Дослідження шумових характеристик легкових автомобілів

Бойко, Данііл Андрійович
Please use this identifier to cite or link to this item: https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8920
Title:	Дослідження шумових характеристик легкових автомобілів
Authors:	Йовченко, Алла Василівна Бойко, Данііл Андрійович
Issue Date:	2023
Abstract:	Метою дослідження є ймовірна оцінка внутрішнього шуму легкових автомобілів, що дозволяє на стадії проектування формувати їх акустичні характеристики, що забезпечують виконання чинних технічних норм. Об'єкт дослідження – легкові автомобілі сімейства Skoda. Предмет дослідження – характеристики гучності легкових автомобілів (на прикладі Skoda). Задачі дослідження: 1. Визначити основні джерела шуму, причини генерації віброакустичного випромінювання під час руху транспортного засобу. 2. Проаналізувати гучність автомобілів різного віку на предмет відповідності чинним технічним нормам. 3. Виконати експериментальні дослідження гучності легкових машин різного віку (на прикладі Skoda) та їх основних агрегатів. 4. Дослідити вплив навантаження на шумовипромінювання транспортних засобів. 5. Визначити ймовірну оцінку шуму легкових автомобілів, загальний рівень і спектральні складові шуму в салоні автомобіля залежно від характеристик гучності кожного джерела з оцінкою ймовірного розсіювання їх значень у автомобілів різного віку.
URI:	https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8920
Appears in Collections:	274 Автомобільний транспорт (Автомобільний транспорт)
Files in This Item:
File	Description	Size	Format
Бойко.pdf Restricted Access		3.24 MB	Adobe PDF	View/Open Request a copy
Show full item record
Extracted text
 
Міністерство освіти і науки України 
Черкаський державний університет (ЧДТУ) 
18006, м. Черкаси, бул. Шевченка, 460, тел./факс (0472) 71 00 92 
 
 
 
 ЗАТВЕРДЖУЮ 
 зав. кафедри автомобілів та  
 технології їх експлуатації, професор  
 ______________ Л.А. Тарандушка 
 «___» __________________2023 р. 
 
 
 
 
КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА МАГІСТРА 
 
 
 ДОСЛІДЖЕННЯ ШУМОВИХ ХАРАКТЕРИСТИК 
ЛЕГКОВИХ АВТОМОБІЛІВ 
 
 
Рецензент: 
       _______________  _____________ 
(підпис), (дата)         (ім’я, прізвище) 
 
Керівник роботи: 
доц. кафедри АТЕ    _______________  Алла ЙОВЧЕНКО 
(підпис), (дата)         (ім’я, прізвище) 
 
 
Виконавець: 
студент 2 курсу, гр. мАВ-83 
спеціальності 274 – Автомобільний  
транспорт      _______________  Данііл БОЙКО  
(підпис), (дата)         (ім’я, прізвище) 
 
 
 
 
 
2023 
  
 
РЕФЕРАТ 
 
Пояснювальна записка 82 с., 28 рис., 8 табл., 41 джерел посил. 
 
Метою дослідження є ймовірна оцінка внутрішнього шуму легкових 
автомобілів, що дозволяє на стадії проектування формувати їх акустичні 
характеристики, що забезпечують виконання чинних технічних норм. 
Об'єкт дослідження – легкові автомобілі сімейства Skoda. 
Предмет дослідження – характеристики гучності легкових автомобілів (на 
прикладі Skoda). 
Задачі дослідження: 
1. Визначити основні джерела шуму, причини генерації віброакустичного 
випромінювання під час руху транспортного засобу. 
2. Проаналізувати гучність автомобілів різного віку на предмет відповідності 
чинним технічним нормам. 
3. Виконати експериментальні дослідження гучності легкових машин різного 
віку (на прикладі Skoda) та їх основних агрегатів. 
4. Дослідити вплив навантаження на шумовипромінювання транспортних 
засобів. 
5. Визначити ймовірну оцінку шуму легкових автомобілів, загальний рівень і 
спектральні складові шуму в салоні автомобіля залежно від характеристик 
гучності кожного джерела з оцінкою ймовірного розсіювання їх значень у 
автомобілів різного віку. 
  
 
Зміст 
 
Вступ ................................................................................................................................. 4 
Розділ 1 Проблеми шумності автомобільного транспорту ................................. 5 
1.1 Шум автотранспортних засобів як фактор забруднення навколишнього 
середовища .................................................................................................................... 5 
1.2 Норми шумності АТЗ у різних країнах ................................................................ 8 
Висновки до першого розділу ................................................................................... 10 
Розділ 2 Формування шуму в салоні автомобіля .................................................... 11 
2.1 Причини утворення шуму в механізмах та його ймовірного 
розсіювання ............................................................................................................... 11 
2.2 Основні джерела шуму легкового автомобіля .................................................. 13 
2.3 Сумарна оцінка внутрішнього шуму ............................................................. 45 
Висновки до другого розділу .................................................................................... 53 
Розділ 3 Оцінка ймовірного шуму легкових автомобілів ......................................... 54 
3.1 Експериментальне обладнання для дослідження шумових 
характеристик агрегатів автомобілів .................................................................... 54 
3.2 Результати статистичних досліджень шумності агрегатів ........................ 56 
3.3 Дослідження впливу навантаження на шумовипромінювання ....................... 61 
Висновки до третього розділу .................................................................................. 65 
Розділ 4 Методика розрахункової ймовірної оцінки шуму автомобіля ............. 66 
4.1 Математична модель ймовірної оцінки шуму .................................................. 66 
4.2 Визначення сумарного шуму .............................................................................. 68 
4.3 Аналіз результатів ймовірної оцінки шуму автомобілів Skoda ...................... 71 
Висновки до четвертого розділу ............................................................................... 75 
Висновок ........................................................................................................................ 77 
Перелік джерел посилання ........................................................................................... 79 
 
  
 
ВСТУП 
 
Помітною тенденцією розвитку сучасної цивілізації є поліпшення якості 
життя людей, підвищення їх безпеки та комфортності. Шумове забруднення 
середовища, що оточує людину – це важлива екологічна проблема. Одним з 
аспектів цієї проблеми є постійно зростаючий рівень транспортного шуму, як 
зовнішнього, так і внутрішнього. 
За останні роки в Україні значно виріс парк автотранспортних засобів (АТЗ). 
Збільшення кількості АТЗ на дорогах приводить до істотного зростання гучності, 
що негативно впливає на екологічний стан. На даний момент рівень шуму, 
створений міським транспортом, варіюється в межах від 70 до 95 дБА [1-7], що 
порушує встановлений поріг [5]. У великих містах частка територій, на яких 
перевищуються санітарні норми по шуму досягає 45 %. В Черкасах рівень 
транспортного шуму досягає 82 дБА [8]. 
Шум потоку АТЗ визначається кількістю та гучністю окремих ТЗ, що 
впливає на шумові характеристики діючих на цей час українських та 
міжнародних стандартів, а також санітарні норми і правила [9]. Виконання цих 
норм перевіряється тільки при контрольних випробуваннях. Водночас рівень 
внутрішнього шуму, тобто шуму в кабіні чи салоні, напряму залежить від рівня 
зовнішнього шуму. Шум у машин зі значним терміном експлуатації перевищує 
санітарні норми, що викликає підвищену втомлюваність водія та пасажирів і в 
ряді випадків приводить до професійних захворювань. 
Одним зі шляхів зниження загального шуму є зменшення частки в ньому 
кожного джерела [10], тобто кожного шумовипромінюючого агрегату автомобіля. 
Водночас, в українських і закордонних джерелах дуже мало даних по 
статистичній оцінці шуму конкретних марок автомобілів [1-15]. Немає методик 
розрахунків можливого розсіювання рівнів гучності автомобілів. Це приводить до 
того, що частина АТЗ за шумовими характеристиками під час експлуатації 
виходить за допустимі норми. Адже, навіть автомобілі однієї й тієї ж партії 
можуть мати різні шумові характеристики [16]. 
 
РОЗДІЛ 1 ПРОБЛЕМИ ШУМНОСТІ АВТОМОБІЛЬНОГО 
ТРАНСПОРТУ 
 
1.1 Шум автотранспортних засобів як фактор забруднення 
навколишнього середовища 
 
Проблема поліпшення умов проживання населення в містах значною мірою 
залежить від степеня розв’язання питань зниження акустичного забруднення 
навколишнього середовища автомобільним транспортним засобом (АТЗ). 
Підвищений рівень шуму, випромінений АТЗ, є одним з факторів забруднення 
навколишнього середовища [17]. 
АТЗ вносить в атмосферу міст з інтенсивним автомобільним рухом до 80 % 
шкідливих речовин [18]. Частка шуму, випроміненого АТЗ, доходить до 90 % 
міського шуму від усіх джерел [19-27]. 
За даними вітчизняних і закордонних дослідників, в середньому, тривалість 
життя населення, що проживає поблизу автомобільних магістралей, може 
скорочуватися на 10-14 років [26]. 
Рівень шумового забруднення залежить як від кількості джерел підвищеного 
шуму, так і від рівня шуму кожного окремого джерела. Переважним джерелом 
шуму в містах є транспорт. Рівень шуму від міського транспорту становить 70-
90 дБА [18]. Рівень еквівалентного, тобто загального шуму промислових 
підприємств, становить 60-70 дБА. В Києві 45 % площі міської забудови являють 
собою території з наднормативним рівнем шуму [26]. Понад 50 % населення 
великих міст України проживає, перебуваючи в умовах акустичного 
дискомфорту, що виникає в тому числі внаслідок діяльності об'єктів транспортної 
інфраструктури [27]. Так, в Черкасах рівень шуму транспортних потоків досягає 
82 дБА (на вул. Смілянська) [17]. 
Рівень зовнішнього шуму міського транспорту згідно з деякими відомостями 
коливається в межах 74-85 дБА [18]. На заміських трасах і магістралях він може 
доходити до 90 дБА. Оптимальним, згідно із санітарними нормами, для людини є 
 
рівень 40 дБ [13, 16]. Його систематичне перевищення часто призводить до 
негативних наслідків для здоров'я та емоційного стану людини. Аналіз методів 
боротьби із шумом показує, що зниження його рівня може бути досягнуто в першу 
чергу за рахунок зменшення рівня шуму кожного джерела [18]. 
Кількісний склад автопарку України станом на 1 липня 2022 р. 
представлено на рис. 1.1. 
 
