1974. -Vol.13,- N8. pp. 18-23.

169. Fanson J.L. and Caughey Т.К., 1990, "Positive Position Feedback Control for Large Space Structures", AIAA Journal, Vol. 28, No. 4, pp. 717-724.

170. Feiske, A., Gawron, H.-J., Schaal, K. Aktive Innengeraushreduzierung bei Kraftfahrzeugen. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift, 92(1990), 1, S. 6-10.

171. Freymann, R. et al. (BMW, Germany): Anordnung zur Verminderung des Gerauschpegels im Innenraum eines Krattfahrzeugs. German Parent Application 38 16 921. Filed: May 18, 1988. Published: Nov. 30, 1989.

172. Freymann, R. et al. (BMW, Germany): Vorrichtung zur aktiven akustischen Schallkompensation von tonalem Storschall. German Patent Application No. 4334943 Al. Filed: October 13, 1993. Published: April 20, 1995.

173. Fuchs, G.L., Verzini, A.M., Ortiz Skarp, A.H. The Effects of Low Frequency Noise On Man Two Experiments. Proc. of "Inter-Noise 96" International Congress on Noise Control Engineering, Liverpool, 1996, pp.21372140.

174. Fuller, C. R.: Apparatus and Method for Global Noise Reduction. US Patent No. 4,715,559. Filed: May 15, 1986. Patented: Dec. 29, 1987.

175. Geddes, E.R. (Ford, USA): An Active Noise Cancellation Apparatus. European Patent Application No. 0 454 341 Bl. Priority (USA): April 25, 1990. Patented: August 23, 1995.

176. Geddes, E.R.; Active Muffler with Dynamic Tuning. US Patent No. 5,060,271. Filed: May 4, 1990. Patented: Oct. 22, 1991.

177. Gilbert, D. H.: Echo Cancellation System. US Patent No. 4,875,372. Patented: Oct. 24, 1989. Filed: May 3, 1988.

178. Gjestland T. Assessment of noise impact in a multisource environment: Proc. of "Inter-Noise 97" International Congress on Noise Control Engineering, 1997 August 25-27, Budapest, Hungary, Vol.2, pp. 1033-1036.

179. Graf P.I., Shoureshi R., Stevens R.W., Houston T.L. On Implementation of Adaptive Hydraulic Mounts. SAE Paper No 870634, 1987.

180. Guicking, D. Active Noise and Vibration Control. Annotated reference bibliography. 3rd ed. (1991): 1704 citations. 1st supplement to the 3rd ed. (1991): 1752 citations.

181. Guicking, D.: Recent Advances in Active Noise Control. 2nd International Congress on Recent Developments in Air- and Structure-Borne Sound and Vibration. Auburn, AL, March 4-6, 1992. Proc.: Vol. 1, p. 313-320.

182. Guicking, D.: Active Noise Control A review based on Patent Specifications. In Noise-93 Proceedings of the International Noise and Vibration Control Conference, St. Petersburg, Russia, May 31 - June 3, 1993, Vol.2, pp. 153158.

183. Guicking, D.: Active Control of Vibration and Sound An overview of the Patent Literature. In ISMA 21 Proceedings of the International Noise and Vibration Engineering Conference, Leuven, Belgium, 1996, pp. 199-220.

184. Gupta V.N. and Munjal M.L. On numerical prediction of the acoustic source characteristics of an engine exhaust system. Journal of Acoustic Society of America, Vol. 92 (5), pp. 2716-2725, 1992.

185. Hamada, H. et al. (Hitachi, Japan): Electronic Noise Attenuation System. US Patent No. 4,783,817. Patented; Nov. 8, 1988. Priority (Japan): Jan. 14, 1986.

186. Hansen С. H., Snyder S. D. Active Control of Noise and Vibration. 1997, Cambridge University Press UK. P:1267.

187. Harrold, R. T. and Sanjana, Z. N. (Westinghouse, USA): Method and Apparatus for Selective Transmission and Reflection of Sound Through a Solid. US Patent No. 5 024,092. Filed: Aug. 16, 1990. Patented: June 18, 1991.

188. Hawley, M. E. and Simshauser, E.D.: Noise Reduction System. US Patent No. 2,972,018. Filed: Nov. 30, 1953. Patented: Feb. 14, 1961.

189. Hesselmann, N.: Einrichtung zur aktiven Minderung und Kompensation von Schall am menschlichen Gehor. German Patent Application, DOS 2401523. Filed: Jan. 14, 1974. Published: July 24, 1975.

190. Hill, P. D.: Active Acoustic Attenuation System for Reducing Tonal Noise in Rotating Equipment. US Patent No. 5,010,576. Filed: Jan. 22, 1990. Patented: April 23, 1991.

191. Hollingsworth L.D. and Bernhard R.J. A Method to Predict the Performance of Active Vibration Mounts using the Finite Element Method. Proc. of "Inter-Noise 94" Congress, 1994.

192. Hong W.K.W., Eghtesadi Kh. Application of active attenuators in controlling low-frequency noise. "Journal Low Frequency Noise and Vibration", 1983, 2, N1, pp.29-36.

193. Hori, Y., Kanoi, M., Seino, K. and Hagiwara, S. (Hitachi, J): Vibration/Noise Reduction Device for Electrical Apparatus. US Patent No. 4,435,751. Patented: March 6, 1984. Priority (Japan): July 3, 1980.

194. Horvath, E. (Elin-Union, Austria): Anordnung zur Dampfung, Reduzierung bsw. Kompensation von Schallwellen bzw. Gerauschen. German Patent Application 3713780. Published: Nov. 5, 1987. Priority (Austria): April 4, 1986.

195. Itoh, Y.: Echo Canceller and Echo Suppressor for Frequency Divisional Attenuation of Acoustic Echos. US Patent No. 4,591,670. Patented: May 27, 1986. Priority (Japan): Sept. 30, 1982.

196. Jessel, M.J.M.: Precede electroacoustique d'absorption des sons et bruits genants dans des zones etendues. French Patent No. 1 494 967. Filed: Aug. 4, 1966. Patented: Aug. 7, 1967.

197. Jessel M. 25 years with active noise control. "Inter-Noise 1988", pp.953-958.

198. Jessel M. Active noise and vibration control: current tends, permanent aims and future possibilities. "Arch. Acoustics", 1983; 10, N4, 345-356.

199. Jessel M., Yamada S. Active noise control. "Journal Acoust. Soc. Japan (E.)", 8, 4(1987) pp.151-154.

200. Jolly M.R. and Miller L.R. The Control of Semi-Active Dampers using Relative Feedback Signals. SAE Paper No 892483, 1989.

201. Josukainen, S.: Modified J.M.C. Method in Active Noise Control. Inter-noise 90, Gothenburg, Sweden, Aug. 13-15, 1990. Proceedings: Vol. II, p. 12891292.

202. Kallergis, M.: Method of Reducing the Overflying Noise of Airplanes Having a Propeller Driven by a Piston Engine. US Patent No. 4,934,483. Patented: June 19, 1990. Priority (Germany): Oct. 20, 1987.

203. Kelly Jr., J.L. and Logan Jr., B. F.: Self-Adaptive Echo Canceler. US Patent No 3,500,000. Patented: March 10, 1970.

204. S.P. King and A.E. Staple. Minimization of Helicopter Vibration Through Active Control of Structural Response. Technical Report, Westland Helicopter Ltd.

205. Kolesnikov A.E. Measurement of the specific acoustic resistance of gases. In the proceedings of International Conference "Noise-93", St.-Petersburg, Russia, 1993, Volume 6, pp.155-157.

206. Kosaka Т., Ishizawa M., Miyano H., Yamada S. Active Noise Reduction of Low Frequency Noise in a Pipe. "Inter-Noise 1984", Honolulu, Dec.3-5, 1984, Vol.1, pp.473-476.

207. Kroll, M. W.: Lung Sound Cancellation Method and Apparatus. US Patent No 4 672 977 Filed: June 10, 1986 Patented: June 16, 1987.

208. Kuipers, G. (AUDI, Germany): Vorrichtung zur Gerauschminderung. German Patent Application 3612204. Filed: April 11, 1986. Published: Oct. 15, 1987.

209. Lamancusa J.S. An Actively Tuned, Passive Muffler System For Engine Silencing. "Noise-Con 87" Conf., 1987, pp. 313-318.

210. Leistner Philip, Meneghin Gianfranco, Sklenak Bretislav. Aktive Schalldampfer fiir Raumklimagerate, HLH: Heizung, Luftung/ Klima, Haustechn. 2000. 51, Ns 7, 42-43, 48 (нем.)