 
Рисунок 1.1 – Парк легкових автомобілів України по марках 
 
Збільшення обсягу двигунів, підвищення їх потужності, зростання 
швидкості руху та зростання загальної кількості автомобілів призводить до того, 
що боротьба із шумом та вібрацією стає більш актуальною, особливо в рамках 
розв’язання проблем акустичного забруднення навколишнього середовища. 
На рис. 1.2 наведено результати вимірів рівня шуму різних марок автомобілів 
при інтенсивному розгоні автомобіля до швидкості 100 км/год. Згідно рис. 1.2 шум 
деяких марок автомобілів не відповідає вимогам ДСТУ та нормам про безпеку 
колісних транспортних засобів [24-27]. 
В Україні середній вік автомобіля рівняється 10,9 рокам, останнім часом цей 
показник збільшується. 
Близько 28,4 % старих автомобілів мають строк експлуатації від 10 до 20 
років. Очікується, що за рахунок прогнозованого зростання продажів нових 
автомобілів середній строк експлуатації знизиться. Категорія автомобілів у віці до 
 
5 років залежить від ринку нових автомобілів і становить 28,0 % (табл. 1.1) [30]. 
Таблиця 1.1 – Середній рівень шуму в салоні автомобіля залежно від його 
віку 
Середній рівень шуму 
Вікова категорія Частка, 
 % в салоні автомобілів Skoda, дБА 
 (при швидкості руху 100 км/год) 
0-5 років 28,0 77 
5-10 років 20,6 79 
10-15 років 14,3 81 
15-20 років 14,1 85 
Більше 20 років 23,3 87 
 
 
Рисунок 1.2 – Рівень шуму в салоні автомобілів при інтенсивному розгоні 
до 100 км/год 
 
1.2 Норми шумності АТЗ у різних країнах 
 
Шум автомобільного транспорту завдає екологічної шкоди та економічного 
збитку. Для його зниження керівництвом країн і національними організаціями 
приймаються заходи щодо зниження припустимих рівнів шуму. Протягом чверті 
століття рівень зовнішнього шуму автомобілів зменшився в середньому на 10-
12 дБА [24]. В країнах Західної Європи та Північної Америки припустимі рівні 
шуму легкових автомобілів регулярно стають більш жорсткими приблизно на 
3 дБА з періодичністю в кожні 10 років [23]. На рис. 1.3 представлена історична 
залежність припустимих рівнів зовнішнього шуму автомобілів та тенденція їх 
зміни в різних країнах [24]. 
 
 
Рисунок 1.3 – Припустимі норми рівнів зовнішнього шуму легкових 
автомобілів у різних країнах 
 
Чинні в нашій країні нормативні документи повністю відповідають 
Правилам № 51 ЄЕК ООН [24]. Відповідно до них припустимі рівні зовнішнього 
шуму автомобілів представлено в табл. 1.2 [84]. 
Рівень шуму автотранспорту регламентується внутрішньодержавними або 
міжнародними стандартами. Згідно ДСТУ 3555-2005, норми внутрішнього шуму 
в Україні наведено в табл. 1.3. 
Примітки: 
1. Для АТЗ підвищеної прохідності категорії Ml припустимі рівні 
 
збільшуються на 2 дБА. 
2. При проведенні випробувань сертифікованого типу АТЗ допускаються 
перевищення припустимих рівнів не більше ніж на 1 дБА. 
3. Для АТЗ, поставлених на виробництво до 01.01.91, допускається 
збільшення граничних значень на 2 дБА [23, 24]. 
Таблиця 1.2 - Припустимі рівні зовнішнього шуму автомобілів, дБА [24] 
Категорія Правила №51 ЄЕК ООН 
транспортного засобу Серія 01 Серія 02 
Ml 77* 74* 
М2, N1 (m<2т, m - маса АТЗ) 78* 76* 
М2, N1 (2 т < m < 3,5 т) 79* 77* 
М2, М3 (m > 3,5т, N < 150 кВт) 80 78 
М2, М3 (m > 3,5т, N > 150 кВт) 83 80 
N2, N3 (N < 75 кВт) 81 77 
N2, N3 (75кВт < N < 150 кВт) 83 78 
N2, N3 (N > 150 кВт) 84 80 
Рік набрання чинності 1997 1999 
 
Таблиця 1.3 – Припустимі норми рівнів внутрішнього шуму  ДСТУ 3555-2015 
Припустимий 
Автотранспортний засіб рівень, дБА 
Автомобілі та автобуси для перевезення пасажирів 
Категорія M1 (крім вагонного компонування кузова) 77 
Категорія M1 (вагонна, напівкапотне компонування кузова) 79 
Категорії М2, М3 
- на робочому місці водія 77 
- у пасажирському приміщенні автобусів класів II і III 79 
- у пасажирському приміщенні автобусів класу I 81 
Категорії М2, М3 (з розташуванням двигуна попереду) 
- на робочому місці водія та у пасажирському приміщенні 79 
Автомобілі для перевезення вантажів 
Категорії N1 повною масою до 2 т 79 
Категорія N1 повною масою від 2 до 3,5 т 81 
Категорії N2, N3 81 
Категорії N2, N3 для міжнародних перевезень 79 
 
Висновки до першого розділу 
 
В Україні істотне зростання парку автотранспортних засобів спостерігається 
в основному за рахунок росту чисельності легкових автомобілів. Постійне 
збільшення потужності двигунів і швидкісних характеристик машин поряд із 
зростанням їх загальної кількості впливає на продуктивність праці та здоров'я не 
тільки водіїв, але і людей, що перебувають у зоні акустичних полів автомобілів. 
Проблема гучності АТЗ ускладнюється відсутністю повноцінних програм 
випробувань шумових характеристик машин на відповідність вимогам 
внутрішньодержавних та міжнародних стандартів. Закордонні автомобілі не 
постачають паспортними даними по шумності, а їх шумові характеристики 
можуть не відповідати українським санітарним нормам. До того ж автомобілі 
однієї марки, навіть такі, що зійшли з конвеєра в один день, відрізняються за 
шумовими характеристиками, а їх оцінка практично не робиться, тому рівень 
шуму деякої частини автомобілів перевищує санітарні норми. Шумність різних 
автомобілів, що приводиться в довідниках і у звітах по випробуваннях, у 
більшості випадків визначається в умовах, що не відповідають прийнятим у 
нормативній документації, тому її важко використовувати для порівняльної 
оцінки шумності автомобілів. В Україні відсутня методологія розрахункової 
оцінки шумності автомобілів з урахуванням неминучого розсіювання її значень і 
конструктивних особливостей автомобілів [27]. Тому актуальним завданням є 
створення розрахункової методики, яка дозволяла б на стадії проєктування 
автомобіля визначати математичне очікування та дисперсію шумності для 
визначення ймовірності можливого відсотка перевищення санітарних норм по 
шуму та внесення необхідних конструктивних змін ще на стадії проєктування. 
Зростання автопарку викликає підвищення вимог до шумності автомобілів, 
які повинні відповідати чинним стандартам, регламентам та санітарним нормам. 
 
РОЗДІЛ 2 ФОРМУВАННЯ ШУМУ В САЛОНІ АВТОМОБІЛЯ 
 
2.1 Причини утворення шуму в механізмах та його ймовірного 
розсіювання 
 
Основними джерелами звукових вібрацій і шуму в автомобілі є двигун та 
його системи, трансмісія, шини, аеродинамічні збудження. Шляхи передачі 
вібрацій і шуму в салон наведено на рис. 2.1. Згідно рис. 2.1 звукові хвилі від 
джерел по повітрю досягають салону. Впливаючи на стінки салону, звукові хвилі 
збурюють їх, і повітря, що знаходиться в салоні, теж починає рухатися, тобто в 
салоні виникають звукові хвилі (так званий повітряний, або проникаючий шум). 
 
 
В – вібрації звукової частоти, що досягають салону; П – звукові хвилі, що 
проникають у салон крізь щілини, зазори та через стінки (повітряний шум);  
С – звукові хвилі, створені вібраціями (структурний шум); О – звукові хвилі, 
відображені від стінок всередині салону (відображений шум); Ш – звукові хвилі, 
що досягають зовні стінок салону (повітряний шум) 
Рисунок 2.1 – Схема процесу формування шуму в салоні автомобіля 
 
Звукові хвилі виникають у салоні і тоді, коли вібрації від джерел по 
конструктивних елементах автомобіля досягають стінок салону та збуджують їх. 
В салоні, таким чином, додатково виникають звукові хвилі. 
 