211. Leitch A.R., Tokhi M.O. Active noise control systems. "IEE Proc.", 1987, A134, N525-546.

212. Lerch R., Kaltenbacher M., Landes H. Precise Numerical Simulation of Electroacoustic Transmission Including Acoustic Radiation and Scattering. Proc. of "Euro Noise 98" International Congress, Munchen, 1998 October 4-6, pp.135-140.

213. Leventhall H. G., Dineen S., Walker J. and Wise S. Active Noise Attenuation as a Route to Quiet Duct Systems Without Using Fibrous Materials. Proc. of "Inter Noise 96" International Congress, Liverpool, Great Britain, August 1996, pp. 1091-1096.

214. Leventhall, H.G., Wise, S.S., Dineen, S. Active attenuation of noise in HVAC systems. Build. Serv. Eng. Res. and Technol., 1995, 16 (1), B19-B24.

215. Lilly J.G. Environmental noise criteria for Pure Tone Industrial Noise Sources. Proc. of "Noise-Con 94" International Conference on Acoustics, Ft. Lauderdale, Florida, USA, 1994 May 01-04, pp.757-762.

216. Lorenzini, A. (Peugeot, F): Dispositifd 'attenuation du bruit dans l'habitacle d'un vehicule automobile. French Patent Application No. 2531023. Filed: Aug 2, 1982. Published: Feb 3, 1984.

217. Luminari M. La ricerca europea Sl.R.U.US. sulle pavimentazioni. Autostrade. 1998. 40. № 4, 60-69.

218. Luzzi S, Vassiliev A.V. A Comparison of Noise Mapping Methods in Italian and Russian Experiences. Proc. of International Scientific Conference "Forum Acusticum-2005", Budapest, Hungary, August 29 September 2 2005, pp.10511056.

219. Maciejowski J.M, 1989, "Multivariable Feedback Design", Addison-Wesley Publishing Company.

220. Margiarotty, R.A. (Boeing, USA): Control of Laminar Flow in Fluids by Means of Acoustic Energy. US Patent No. 4 802 642. Filed: Oct. 14, 1986. Patented: Feb. 7 1989.

221. McDonald, A.M., Elliott, S.J, Stokers, M.A.: Active noise and vibration control within automobiles. Proc. Int. Symposium on Active Control of Sound and Vibration, Tokyo, 1991, pp. 147-157.

222. McDonald, A.M. et al. (Lotus, GB): Attenuation of Dynamic Pressure Fluctuations in Ducts. International Patent Application WO 91/09214 Al. Priority (GB): December 12, 1989. Published: June 27, 1991.

223. Mechel F.P. (Fraunhofer-Gesellschaft, D): Hybrider Schalldampfer. German Patent Application No. 40 27 511 CI. Filed: August30,1990. Patented: Oct. 2,1991.

224. Miyoshi Masato. Active noise control using inverse filtering of room acoustics. "NTTRandD."- 1989, 38, N10, pp. 1163-1170.

225. Moser M. Aktive Kontrolle einfacher, selbsterregter Resonatoren. Acustica, Vol. 69, pp. 175-184, 1989.

226. Munjal M.L. Velosity ratio-cum-transfer matrix method for evalution of a muffler with a mean flow. "J. of Sound and Vibration", 39(1), 1975, pp.105-119.

227. Munjal M.L. Acoustics of Ducts and Mufflers. John Wiley & Sons Publ., New York, 1987.

228. Munjal M.L., Eriksson L.J. An analytical, one-dimensional, standing-wave model of a linear active noise control system in a duct. J. Acoust. Soc. Am., 84(3), 1988, pp.1086-1093.

229. Munjal M.L., Eriksson L.J. Analysis of a linear one-dimensional active noise control system by means of block diagrams and transfer functions. Journal of Sound and Vibration, 1989, 129(3), pp.443-455.

230. Nakaji Y. (Nissan, J): System for Reducing Noise in Vehicular Cabin. European Patent Application No. 0 410 685 A2. Priority (J): July 24, 1989. Published: January 30, 1991.

231. Nakanishi K. and Sekiguchi, Y.: Silencer. US Patent No. 5 052 041. Patented: Sept. 24, 1991. Priority (Japan): Feb. 27, 1989.