Шум в салоні можуть створювати агрегати та прилади, що перебувають 
всередині салону: вентилятор, обігрівач, кондиціонер (шум внутрішніх джерел). 
Шум в салоні, що виникає від будь-якого джерела, багаторазово 
відбиваючись від стінок салону, збільшує рівень звукового тиску в ній. Ступінь 
збільшення залежить від звуковбираючих властивостей стінок та наявності 
автономних шумопоглиначів у салоні. Додатковий шум, що виникає при відбитті 
від стінок всередині салону, називається відбитим або вторинним шумом. 
Все це створює складну змінну картину акустичного поля всередині салону, 
яку можна описувати лише з більшими допущеннями [22, 26]. 
На сьогодні питання, пов'язані з акустичним забрудненням через підвищене 
шумовипромінення автомобілів, залишаються до кінця не вирішеними та 
актуальними [9, 15, 19]. 
Шум автомобілів при русі виникає внаслідок коливань як самого корпуса 
автомобіля, так і його окремих агрегатів. Походження збуджень у різних агрегатах 
автомобіля зумовлено виникненням механічних, гідродинамічних, електричних 
явищ та процесів, які характеризують конструкцію, робочий режим, технологію 
виготовлення і експлуатаційні умови. Шуми, що виникають в автомобілі діляться 
на механічні, аерогідродинамічні та електромагнітні [10, 20]. 
Причинами утворення шуму механічної природи є інерційні збуджуючі сили. 
Вони проявляються через переміщення під час роботи деталей агрегату зі 
змінними прискореннями; зіткнення деталей через наявність зазорів; тертя деталей 
пристроїв. 
Практично всі автомобілі піддаються вібраціям. До таких 
аерогідродинамічних джерел шуму відносяться: вихрові процеси в потоці 
робочого середовища; коливання середовища, викликані обертанням лопастевих 
коліс; пульсації тиску робочого середовища; коливання середовища, викликані 
неоднорідністю потоку, що надходить на лопастеві колеса. В гідравлічних 
механізмах до цих джерел шуму додаються кавітаційні процеси [20, 31, 33, 34]. 
Електромагнітний шум в основному проявляється в електроавтомобілях та 
електричному обладнанні. Причиною походження є взаємодія феромагнітних мас 
 
під впливом змінних у часі та просторі магнітних полів [20]. 
Оскільки сформований у механізмах шум залежить від безлічі факторів, то 
неминуче, що в залежності від комбінації цих факторів у кожному конкретному 
автомобілі рівень шуму автомобілів даної модифікації буде мати істотний 
спектральний розкид. Навіть у нових, що тільки надходять у продаж АТЗ, таке 
розсіювання має істотну величину [32]. Він пояснюється досить широкими 
допусками на розміри деталей, неточністю регулювань, технологічними 
особливостями виробництва, обумовленими неможливістю абсолютно точного 
виконання кожної технологічної операції та її нестабільністю, заміною 
(допустимою) застосовуваних матеріалів та розкидом їх властивостей, залишковим 
динамічним розбалансуванням обертових рухомих деталей і т.д. [28]. 
У процесі експлуатації рівень шуму АТЗ та його спектральне розсіювання 
суттєво змінюється [27, 28, 33]. Це відбувається за наступних причин: 
- зменшення зусиль затягувань кріплення панелей та елементів кузова, що 
зменшує жорсткість конструкції; 
- поява зазорів в сполученнях деталей, що приводять до люфтів із 
вібрацією, з відтворенням широкосмугового спектра шуму; 
- поява зазорів, щілин в ущільненнях дверних отворів; у місцях 
проходження тяг керування, електропроводки в панелях через погіршення 
фізико-хімічних властивостей ущільнюючих матеріалів; 
- погіршення зчеплення (адгезії) вібродемпфуючих матеріалів з панелями; 
- погіршення фізико-хімічних властивостей (старіння) вібропоглинаючих і 
шумопоглинаючих матеріалів; 
- поява механічних ушкоджень (тріщин) в панелях [24]. 
 
2.2 Основні джерела шуму легкового автомобіля 
 
Шум автомобіля при переміщенні складається зі звуків, створених двигуном, 
його системами, у тому числі системами впуску та випуску, агрегатами 
трансмісії, панелями кузова (коливання від впливу двигуна і дороги), шуму шин, 
 
а також потоку повітря та допоміжного обладнання (рис. 2.1). 
Рівняння акустичного балансу автомобіля складається із суми звукових 
потужностей найбільш інтенсивних джерел шуму [2, 8]: 
 
Wa =WД + аWД +WВП +WВИП +WТР +WДОР +WАЕР +WШ .                   (2.1) 
 
Шум випромінюється всією поверхнею автомобіля та його агрегатів; 
загальна акустична потужність автомобіля Wa  складається з наступних 
акустичних потужностей: 
- поверхні силового агрегату WД ; 
- випромінювачів в системі газообміну WВП, WВИП; 
- поверхні агрегатів трансмісії WТР; 
- поверхні кузова автомобіля та агрегатів при передачі коливальної енергії та 
збуджень від дороги WДОР; 
- поверхні кузова автомобіля в результаті взаємодії з повітрям при русі WАЕР; 
- шини при русі та взаємодії з дорогою WШ; 
- поверхні кузова автомобіля при передачі енергії коливального руху 
двигуна на шасі автомобіля та збурювання його елементів з боку силового 
агрегату WД  [34]. 
Оскільки кожне із джерел, що входять у формулу 2.1, має розсіювання 
значень, то рівняння буде мати вигляд: 
 
Wа =WД + ∆WД + аWД + ∆аWД +WВП + ∆WВП +WВИП + ∆WВИП +WТР + ∆WТР +  
+WДОР + ∆WДОР +WАЕР + ∆WАЕР +WШ + ∆WШ .
 
Під величиною а розуміється коефіцієнт акустичного збудження автомобіля, 
тобто а =Wa′ W , де Wa′A  – акустична потужність, випромінена автомобілем у 

випадку роботи тільки двигуна [24]. Тому становить великий інтерес кожне 
джерело шуму автомобіля, його інтенсивність та фізіологічні показники [24]. 
 
На основі даних заводу «Єврокар» (рис. 2.3) можна побачити баланс джерел 
шуму серійного автомобіля. За графіком видно, що три складові пов'язані з 
роботою двигуна і одна від самого руху автомобіля [2, 10]. 
 
 
Рисунок 2.2 – Класифікація джерел шуму автомобіля [29] 
 
 
1 – від системи впуску; 2 – від роботи двигуна; 3 – від системи випуску;  
4 – від руху накатом 
Рисунок 2.3 – Баланс джерел шуму легкового автомобіля 
 
 
2.2.1 Шум двигуна 
 
Традиційними вимогами до ДВЗ є висока паливна економічність, 
потужність, довговічність, надійність конструкції, малі габарити і питома вага. 
На сьогодні додалися вимоги з виконання ще двох якостей – невисокої 
токсичності та малої випромінюваної акустичної потужності [34]. Інтенсивність 
шуму визначають за рівнем інтенсивності звуку або акустичної потужності (дБ). 
Шкала децибелів містить дуже великий діапазон інтенсивності шумів. 
У випадку існування декількох джерел шуму (типова ситуація у двигунах 
внутрішнього згоряння) може виникнути необхідність підсумовування 
(вирахування) їх рівнів, наприклад, за допомогою номограм. Така характеристика 
шуму, як акустична потужність, є основним показником акустичних якостей 
двигуна внутрішнього згоряння, що відображає його здатність випромінювати 
шум у навколишній простір. При дослідженні застосовують також такі 
характеристики шуму ДВЗ, як рівень випроміненого поверхнями ДВЗ шуму та 
його залежність від параметрів роботи двигуна таких як частота обертання і 
навантаження, шумова діаграма двигуна. Миттєві значення рівнів шуму 
дозволяють виявити найбільш гучні стадії робочого циклу двигуна, оцінити 
явища різного характеру, що тривають короткий проміжок часу, наприклад, 
згорання палива або удари в механізмах. Спектр шуму дозволяє судити про 
розподіл енергії випромінювання по частотному діапазону. 
Робочий двигун можна представити як сукупність декількох джерел 
акустичного випромінювання. З використанням формули: 
 
L =10lg(10(0.1L1 ) +10(0.1L2 )
Σ +10(0.1L3 ) + ...10(0.1Ln ) )   (2.2) 
 
можна підрахувати сумарний рівень шуму декількох джерел. Додаткові відомості 
про шум і вібрації можна отримати за допомогою часових характеристик, які 
розширюють можливості аналізу та розшифрування походження акустичного 
випромінювання [2, 12]. 
 