232. Nakano Kimihiko, Suda Yoshihiro, Nakadai Shigeyuki. Nihon kikai gaklcai ronbunshu. Регенеративный контроллер вибрации. C=Trans. Japan Society of mechanical Engineers C. 1999. 65, N 633, c. 67-73 (Японский, рез. англ.).

233. Nelson P.A. and Elliott S.J. Active Control of Sound. Academic Press, London, 1992.

234. Nelson, P. A. and Elliott, S. J. (UK Government): Improvements in or Relating to Active Noise Reduction. UK Patent 2 149 614. Published: Feb. 25, 1987. Priority (UK): Oct. 31, 1983.

235. Nelson P.A., Curtis A.R.D., Elliott S.I, Bullmore A.I. Active minimization of harmonic enclosed sound fields, parti, theory. "Journal of Sound and Vibration", 1987, 117(1), pp.1-57.

236. New 1,6 Liter Twin-Cam 16-Valve Nissan Engine. Macota Yasuda, Hirostugu Maruyama "SAE Techn. Pap. Ser." N 910677.

237. Nieuwendijk J.A.M. et al. (Philips, NL): Silencer Arrangement for Combustion Engines. European Patent Application No. 0 589 516 A2. Priority (EP): September 23, 1992. Published: March 30, 1994.

238. Olson H.F., May E.G. Electronic sound absorber. "Journal Acoustic Society America", 1953, 25, N6, pp.1130-1136.

239. Olson, H.F.: Electronic Sound Absorber. US Patent No. 2,983,790. Filed: April 30, 1953. Patented: May 9, 1961.

240. Omoto, A., Takashima, K., Fujiwarj, K., Aoki, M., Shimizu Y. Active suppression of sound diffracted by a barrier: an outdoor experiment. J. Acoust. Soc. Am., 1997, 102, (3), Sept, 1671-1679.

241. Pass, N.S. (Threshold Co, USA): Active Low Frequency Acoustic Resonance Suppressor. US Patent No. 4,899,387. Filed: Dec. 2, 1988. Patented: Feb. 6, 1990.

242. Peevers, M. el al.: Verfahren zur Unterdrtickung von Schall sowie Schaltungsanordnung und Schallrichtung zur Durchfuhrung des Verfahrens. German Patent Appl. 3411494. Filed: March 28, 1984. Publ.: Oct. 3, 1985.

243. Pfaff, D.P. et al. (General Motors, USA): Method and Apparatus for Attenuating Engine Generated Noise. European Patent No. 0 479 367 Bl. Priority (USA): October 4, 1990. Patented: August 9, 1995.

244. Pierce A.D. Wave equation for sound in fluids with unsteady inhomogenous flow. "Journal of Acoustical Society of America", 87, No. 6, 22022299, 1990.

245. Preumont A, Dufour J-P, Malekian C, 1992, "Active Damping by a Local Force Feedback with Piezoelectric Actuators", A1AA J. of Guidance, Vol. 15, No. 2, pp. 390-395.

246. A. Preumont, N. Loix, D. Malaise, O. Lecrenier, 1993, "Active Damping of Optical Test Benches with Acceleration Feedback", Machine Vibration, Vol.2, pp. 119-124.

247. Preumont, A. "Active Structure for Vibrations Suppression and Precision pointing", AGARD Symposium on Space Systems Design and Development Testing, Cannes, October 1994.

248. Roberts, J. P. and Vuillermoz, M. L. (National Research Development, GB): Active Control of Acoustic Instability in Combustion Chambers. US Patent No. 4,644,783. Patented: Feb. 24, 1987. Priority (GB): July 16, 1984.

249. Rosenhouse G. Active Noise Control. Fundamentals for Acoustic Design. WITpress, 2001.

250. Ross, C. F.: Method and Apparatus for Active Sound Control. US Patent No. 4,480,333. Patented: Oct. 30, 1984. Priority (GB): April 15, 1981.

251. Ross, C.F.: Active control of repetitive noise. Fortschr. der Akustik -FASE/DAGA 1982, Gottingen, 332-337, DPG-GmbH, Bad Honnef.

252. Ross, C. F., Eatwell G.P. (ANVT, USA): Active Sound and/or Vibration Control. US Patent No. 5,365,594. Patented: November 15, 1994. Priority (GB): August 17, 1988.

253. Roure A. Self-adaptive broadband active sound control system. "Journal of Sound and Vibration", 1985, 101(3), pp.429-441.