Шум двигуна виникає на всіх стадіях робочого циклу. Особливо інтенсивно 
це проявляється в моменти відкриття та закриття клапанів газорозподільчого 
механізму та під час процесу згорання палива [2]. У відповідні фази робочого 
циклу миттєвий рівень шуму підвищується стрибкоподібно на величину 
∆L=10...15 дБ. Стрибок ∆L доцільно прийняти в якості кількісної характеристики 
імпульсу шуму у двигуні. Безпосередньо з осцилограм шуму [32]: 
 
∆L = 20 lg Amax       (2.3) 
A0
 
де    Аmах – максимальна амплітуда коливань в імпульсі;  
А0 – амплітуда коливань до моменту виникнення імпульсу.  
При роботі двигуна, випромінювання шуму виникає за наступних причин: 
моменту, впливу знакозмінних сил, що розвиваються в механізмах двигуна, 
збудження у впускних і випускних системах, під дією сил тиску газів [2, 22]. 
Тривалість збудження визначає час існування випромінювача і може становити 
частину тривалості робочого циклу. Випромінювання в цих випадках має 
імпульсний характер, повторюючись від циклу до циклу. Інші випромінювачі 
будуть діяти протягом усього циклу. Відповідно до викладеного, рівняння 
акустичного балансу по робочому циклу має вигляд: 
 
Wа =WВП +WВИП +WДЕФ +WС +WН +WАГ +WУД    (2.4) 
 
Шум двигуна WД виникає при процесах наповнення WВП, випуску WВИП, 
стискання, підведення теплоти розширення WН при здійсненні робочого процесу 
в агрегатах WАГ та при роботі механізмів двигуна WУД. У всіх випадках акустична 
енергія W випромінюється поверхнями двигуна WД, випускними та впускними 
горловинами. Таким чином, можна скласти рівняння акустичного балансу по 
поверхнях випромінювання: 
 
 
п
Wд =∑Wі +WВП +WВИП  
і=1
 
п
де ∑Wі  – акустична потужність випромінювання i-ої ділянки поверхні S 
і=1
двигуна; n – число ділянок, на які розбита поверхня S. 
Середньостатистична залежність рівня шуму у ДВЗ автомобілів Skoda, 
отримана на основі експериментальних даних, представлена на рис. 2.4. 
 
 
Рисунок 2.4 – Середньостатистична залежність рівня шуму ДВЗ автомобілів 
Skoda (σL – середньоквадратичне відхилення) [15] 
 
У роботі Бангояна Є.Г. [3] зазначено, що представлення акустичного балансу 
у вигляді суми потужностей випромінювачів відкриває можливості аналітичних 
розрахунків величини акустичного випромінювання від кожного джерела. 
Особливо доцільне використання рівнянь акустичного балансу для оцінки 
ефективності заходів щодо зниження шуму шляхом впливу на різні джерела. За 
допомогою такого рівняння балансу можна також оцінити максимальний ефект, 
який може бути досягнуто при повній ліквідації даного джерела. Слід зазначити, 
що завжди існує необхідність оцінки випромінювання, здійснюваного окремими 
джерелами, а також параметрів робочих процесів і конструкції двигуна, які 
вирішальним чином впливають на появу акустичного випромінювання [3]. 
Вентилятори системи охолодження, особливо на сучасних вантажних 
 
автомобілях, можуть бути джерелом досить інтенсивного шуму, рівень якого 
дуже близький до рівня шуму двигуна. Загальний рівень шуму вентиляторів 
зумовлений дискретними частотами коливань, кратними частоті обертання вала 
вентилятора та числу його лопастей. Ці частоти виникають при взаємодії лопастей 
із зустрічним потоком і передаються через облицювання та радіатор. 
Інтенсивність шуму вентилятора пропорційна середній осьовій швидкості потоку. 
Наявні викривлення структури потоку, які також залежать від його осьової 
швидкості, інтенсифікують шум вентилятора. З одного боку, для даної швидкості 
верхня гранична частота обертання вентилятора повинна бути по можливості 
мінімальною, з іншого боку, вона визначається граничним тиском, необхідним 
для подолання опору системи. 
Знизити граничну частоту обертання вентилятора при незмінній його 
продуктивності можна шляхом підвищення аеродинамічного ККД: зменшенням 
радіальних зазорів у тракті або застосуванням спеціальних кожухів; поліпшенням 
конструкції радіатора (форми, товщини та площі), тобто можливістю регулювати 
його тепловіддачу, пов'язану зі зменшенням середньої осьової швидкості потоку. 
При зниженні розмірів радіатора за інших рівних умов шум вентилятора буде 
зростати. Правильним підбором аеродинамічних якостей вентилятора в комбінації 
з оптимальними розмірами та конструкцією радіатора домагаються мінімального 
викривлення потоку і, отже, зниження шуму. Сучасний осьовий вентилятор навіть 
із асиметричним розташуванням лопастей у порівнянні з відцентровим працює 
більш шумно [3]. 
 
2.2.2 Шум систем впуску та випуску 
 
Під шумом впуску (випуску) розуміється акустичне випромінювання, 
вироблене впускним (випускним) отвором трубопроводу, а також зовнішніми 
поверхнями деталей впускних (випускних) систем [27]. В експериментальній 
практиці шум впуску (випуску) Lвп виділяють шляхом реєстрації рівнів і спектрів 
шуму в точці, що знаходиться близько (≈0,5 м) від впускної (випускної) 
 
горловини, при роботі двигуна на обраному режимі без повітроочисника 
(глушника) Lдв та при їх наявності складової Lr, тобто рівень шуму впуску [13, 25].  
Згідно з даними експериментів [27-29], навантажувальний режим не впливає 
на спектральний склад шуму впуску і розподіл частот у спектрі залишається 
таким же при роботі двигуна в режимі прокручування [30]. Звукові поля двигунів, 
зняті при зовнішньо-швидкісній характеристиці мають максимальні рівні звуку 
(на всіх швидкісних режимах) у зоні втягуючого отвору впускного колектора. 
Загальний рівень шуму впуску з підвищенням частоти обертання зростає значно 
швидше, чим середній загальний рівень шуму в точках, розташованих навколо 
двигуна. Збільшення рівня шуму становить 10...17 дБ на кожні 1000 об/хв [30]. 
При роботі двигуна по навантажувальних характеристиках рівень його шуму 
по контуру залежить від навантаження, але в точці, що характеризує шум впуску, 
цей рівень залишається постійним. Інтенсивність шуму впуску при роботі двигуна 
по навантажувальній характеристиці змінюється незначно. Так, двигуни AWT 
(1.8 R4 20v T) та AZM (EA827) характеризуються незначним падінням рівня шуму 
(на 1...2 дБ) при збільшенні навантаження до 100 % у порівнянні з холостим ходом. 
Слід зазначити, що двигуни великого літражу мають більш високі рівні шуму 
впуску. Ця закономірність була відзначена в роботах з дослідження шуму 
суднових та стаціонарних дизелів [22]. 
Установка турбонагнітача приводить до деяких змін характеристики шуму 
впуску дизелів, крім того, сам нагнітач є додатковим джерелом шуму. 
Аеродинамічний шум роторних нагнітачів (135 дБ) значно перевищує шум інших 
агрегатів двигуна. Збільшення рівня шуму впуску при зростанні частоти 
обертання від nmin до пmax у карбюраторних двигунів становить 12...17 дБ [32]. 
Якщо двигун працює по частковій швидкісній характеристиці, то зі збільшенням 
n рівень шуму зростає на 5...10 дБ на кожні 1000 об/хв. При часткових 
навантаженнях шум впуску завжди менший, чим при режимі 100 %-ного 
відкриття дросельної заслінки. При роботі по навантажувальній характеристиці 
шум впуску карбюраторного двигуна, на відміну від шуму впуску дизеля, 
змінюється в широких межах. Якщо навантаження збільшується від 0 до 
 
N1max, то рівень шуму впуску зростає на 10...15 дБ [32]. Шум наростає зі 
зростанням n, хоча навантаження при цьому залишається постійним. 
Спектр шуму впуску карбюраторних двигунів складається із зони низьких і 
середніх частот. Частота та рівень найбільш інтенсивних складових змінюються 
залежно від швидкісного режиму роботи двигуна. Ряд складових у спектрі шуму 
впуску не кратний частоті обертання. Спектральний склад шуму впуску 
карбюраторного двигуна, на відміну від дизеля, не залишається постійним при 
роботі по навантажувальній характеристиці. Так, на режимі холостого ходу в 
спектрі шуму впуску переважають високочастотні складові. При проходженні 
суміші в системі впуску виникає так званий вихровий шум [30]. 
Інтенсивне вихроутворення у впускному колекторі відбувається при 
подоланні різних гідравлічних опорів, при терті потоку об стінки та, головним 
чином, при проходженні через клапан [34]. Пікові значення рівнів шуму, що 
виникають при цьому, становлять 130...140 дБ. 
Зі зростанням швидкості руху потоку рівень шуму зростає при збереженні 
постійної величини підйому клапана, при V=const відкриття клапана також 
приводить до збільшення рівня вихрового шуму. При постійній витраті з 
відкриттям клапана знижується швидкість проходження повітря, відповідно 
зменшується вихровий шум. 
Частотні спектри, отримані при проходженні повітря через клапан в досить 
широких межах зміни швидкості показують, що найбільш інтенсивні складові 
мають частоту 1200...2000 Гц. Спектральний склад вихрового шуму впуску, що 
виникає при русі заряду через клапан, при експериментальній оцінці знижуються 
всього на 1...3 дБ [33]. 
Значно кращі результати можна отримати, застосовуючи в якості 
звуковбираючого обладнання резонансну камеру. Резонатор являє собою 
порожнину, об’ємом з'єднану зі звукопроводом, горловиною перерізом S і 
довжиною L. Такий резонатор здатний поглинати звукові хвилі, що збігаються по 
частоті із частотою власних коливань резонатора, і переводити їх коливальну 
енергію в теплоту [27]. Резонатори в системі впуску звичайно поєднують із 
 
повітроочисниками. Особливо гарні результати виходять у тому випадку, якщо 
резонансна частота збігається з основною частотою власних коливань впускної 
труби. Конфігурація резонаторної камери досить складна, її об’єм становить до 
82000 см3. Степінь заглушування залежить від геометричних параметрів камери та 
горловини резонатора. Ці параметри для камери підбирають експериментально. У 
більшості сучасних автомобільних карбюраторних двигунів вхід у 
повітроочисник здійснюється через горловину із зони, розташованої поблизу 
вентилятора системи охолодження. При такому розташуванні вхідної труби 
знижується регулярність акустичного випромінювання, а, отже, шум впуску (у 
порівнянні з конструкціями, у яких вхід повітря в повітроочисник відбувається по 
периметру повітроочисника) і краще використовується об’єм повітроочисника. 
Вхід повітря через горловину перешкоджає виникненню коливань об’ємів, що 
межують із вхідним отвором. Для аналітичних оцінок частоти вихрового шуму 
розроблювальних конструкцій можна використати число Струхаля: 
 
Sh fh
= .      (2.5) 
V
 
Число Струхаля залежить від характерного геометричного розміру отвору, 
через який відбувається витікання. У якості такого розміру доцільно 
використовувати величину підйому клапана. 
Шум впуску вважається одним з основних у загальному рівні шуму двигуна. 
Виведені емпіричні залежності [32] дозволяють визначати рівень шуму 
впуску стаціонарних поршневих двигунів: 
 
Lвп = 45 lgCn + 80,       (2.6) 
 
де Lвn – рівень шуму впуску, дБ;  
 Сn – середня швидкість поршня, м/с. 
Відомо що велика кількість експериментально-конструкторських і 
 
розрахунково-теоретичних робіт, присвячені проблемі створення 
високоефективної глушникової системи [29]. Створюються так звані налаштовані 
випускні системи, які повинні забезпечувати оптимальні умови очищення 
циліндрів двигуна в широкому діапазоні частот обертання вала при одночасному 
досягненні високої степені заглушування шуму. Основними елементами 
випускного тракту є вхідна труба, глушник і хвостова труба [29]. Вхідна труба, 
розташована між двигуном і глушником, має ділянку випускного патрубка в 
голівці; один кінець труби закритий, інший відкритий. Швидкість звуку по 
довжині труби зменшується від 550 до 350 м/с. Так само суттєво коливається 
швидкість прямої та відбитої хвиль, що поширюються по випускній системі. Така 
зміна швидкості пояснюється відмінністю температури середовища по довжині 
труби. Хвилі, що поширюються у випускних системах, не є звуковими. Вони 
залежать від кінцевого перепаду тисків [30]. 
Причиною появи шуму випуску служить проходження відпрацьованих газів, 
що володіють високою внутрішньою енергією через випускний клапан. Оскільки 
рівень шуму при цьому досягає 125...130 дБ на випуск встановлюють глушник, 
який разом із вхідною та хвостовою трубою є джерелом ряду додаткових ефектів, 
наприклад, виникнення вторинного шуму безпосередньо у випускній системі [30]. 
До глушників шуму випуску зазначають наступні вимоги: забезпечення 
ефективності (величина зниження рівня шуму випуску для сучасних двигунів 
повинна перебувати в межах 20...25 дБА; цього досить, щоб шум випуску не 
перевищував шуму двигуна); мінімальний вплив на показники потужності та 
економічності двигуна (втрати потужності двигуна при встановленні глушника не 
повинні перевищувати 1,5 % номінальної потужності); мінімальні габарити та 
вага; технологічність; відповідність зовнішнього вигляду сучасним естетичним 
вимогам; надійність та простота в експлуатації. Для зменшення шуму випуску 
двигунів можна використовувати глушники активного та реактивного типу. У 
глушниках активного типу звукова енергія знижується внаслідок її поглинання 
звуковбираючим матеріалом. Ефективність таких глушників досить велика, а 
конструкція нескладна. Здійснено дві конструктивні схеми активних глушників: з 
 
послідовним включенням активного матеріалу та паралельним. На практиці 
активні глушники для зниження шуму випуску застосовуються рідко через 
швидке закоксовування пор звуковбираючого  матеріалу. Реактивні глушники 
можуть бути трьох видів: з резонаторними та розширювальними камерами і 
комбіновані. Частіше зустрічаються складні комбіновані глушники з послідовним 
і паралельним включенням резонаторних і розширювальних камер, поворотами 
потоку та включенням активних елементів. Конструкція глушників 
ускладнюється розміщенням в них іскрогасників, допалювачів, нейтралізаторів та 
інших пристроїв [30]. 
Для проєктування глушників необхідно визначити необхідний об’єм та 
площі перерізів труб глушника. Для більшості автомобільних двигунів об’єм: 
 
                                                                       Vгл = (1,5 2,5)іVh ,                                                          (2.7) 
 
де  i – число циліндрів;  
 Vh – робочий об’єм одного циліндра.  
 Переріз каналів вибирають із умови мінімального аеродинамічного опору 
[33]. Якщо глушник розташований поблизу випускного колектора, то умови його 
роботи більш жорсткі. Він зазнає впливу високих температур та миттєвих змін 
швидкостей газу, тому, в деяких випадках доводиться збільшувати об’єм 
глушника на 10-15 %. При розташуванні глушника подалі від випускного 
колектора відбувається додаткове зниження шуму випуску трубопроводом 
приблизно на 1 дБА кожним метром трубопроводу, і об’єм глушника можна 
зменшити на 15-20 % [40]. 
 
2.2.3 Шум трансмісії 
 
Коробка передач та ведучий міст автомобіля із зубчастими передачами є 
основною частиною динамічної коливальної системи всієї силової передачі 
автомобіля. Вони є джерелами акустичного випромінювання, що виникає при 
 
пересполученні зубів, крутних коливаннях валів та ін. Для зниження шуму даних 
агрегатів найбільш доцільним, хоча й складним шляхом є вплив на конструкцію, 
наприклад підвищення твердості валів і їх ретельне центрування, поліпшення 
якості зачеплення зубчастих коліс. Однак вплив від зубчастих зачеплень на 
коробку передач має широкосмуговий спектр, що суттєво ускладнює боротьбу із 
шумом від них. Доводиться виявляти потенційні резонансні режими, а також 
розглядати коливальний рух поверхонь корпусів агрегатів трансмісії автомобіля. 
Робота коробки передач супроводжується підвищеною вібрацією зубчастих 
коліс постійного зачеплення із прискореннями, що досягають іноді значень 5-7g. 
Основна причина - зіткнення зубів. Виникаючі збудження передаються через вал і 
підшипники на корпус, перетворюючись у звукові хвилі [32]. На шум зубчастих 
коліс впливає крутний момент і також частота обертання. Значення рівнів шуму 
різних коробок передач автомобілів можуть варіюватися з розкидом до 10 дБА. 
На рис. 2.5 наведено залежність спектра шуму від величини зазору в зубах 
шестерень. Графік наочно ілюструє, як при збільшенні зазору в зчепленні 
збільшується рівень випроміненого шуму [26]. 
 
 
Рисунок 2.5 - Спектр рівня шуму КПП при частоті обертання вхідного валу КПП 
1000 об/хв 
 
Згідно з графіком, рівень шуму коробки передач зменшується до 5 дБ при 
зменшенні зазору в зчепленні коліс зубчастої передачі. Також одним із можливих 
 
способів зниження шуму, випроміненого коробкою передач автомобіля, є пружне 
підвішування вала проміжних зубчастих коліс в корпусі. Редуктор заднього мосту 
також є одним з основних джерел шуму в автомобілі [34]. 
Найважливішою умовою покращення віброакустичних характеристик 
підшипників є зменшення хвилястості, відхилень розмірів тіл кочення [14]. 
Інтенсивні згинальні та крутні коливання, які розвиваються в трансмісії 
автомобіля, можуть бути причиною шуму, випроміненого деталями кузова. 
Трансмісія автомобіля, що включає зчеплення, коробку передач, карданну та 
головну передачі, півосі та шини є джерелом вібрації та причиною акустичного 
випромінювання кузова автомобіля [34]. 
При розв’язанні проблеми зниження вібрації трансмісії використовують два 
методи [38]: експериментальний, при якому оцінюють реальні вібрації на 
основних агрегатах трансмісії та їх взаємозв'язок із внутрішнім шумом, і 
аналітичний. При аналітичному методі створюється динамічна модель трансмісії 
автомобіля з урахуванням розвитку в ній крутних та згинальних коливань [32]. У 
моделі описуються діючі сили, маси та моменти інерції, твердості, параметри 
тертя. Як правило, такі моделі вважаються лінійними, з кінцевою відносно 
невеликою кількістю мас і єднальними їх безмасовими (безінерційними) 
ділянками валів. Вирішенням таких систем є аналітична оцінка частот власних і 
вимушених коливань із застосуванням сучасних комп'ютерів. 
Раціональним методом боротьби зі зниженням шуму та вібрацій в трансмісії 
автомобіля у всьому діапазоні частот обертання виявилося застосування розрізної 
карданної передачі із введенням проміжної опори [32]. Завдяки використанню 
такої конструкції резонанс карданного вала не збігається з робочими частотами 
обертання. Шляхом значного збільшення згинальної твердості корпусів агрегатів 
трансмісії також можна впливати на резонанс у трансмісії. Розрізна карданна 
передача дозволяє трансмісії працювати в міжрезонансному діапазоні частоти 
обертання [20]. 
В обертових деталях механізмів завжди виникають відцентрові сили, 
викликані статичною або динамічною неврівноваженістю мас. При виробництві 
 
деталей, відбуваються відхилення розмірів від номінальних. У процесі складання 
механізмів необхідно виконувати центрування, що не завжди вдається 
забезпечити із заданою точністю. В остаточному підсумку це призводить до 
появи неврівноважених мас (до так званого дисбалансу деталей обертання) [20]. 
Розрізняють два види неврівноваженості деталей обертання: статичні і 
динамічні. У першому випадку розподіл густини матеріалу та технологічних 
неточностей такий, що всі неврівноважені маси призводять тільки до однієї ваги 
Qн, зміщеної відносно осі обертання деталі на величину r (рис. 2.6). Загальний зсув 
центру ваги (ексцентриситету) валу (або взагалі деталі обертання) при цьому 
становить [20]: 
 
ε с =QH r Qp ,                                                             (2.8) 
 
де  Qр – вага валу. 
 