254. Roure A. Fast algorithms in active noise or vibration control. ICASSP-1988, Proceedings, Vol.5, pp.2582-2585.

255. Ryan M., Franchek M.A. and Bernhard R.J. Adaptive-Passive Vibration Control of Single Frequency Excitations Applied to Noise Control. "Noise-Con 94" Conf., 1994.

256. Salikuddin, M. and Tanna, H. K. (Lockheed, USA): Active Noise Control System. US Patent No. 4,689,821. Filed: Sept. 23, 1985. Patented: Aug. 25, 1987.

257. Sallivan B.M. Engine intake system noise control. "Diesel and Gas Turbine Progress", N1, 1973.

258. Scheuren, J.: Aktive Beeinflussung der Ausbreitung von Biegewellen.

259. Dissertation, TU Berlin, 1990.

260. Scheuren, J.: Aktive Beeinflussung der Wellenausbreitung I: Theoretische Uberlegungen zur aktiven Beeinflussung der Ausbreitung von Luft- und Korperschall. Acustica 71 (1990) 243-256.

261. Scheuren, J.: Aktive Reflexion von Biegewellen. Fortschr. der Akuslik -DAGA 1990, Wien, 345-348, DPG-GmbH, Bad Honnef.

262. Scheuren, J.: Aktive Larmbekampfung (Antischall). Chapter 42, Tashenbuch der Technische Acustik, 1994, pp. 6-645.

263. Schiff, L.N.: Speakerphone with Adaptive Cancellation of Room Echoes. US Patent No. 4,636,586. Filed: Sept. 20, 1985. Patented: Jan. 13, 1987.

264. Seifert, P. (VW, Germany): Verfahren und Anordnung zur Verringoning des Gerauschpegels im Kopfbereich von Kraftfahrz insassen. German Patent Application No. 3106029. Filed: Feb. 19, 1981. Published: Sept. 9, 1982.

265. Sheperd, K.P. and Grosveld, F.M.W.A.: Sound Attenuation Apparatus. US Patent No. 5,024,288. Filed: Aug. 10, 1989. Patented: June 18, 1991.

266. Sim E. and Lee S.W., 1991, "Active Vibration Control of Flexible Structures with Acceleration or Combined Feedback", SDM Conference, Long-Beach, A1AA paper 91-1015-CP.

267. Simpson M.A., Luong T.M., Fuller C.R., Jones J.D. Full-scale demonstration tests of cabin noise reduction using active vibration control. Douglas Paper 8152 AIAA-89-1074, 1989.

268. Singh R. Computer-aided design and evaluation of low-frequency effective mufflers. "Inter-Noise 1980", Proc., pp.619-622.

269. Sondhi, M. M.: Closed Loop Adaptive Echo Canceller Using Generalized Filter Networks. US Patent No. 3,499,999. Patented: March 10, 1970.

270. Stanek Michael J. (USA Secretary of an Air Force). Aircraft weapons bay high frequency acoustic suppression apparatus: Patent USA N 6446904. Filed: 10.05.2001; Patented: 10.09.2002.

271. Starobinsky R.N. Synthesis of mufflers for gas intake and exhaust systems of internal combustion engines. Theory and application. "Inter-Noise -1987", Beijins, China, Proc., Noise Control in Industry, pp.423-426.

272. Starobinsky R.N., Vassiliev A.V. The Mathematical Provision of Acoustical Calculation of Intake Vehicle Noise. International bus truck car product and manufacturing technology Congress "AUTOTECH-91", Birmingham, England, 1991, С 427/37/112. P: 4.

273. Stothers I. et al. (Lotus Cars Ltd., GB): Adaptive Control System. International Patent Application WO 94/09480 A3. Priority (GB): October 21, 1992. Published: April 28, 1994.

274. Suzuki S. (Toshiba, J): Active Noise Control Apparatus. US Patent No. 5,377,275. Priority (J): July 29, 1992. Patented: December 27, 1994.

275. Swartz, P.A. (Philips, NL): Electro-Acoustic System Having a Variable Reflection/Absorption Characteristic. US Patent No. 4,712,247. Patented: Dec. 8,1987. Priority (NL): April 3, 1984.

276. Swinbanks, M.A. (National Research Development, GB): Active Control of Sound Waves. US Patent No 4,044,203. Priority (GB): Nov. 24, 1972. Patented: August 23, 1977.

277. Swinbanks, M.A.: Reducing noise by cancellation. UK Patent Application GB 2155 734. Published: Sept. 25, 1985. Priority (GB): March 7, 1984.

278. Swinbanks, M.A.: The active control of sound and vibration and some applications in industry. Proc. Inst. Mech. Eng. 198A (1984) 281-288.

279. Takahashi, M. et al.: Elektronisches Storschalldampfiingssystem. German Patent Application DE 3908881. Published: March 8, 1990. Priority (Japan): Sept. 5,1988.

280. Takeyama H. et al. (Matsushita, J): Acoustic Conductance and Silencer Utilizing Same. European Patent Application No. 0 483 921 Al. Priority (J): October 31, 1990. Published: May 6, 1992.

281. Taylor, B. A.: Transfer function generation for active noise cancellation. UK Patent Application GB 2 191 363. Published: Dec. 9, 1987. Priority (GB): Oct. 18, 1985.

282. Uchida, H, Nakao, N, Butsuen, T. High Performance Active Noise Control System for Engine Noise in a Car Cabin. SAE N 940608, Detroit, USA, 1994,-pp.7.

283. Vallet M. Noise as a human stressor: Proc. of International Congress "Inter-Noise 97", 1997 August 25-27, Budapest, Hungary, Vol. 1, pp. 17-26.

284. Van der Berg G.P, Passchier-Vermeer W. Assessment of low-frequency noise complaints. Proc. of Inter-Noise 99, Lauderdale, FI, 1999, p. 1993-1999.

285. Vassiliev A.V, Starobinsky R.N, Bakharev N.P. Low-Frequency Automobile Intake Noise Reduction Using Active Noise Control Systems. Proc. of 15th International Congress on Acoustics, Trondheim, Norway, 1995 June 2630, Volume 2, pp.327-330.

286. Vassiliev A.V. Compact active noise control units for automobile intake low-frequency noise attenuation. Proc. of "ACTIVE 97" Symp, Budapest, Hungary, August 21-23 1997, p.587-594.

287. Vassiliev A.V. Membrane-spring damper of low-frequency gas dynamic pulsation Proc. of "Transport noise and vibration" International EAA/EEAA Symposium, Tallinn, June 8-10 1998, pp.43-46.

288. Vassiliev A.V. Improvement of protection for the elements of active noise control system in ducts. Proc. of periodical edition of the International Academy of Ecology and Life Protection Sciences "Bulletin of IAELPS" №4 (16), 1999, pp.8386.

289. Vassiliev A.V. Automobile engine low frequency noise reduction by complex using of active noise control method: Proc. of "ISMA 25" the International Noise and Vibration Conference, Leuven, Belgium, September 13-15 2000, Vol. 1, pp.37-44.

290. Vassiliev A.V. Automobile engine low frequency noise reduction by complex using of active noise control method: Proc. of "ISMA 25" the International Noise and Vibration Conference, Leuven, Belgium, September 13-15 2000, Vol.1, pp.37-44.

291. Vassiliev A.V, Iliazov E.K, Mokrinski A.V. Investigations of Piston Compressor Pipelines Vibration Reduction. Proc. of 8th International Congress on Sound and Vibration, Hong Kong, China, July 4-6, 2001, Volume 5, p. 2827-2834.

292. Vassiliev A.V. Investigations of Transport Noise of Togliatty City. In CD-proceedings of the 6th "Transport noise and vibration" International EAA/EEAA Symposium, June 4-6 2002, St. Petersburg, Russia, P:12.

293. Vassiliev A.V. About Some Results of Software Development of Transport Noise Propagation and Mapping. In CD-proceedings of the 6th "Transportnoise and vibration" International EAA/EEAA Symposium, June 4-6 2002, St. Petersburg, Russia, P:6.

294. Vassiliev A.V. Acoustic Pressure Charging of Internal Combustion Engines. In CD-proceedings of the 6th "Transport noise and vibration" International EAA/EEAA Symposium, June 4-6 2002, St. Petersburg, Russia, P:9.

295. Vassiliev A.V, Utkin N.D, Pereshivailov L.A. Transport Noise Affectiont h • to the Housing Estates. Proc. of the 8 International Scientific Congress on Noise as a

296. Public Health Problem, Rotterdam, Netherlands, 29 June 3 July 2003, pp. 258-259.

297. Vassiliev A.V. Peculiarities of Urban Noise Impact to the Rivers.rd

298. Proceedings of the 3 International Scientific Conference "Environmental Problems of Large Rivers Basins", September 15-19 2003, Togliatti, Russia, pp. 51-52.