Рисунок 2.6 – Статична неврівноваженість 
 
При обертанні валу виникає неврівноважена відцентрова сила Fв.с, 
величина якої пропорційна ексцентриситету ε с : 
 
Fв.с. = mε cω
2 ,                                           (2.9) 
 
де m - вага валу; ω  - кутова швидкість валу [20]. 
Сила Fв.с діє в площині, перпендикулярній вісі обертання, викликаючи 
 
вібрацію механізму із частотою обертання f =ω 2π . На вібрацію механізму 
великий вплив здійснює гнучкість валу. Якщо кутова швидкість валу виявиться 
близькою до частоти його вільних поперечних коливань, то динамічний прогин 
валу сильно збільшиться, що спричинить додаткове збільшення 
неврівноваженої відцентрової сили. Згідно рис. 2.7 збуджуюча сила у гнучкому 
валу зростає пропорційно динамічному прогину ρ  [20]: 
 
Fгр = m(ωc + ρ)ω 2.                                                 (2.10) 
 
 
Рисунок 2.7 – Вплив прогину на інерційну збуджуючу силу F 
 
 
Рисунок 2.8 – Збуджуючий момент, викликаний динамічною 
неврівноваженістю валу 
 
При співпадінні збуджуючої частоти сили із частотою вільних коливань 
валу його динамічний прогин зростає до найбільшого значення і вібрації 
 
механізму досягають максимуму [20]. 
Кутова швидкість ω 0 в цьому випадку називається критичною швидкістю 
валу. Зростання амплітуди прогину валу при резонансі обмежується винятково 
силами демпфування в матеріалі валу та його опорах. У випадку динамічного 
дисбалансу всі неврівноважені маси валу приводяться до двох мас ваги Qн1 і Qн2, 
що розташовані у різних поперечних площинах І та ІІ (рис. 2.8). При обертанні 
валу з кутовою швидкістю виникає неврівноважений динамічний момент [20]: 
 
2
                             М ω
д = F1a + F2b = (Qн1r1a +Qн2r2b) ,                             (2.11) 
g
 
де  g – прискорення сили ваги;  
 а та b – відстані від центру ваги валe О до площин І та ІІ;  
 r1 і r2 – відстані від осі обертання до неврівноважених мас Qн1 і Qн2.  
Динамічний момент Мд викликає поворотні коливання механізму в 
площинах zox та xoy (рис. 2.7). Частота вібрації, викликана динамічним 
дисбалансом, також відповідає частоті обертання валу f. 
Прийнято вважати, що статичний та динамічний дисбаланси валу викликають 
гармонійні коливання механізму. Однак, це справедливо лише в тому випадку, 
коли відсутній зазор у підшипниках валу. У підшипниках всіх реальних механізмів 
є ті або інші зазори, внаслідок чого відбувається деякий коливальний рух валу в 
зазорі (рис. 2.9, а).  Збуджуюча сила при цьому залежить не тільки від кута 
повороту валу, але і від положення опорної поверхні в отворі підшипника. 
Подібний характер руху приводить до того, що в спектрі вібрації з'являються вищі 
гармоніки із частотами, кратними частоті обертання: 2f, 3f, 4f і т.д. Амплітуди 
вищих гармонійних складових коливань набагато нижче амплітуди основної 
гармоніки. Вони залежать від відношення ексцентриситету вала ε с  до величини 
зазору в підшипниках е [20]. 
Овальність шийки валу є ще одним джерелом вібрації, тому що приводить до 
періодичного переміщення центру ваги валу. 
 
 За один оберт центр ваги валу двічі переміщається із крайнього нижнього 
положення O1 у крайнє верхнє положення O2 (рис. 2.8, б). При цьому виникає 
інерційна збуджуюча сила F, що діє на корпус механізму по осі z. Частоти вібрацій, 
викликані овальністю шийки валу вдвічі вищі частоти обертання. 
Часто причинами інтенсивних коливань механізмів є монтажні дефекти: 
неправильне центрування валів, прогин валів, злам та ін. Слід мати на увазі, що 
пружні муфти можуть тільки зменшити шкідливий вплив цих факторів, але 
повністю не усувають його [20]. 
 
 
а) зазор у підшипнику   б) овальність шийки 
Рисунок 2.9 – Коливання валу  
 
При кутовому та паралельному зсуві валів (рис. 2.9) виникають вібрації 
механізмів, амплітуда яких пропорційна величині зсуву валів, а частота дорівнює 
частоті обертання f [9]. При розцентруванні валів, з'єднаних пальцевою або 
кулачковою муфтою, частота вібрацій визначається за формулою: 
 
                                            fK=fzK,                                                     (2.12) 
 
де  zК – число кулачків (пальців) сполучної муфти. 
Початкове скривлення валу (рис. 2.10, в) також призводить до вібрації. 
 
 
 
Рисунок 2.10 – Монтажні дефекти, що викликають вібрацію механізму 
 
Крім монтажних дефектів причиною підвищеної вібрації агрегатів є 
відсутність динамічних співвісностей. Це виникає в процесі роботи агрегатів через 
коливання напівжорсткого фундаменту, коливань валів у підшипниках, зношення 
валів у підшипниках кочення, вигину валів при обертанні під дією відцентрових 
сил, а також внаслідок застосування окремої амортизації в з'єднаних агрегатах. 
Друга з перерахованих причин вібрації – періодичні і неперіодичні зіткнення 
рухомих деталей [20]. 
Багато механізмів мають у якості передатних або виконавчих органів зубчасті 
колеса. У зв'язку з неточностями виготовлення з'являються більш-менш чітко 
виражені удари зубів один об одного, які приводять до інтенсивної вібрації. 
Частота вібрації залежить у цьому випадку від частоти повторення неточностей і 
від частоти обертання. 
Зіткнення деталей служить також джерелом вібрації в підшипниках кочення. 
При підвищених зазорах у підшипнику відбуваються хаотичні рухи тіл кочення в 
межах зазору. Їх удари об кільця та сепаратор викликають коливання цих деталей 
із власними частотами. В електричних автомобілях постійного струму джерелом 
вібрації ударного походження є зіткнення щіток і пластин колектора [20]. 
Третя причина механічних вібрацій – тертя сполучених деталей. Найбільш 
інтенсивні вібрації виникають при сухому терті деталей. Змащення приводить до 
 
зменшення сил тертя та до зниження вібрації. При рідкій оливі можливий такий 
режим роботи, коли сполучені деталі повністю відокремлені одна від одної шаром 
змащення. Тоді сухе тертя цілком усувається і вібрації досягають мінімуму. 
При неякісній обробці шийок валів та вкладишів підшипників з 
технологічними похибками, а також при недостатньому змащенні може виникнути 
вібрація під дією постійної сили (автоколивання). Аналогічні самозбудні коливання 
сепараторів відбуваються в підшипниках кочення внаслідок різного діаметра тіл 
кочення та пов'язаного із цим їх тертя об сепаратор [34]. 
Інтенсивні згинальні та крутні коливання, що розвиваються в трансмісії 
автомобіля, є причиною шуму, випроміненого як деталями трансмісії, так і 
деталями кузова. Трансмісія автомобіля, що включає зчеплення, коробку 
передач, карданну та головну передачі, півосі та шини, є джерелом вібрацій і 
причиною акустичного випромінювання кузова автомобіля [34]. 
Звукові випромінювання силової передачі є наслідком роботи зубчастих 
зачеплень, підшипників, згинальних та крутних коливань валів. Головними 
джерелами генерації звукових коливань є зубчасті зчеплення [34]. При роботі 
зубчастих передач можна виділити три основні види взаємодії зубів, що 
зумовлюють звукові коливання: 
- циклічні навантаження без розриву контакту між зубами (поштовхи); 
- зіткнення зубів при наявності зазорів; 
- відносне ковзання робочих поверхонь. 
Перераховані взаємодії мають імпульсний характер. При виготовленні 
зубчастих передач із високою точністю без зазорів шумовипромінювання 
зумовлене пружними деформаціями зубів і перерозподілом навантажень при вході 
і виході із зачеплення. При відносному ковзанні робочих поверхонь імпульси 
виникають через зміну напрямку тангенціальних сил тертя на поверхні кочення 
[34]. 
При роботі підшипників кочення також виникають імпульсні збудження 
через хвилястість бігових доріжок, овальність тіл кочення та наявність 
радіальних зазорів. Найбільш високу періодичність можуть мати імпульси від 
 
хвилястості доріжок та овальності тіл кочення при ширині спектру збурень до 
5 кГц [34]. 
Основними факторами, що впливають на величину звукового тиску (ЗТ) при 
роботі зубчастої передачі, є окружні зусилля та швидкість [29]: 
 
р = Р X ⋅V Y ,     (2.13) 
де  p – ефективне значення звукового тиску; 
Р та V – відповідно окружні зусилля і швидкість; 
X і Y – коефіцієнти, значення яких для зубчастих коліс знаходяться у межах: 
X=0,6-1,2; Y=0,5-1,1. 
З даного виразу випливає, що ЗТ в хвилі, випроміненої парою шестерень, 
пропорційний переданій потужності і не залежить від передатного числа пари. 
При цьому збільшення або зменшення на однакову кількість разів Р або V на зміні 
ЗТ позначається приблизно однаково. 
ЗТ складної механічної трансмісії, виконаної в єдиному блоці, може бути 
представлений як функція: 
 
                                               L=Ф(P,R,M ),                                                        (2.14) 
 
де  Р – потужність; R – число одночасно працюючих пар зубчастих зчеплень; 
М – вага трансмісії. 
Для середнього рівня звукового тиску трансмісії: 
 
                         LTP = LTP0 +10(a1 ⋅ lg(P P0 )+ b1 ⋅ (R R0 )− c1 ⋅ (mp mp0 )),                 (2.15) 
 
де LTP0 , N0 , R0 , mD0  - відповідно середній рівень звукового тиску, передана 
потужність, число пар зчеплення та питома маса; 
LТР, P, R, mр – відповідні параметри трансмісії; 
 
а, b, c – постійні для даного типу трансмісії.
Після перетворення виразу отримано [33]: 
 
 
                                                   LOD = c +10lg(Pa1 ⋅Rb1 − lg mc1
p ),                                      (2.16) 
 
де  с – постійна. 
Відсутність достатньої кількості даних випробувань трансмісій ускладнює 
розрахунки коефіцієнтів a1, b1, с1, так як кількість одночасно працюючих 
зубчастих пар визначає ширину спектра випроміненого шуму [34]. 
Необхідно відзначити, що істотний вплив на шум коробки передач виявляє 
навантаження. Приблизна зміна рівня шуму (дБА) коробки передач (на відстані 
3 м) при зміні навантаження можна оцінити за наступною формулою: 
 
                                                                         р ≈ Р Х ⋅V Y ,                                                                 (2.17) 
 
де  Р – механічна потужність, передана коробкою передач, Вт. 
При зміні потужності від 3 до 30 кВт рівень шуму коробки передач зростає 
на 10 дБА. 
Необхідно підкреслити, що в практиці світового автомобілебудування досить 
широко використовуються способи боротьби з вібрацією трансмісії шляхом 
застосування різного роду динамічних поглиначів енергії коливань, гумових і 
нейлонових вставок у трубу карданної передачі, а також шляхом нанесення на 
стінки труби різних покриттів з високим коефіцієнтом втрат. Для шліцевих 
з'єднань у карданній передачі застосовують також покриття нейлоном та іншими 
зносостійкими полімерами [34]. 
 
2.2.4 Шум шин 
 
Шини легкового автомобіля при русі є одним з основних джерел вібрацій та 
шуму (як зовнішнього, так і внутрішнього), особливо при високих швидкостях 
руху (починаючи з 80...90 км/год). Шум шин в акустичному балансі вантажного 
автомобіля має менші значення. Внаслідок того, що розподіл мікронерівностей 
 
дороги має випадковий характер, спектр акустичного випромінювання шин 
наближається до «білого» шуму, у якому можуть проявлятися дискретні складові 
від дисбалансу коліс. 
На шумоутворення шини впливають її конструктивні параметри: форма 
елементів протектора; послідовність змінного кроку рисунка; форма, глибина та 
число канавок; безперервність канавки та глибина виїмок. Менший вплив 
виявляють наступні фактори: насиченість протектора; тиск у плямі контакту 
шини з дорогою; ширина протектора та радіус його кривизни [22]. Найбільш 
ефективним засобом у боротьбі із шумом, що не виявляють негативного впливу 
на інші характеристики шини, є застосування змінного кроку рисунка 
протектора, при якому уздовж периферії шини змінюється не тільки довжина та 
форма рисунка, канавки та виїмки протектора. Як правило, рівень шуму, 
створений шиною, збільшується зі зростанням швидкості руху автомобіля [2]. 
Встановлено, що однієї з основних причин вібрації шини є періодична зміна 
величин радіальних та бічних сил, що діють на неї, причому найбільше значення 
має амплітуда основної частоти цієї зміни. На рівень вібрації впливає дисбаланс і 
радіальне биття шини. Шум, випромінений шинами, зростає зі збільшенням 
швидкості та приблизно зі швидкості 80 км/год при русі по асфальтобетонному 
покриттю стає переважним як у легкових, так і вантажних автомобілів. Рівні 
шуму шин залежать також від стану поверхні та типу дорожнього полотна, 
навантаження на колесо та степені зношення шин. Шини з відновленим 
протектором шумлять більше, ніж нові. Шини з поперечним рисунком протектора 
випромінюють шум більший, ніж шини з поздовжнім рисунком протектора [34]. 
Процес шумоутворення шин можна представити в такий спосіб: у зношеної або 
відновленої шини по всій біговій доріжці протектора утворюються своєрідні 
виїмки, так звані кишені, створюються у плямі контакту шини замкнені 
порожнини, що щільно закриваються поверхнею полотна дороги. Повітря в цих 
порожнинах може мати як підвищений, так і понижений тиск. При коченні шини 
розкриття порожнин внаслідок вирівнювання тиску супроводжується сильним 
характерним шумом. При великій кількості кишень, розташованих приблизно 
 
рівномірно по біговій доріжці протектора, окремі удари зливаються в постійний 
шум певної тональності, причому частота цього тону залежить від рисунка 
протектора та пропорційна швидкості руху автомобіля. У шині з поперечним 
рисунком і незношеним протектором при вільному коченні по дорозі, в плямі 
контакту протектор зазнає деформації зрушення та радіального стискання [33]. 
Процес розвантаження окремих елементів рисунка протектора протікає дискретно. 
Під дією імпульсного навантаження та розвантаження в елементах рисунка 
протектора виникає вібрація, яка передається на боковину шини. Таким чином, 
відбувається процес шумоутворення. Звукова потужність випромінювання шини 
пропорційна числу джерел, що одночасно роблять шум. При незмінному числі 
елементів рисунка на біговій доріжці протектора звукова потужність буде 
залежати від швидкості руху. Аналогічно, при заданій швидкості руху звукова 
потужність повинна бути пропорційна числу акустично еквівалентних елементів 
рисунка, зумовлених типом шини [34]. Крім того, зі збільшенням швидкості 
кочення шини зростає амплітуда та частота вібрації протектора, а, отже, 
підсилюється процес віддачі енергії коливань шини в навколишнє середовище. 
Через ці причини, зі збільшенням швидкості звукова потужність зростає 
приблизно в кубічній залежності [32]. 
При підведенні до колеса тягового крутного моменту шум шин підсилюється, 
що особливо помітно в шин з поперечним рисунком протектора. Ці шини більш 
зносостійкі, чим шини з поздовжнім рисунком протектора. Рівень шуму шини з 
відновленим протектором на 5...10 дБА вище рівня шуму нової шини з поперечним 
рисунком протектора, а рівень шуму шини з поперечним рисунком протектора на 
4 дБА вище найбільшого рівня шини з поздовжнім рисунком протектора. 
Зовнішній шум, випромінений шинами автомобіля, що вільно котиться, при 
швидкостях руху 90...110 км/год, досягає 75...80 дБА [32]. Радіальні шини 
створюють менший зовнішній шум, чим діагональні: при малих і середніх 
швидкостях руху різниця більш значна (2...4 дБА), а з підвищенням швидкості 
кочення вона трохи знижується (до 1...2 дБ) [28-29]. 
Характер зміни рівня звукового тиску залежно від швидкості кочення та 
 
конструкції шин аналогічний характеру зміни рівня звуку. Тип дорожнього 
покриття (асфальт або бетон) впливає на рівень зовнішнього шуму шин. Рівень 
випроміненого шуму при русі автомобіля по шосе з бетонним покриттям вище, 
чим в асфальтового покриття. Це особливо помітно при високих швидкостях. У 
автомобіля із шинами радіальної конструкції рівень випроміненого звуку при русі 
по бетонному покриттю зростає більшою мірою [29], чим в автомобіля з 
діагональними шинами (на 5...7 дБА) [34]. 
Аналіз зовнішнього шуму, випроміненого шинами при вільному коченні 
автомобіля по бетонному шосе показав, що цей шум характеризується 
широкосмуговим спектром із приблизно постійними значеннями рівнів 
складових на частотах до 1000 Гц і зниженням цих значень приблизно на 
4,5...5 дБ/октаву на більш високих частотах. При підвищенні швидкості руху 
характер спектра майже не змінюється. Порівняння спектрів шуму шин, 
отриманих на різному дорожньому покритті (бетон або бруківка) дозволило 
встановити, що при середніх швидкостях руху (50...80 км/год) в частотному 
діапазоні 100...1500 Гц рівні звукового тиску при русі по бруківці вище на 
7...10 дБ [39]. 
Швидкість руху автомобіля – основний експлуатаційний показник, що 
визначає рівень шуму шин (табл. 2.2). Залежність зміни рівня шуму шини від 
швидкості руху автомобіля в загальному випадку можна представити у вигляді 
формули L =C + kLv , у якій С – постійна, що залежить від типу шини, тобто, від 
її конструктивних особливостей, що й служить оцінкою рівня шуму при 
прийнятій граничній швидкості Kg [34]. 
Шум шини більшою мірою залежить не від її типорозміру, а від 
конструктивних особливостей резинокордної оболонки. 
Аналіз даних табл. 2.2 показує, що рівні шуму шин навіть при випробуваннях 
на стенді мають істотне розсіювання. Так, у шин R13 він досягає 2,4 дБ, у шин R14 
– 10 дБ, у шин R15 – 8,4 дБ, у шин R16 – 5,7 дБ. Таке значення розсіювання рівнів 
шуму шин безумовно позначається і на розкиді сумарного УЗД в салоні та зовні 
АТЗ, оснащеного такими шинами. 
 