299. Vassiliev A.V. Software Development for Transport Noise Propagation and Mapping. Proc. of the 31 Congress of Italian Acoustical Association, Venezia, Italy, May 5-7 2004, pp. 297-303.

300. Vassiliev A.V., Shevchenko D.P. Transport Noise Mapping of Togliattith

301. City. Proc. of the 11 International Congress on Sound and Vibration, 5-8 July 2004, Saint-Petersburg, Russia. Edited by "Politechnika", pp. 1283-1290.

302. Veit, I.: Vorrichtung zum personlichen Schallschutz. German Patent Application No 2601661. Filed: Jan. 17, 1976. Published: July 21, 1977.

303. Vermorel, J. and Bauer, F.: Aktive Dampfungsvorrichtungen fur Schwingungen, insbesondere in Form von Larm, in Serienanordnung. German Patent Appl. 3916032. Publ.: Dec. 14, 1989. Priority (France): June 1, 1988.

304. Walker, В. E, Hersh, A. S., Heidelberg, L. J., Sutliff, D. L. Active resonators for control of multiple spinning modes in an axial flow fan inlet. 5th AIAA/CEAS Aeroacoutics Conference and Exhibit., Washington, 1999, pp. 339-348

305. Wanke, R.L. Acoustic Abatement Method and Apparatus. US Patent No. 3,936,606. Filed: Dec. 11, 1972. Patented: Feb. 3, 1976.

306. Warnaka, G.E., Poole, L.A. and Tichy, J. (Lord Corp., USA): Active Acoustic Attenuator. US Patent No. 4,473,906. Filed: Dec. 5, 1980. Patented: Sept. 25, 1984.

307. Warnaka G.E., Tichy J. Acoustic mixing in active attenuators. "Inter-Noise 1980", Miami, USA, 8-10.12.1980, pp. 683-687.

308. Warnaka, G. E. and Zalas, J.M. (Lord Corp., USA): Active Attenuation of Noise in a Closed Structure. US Patent No. 4,562,589. Filed: Dec. 15, 1982. Patented: Dec. 31, 1985.

309. Welsh William A., Yoerkie Charles A. (Sikorsky Aircraft Corp.). Active Noise Control System for a Helicopter Gearbox Mount: Patent USA N 6105900. Publ. 22.08.2000.

310. Widrow B. and Stearns D., 1985, "Adaptive Signal Processing", Prentice-Hall. NJ.

311. Wurm, R.J. and Bergson, A. A.; Noise Cancellation. US Patent No. 3,826,870. Filed: March 20, 1970. Patented: July 30, 1974.

312. Yamaguchi, M., Suzuki, S., Yokobori, T. and Iida, K.: Schalldammende Vorrichtung. German Patent Application 3821939. Published: Jan. 12, 1989. Priority (Japan): June 30, 1987.

313. Yuan Y. (General Motors, USA): Active Noise Control System for Attenuating Engine Generated Noise. US Patent No. 5,222,148. Filed: April 29, 1992. Patented: June 22, 1993. and: US Patent No. 5,321,759. Filed: April 29, 1992. Patented: June 14, 1994.

314. Yuan Y. et al. (General Motors, USA): Active Noise Control System. US Patent No. 5,359,662. Filed: April 29, 1992. Patented: October 25, 1994.

315. Yuan Y. (General Motors, USA): Noise Attenuation System. European Patent Application No. 0 568 127 A2. Priority (USA): April 29, 1992. Published: November 3, 1993. And: No. 0 568 129 A2. Priority (USA): April 29, 1992. Published: November 3, 1993.

316. Ziegler E.W. (NCT, USA): Sound Attenuation System for Personal Seat. International Patent Application WO 89/11841 Al. Priority (USA): June 7, 1988. Published: December 14, 1989.

317. Ziegler E.W. et al. (NCT, USA): High Efficiency Fan with Adaptive Noise Cancellation. International Patent Application WO 93/02445 Al. Filed: July 16, 1991. Published: February 4, 1993.

318. Zurek P.M. et al. (MIY, USA): Adaptive Beamforming for Noise Reduction. US Patent No. 4,956,867. Filed: April 20, 1989. Patented: September 11, 1990.