Таблиця 2.2 – Рівні шуму шин при випробуваннях на барабанному стенді 
№ Рівні звуку Lpa дБА, зумовлені Рівні звуку Lpa, дБА, зумовлені 
шини протектором, при швидкості, км/год нерівністю, при швидкості, км/год 
 
60 80 100 120 140 160 60 80 100 120 140 160 
R13 89,8 90,6 100,6 98,9 100,3 105,2 87,7 92,6 95,8 100,5 100,4 101,7 
 87,4 92,4 98,2 100,6 102,4 103,9 87,0 91,2 95,2 98,4 101,2 101,6 
 
R14 90,3 96,0 98,8 107,9 107,7 104,2 87,3 94,0 98,0 100,5 102,2 105,2 
 90,3 93,8 98,3 100,8 100,4 106,3 85,5 89,6 93,4 96,1 98,0 101,3 
 88,1 92,4 94,7 98,1 100,4 102,5 84,7 88,8 91,0 97,3 97,0 101,6 
R15 89,1 90,7 100,6 98,9 100,3 105,2 83,8 89,5 92,7 99,1 98,4 98,9 
 
 86,3 92,5 98,5 100,9 102,8 104,4 80,0 86,5 91,6 95,5 99,0 98,7 
R16 89,4 95,8 98,5 107,3 105,4 104,2 85,1 92,0 96,1 98,2 99,9 102,7 
89,7 93,2 98,4 100,6 100,2 106,3 79,9 84,4 88,8 92,3 94,5 98,1 
87,3 92,0 93,9 97,5 98,8 100,6 76,2 82,1 85,7 94,8 94,7 99,8 
 
2.2.5 Шум підвіски 
 
Підвіска автомобіля виконує кілька функцій, тісно пов'язаних з утворенням 
внутрішнього шуму. Через шину вона сприймає збудження від нерівномірностей 
мікропрофілю дорожнього полотна, гасить низькочастотні коливання внаслідок 
тертя, частково передає низькочастотні вібрації, порушені нижчими колісними 
гармоніками, і т.д., тобто загалом, вона здатна знижувати передачу на кузов 
низькочастотних вібрацій і, отже, загальний рівень внутрішнього шуму. 
Мікропрофіль дороги має нерівності (довжина хвилі 0,1...100 м), що викликають 
помітні коливання автомобіля на підвіску, але не відбиває вплив тривалих 
спусків та підйомів, що змінюють режим роботи двигуна. Спектральні щільності 
нерівностей мікропрофілю можна класифікувати [37] залежно від довжини 
нерівностей. За рівнем спектральної щільності вся область розбита на діапазони 
дуже малого, малого, середнього, великого та дуже великого рівнів; по довжині 
нерівностей – на короткі, середні та довгі. Наприклад, середніми вважаються такі 
нерівності, частоти дії яких при середніх експлуатаційних швидкостях руху по 
дорогах певного типу приблизно відповідають смузі частот власних коливань 
підресорених і непідресорених мас. Внутрішній шум містить нижчі гармоніки із 
частотою обертання колеса, причому, чим більша швидкість руху, тим 
 
інтенсивніше проявляються більш низькі гармоніки. 
Окремі елементи підвіски можуть створювати підвищений внутрішній шум. 
У результаті дослідження скрипу амортизаторів віброакустичного резонансного 
ефекту, викликаного високочастотною вібрацією штока та резервуара 
амортизатора, що передається на шасі та кузов легкового автомобіля, 
встановлено, що крім імпульсного збудження від нерівностей дороги на вісь 
автомобіля, що рухається, передається високочастотна вібрація від взаємодії 
виступів рисунка протектора шини з дорожнім покриттям. Зумовлений цим 
спектр частот збурюючих зусиль перебуває в області частот 200...1000 Гц, тому 
частоти збудження збігаються із частотами власних коливань резонаторів 
телескопічних амортизаторів. За певних умов високочастотна вібрація шин може 
не тільки передаватися через амортизатор на кузов автомобіля, але і 
підсилюватися, збільшуючи рівень внутрішнього шуму [37]. 
Задні амортизатори виконують свою функцію лише на низьких частотах до 
25...35 Гц. На більш високих частотах, особливо при середніх і високих 
швидкостях руху, вібрація підсилюється корпусом амортизатора і внутрішній шум 
автомобіля зростає. Впливаючи на передатну функцію підвіски, керують 
зусиллями, переданими на кузов, знижувати які завжди доцільно, якщо 
вирішується завдання зменшення шуму від взаємодії колеса із профілем 
дорожнього полотна. Суттєво знизити рівні вібрацій і шуму можна в результаті 
значного зменшення твердості зв'язків заднього мосту з ресорами введенням 
гумового елемента, що не завжди вдається [37]. 
 
2.2.6 Шум гальм 
 
Дискові гальма, що широко застосовуються на цей час, мають один або два 
циліндри, що розташовані на одній стороні, і, відповідно, один або два поршні. 
Під час гальмування колодка притискається до диска, сила реакції, що виникає 
при цьому, передається через плаваючу скобу на зовнішню гальмову колодку. У 
випадку рухомої установки плаваючої скоби при гальмуванні створюється шум, 
 
який часто називають писком гальм. Головним джерелом порушення шуму 
високої інтенсивності в дисковому гальмовому механізмі є плаваюча скоба [10]. 
Так, наприклад, при скобі товщиною 8 мм може збурюватися рівень звукового 
тиску до 120 дБ на частоті 3,4 кГц. Залежно від конструкції, скоба може 
коливатись як пластина із двома вузлами та трьома пучностями, при цьому 
амплітуди коливань досягають 2,2⋅10-6 м, створюючи рівень шуму 110 дБ, або як 
більш складна модель. В останньому випадку зовнішня поверхня скоби має шість 
областей коливань, які розмежовані лініями вузлів [10]. Шум, випромінений 
гальмівною колодкою, менш інтенсивний. 
Зовнішня колодка коливається із частотами 3,2 і 4,6 кГц, причому сильніше 
всього збуджується ребро, на яке діє гальмівний диск. При невідведених 
гальмівних колодках поверхні тертя диска та накладки торкаються при кожному 
повороті колеса, коливання гальмівної колодки здобувають вид загасаючих 
коливань вільної пластини. У спектрі з'являється частота вільних коливань 6,5 кГц 
із рівнем звукового тиску, рівному приблизно 106 дБ. Дощова канавка в середині 
колодки послабляє її перетин, внаслідок чого поперечні коливання колодки 
відбуваються особливо інтенсивно. Коливання гальмівного диска особливо 
інтенсивні на частоті 1,9 кГц із рівнем випроміненого звукового тиску 120 дБ. У 
загальному рівні шуму гальм у зборі, що становить 120 дБ (при частоті 1,9 кГц), 
на частку шуму гальмівного диска доводиться 100 дБ [13]. Це пояснюється тим, 
що амплітуди коливань диска порівняно невеликі, крім того, із центрів коливання 
диска виходять звукові хвилі, які інтерферують з різницею фаз і частково 
загасають [10]. 
Барабанні гальма частіше створюють писк, чим дискові. У барабанних гальм 
писк відзначений при низьких швидкостях руху. Так, наприклад, писк 
проявляється на основній частоті (близько 1 кГц) і на другій і третій гармоніці 
[13]. При повторних гальмуваннях писк проявляється частіше. Як правило, він 
виникає при певних тисках у гальмівній системі і у загальному випадку 
пов'язаний з контактом між носиком або п'яткою колодки та барабаном. 
Результати дослідження шуму гальм вантажного автомобіля масою 20 т з тиском у 
 
гальмовій системі 1,4 МПа показали, що при сповільненні руху до 0,23g писк не 
створюється, але при більшому уповільненні проявляється інтенсивніше [10, 34]. 
 
2.2.7 Шум допоміжного обладнання 
 
Навіть порівняно невеликий шум через роботу якого-небудь допоміжного 
обладнання може бути неприємний пасажирам або водієві. Такий шум різко 
знижує акустичну комфортабельність автомобіля, викликає втому, підвищену 
дратівливість та втрату уваги. Опалювач має відносно високий рівень шуму, тому 
при конструюванні автомобіля його намагаються розташувати поза салоном. 
Однак на деяких моделях легкових автомобілів нагрівач розміщають у салоні. У 
цьому випадку його необхідно віброізолювати від кузова, а електродвигун та 
вентилятор повинні бути виготовлені з мінімальним дисбалансом. На загальний 
рівень шуму нагрівача впливають шум електродвигуна, дисбаланс вентилятора та 
ротора електродвигуна, матеріал кожуха нагрівача (пластмаса або алюміній), тип 
вентилятора (осьовий або відцентровий) та його діаметр [13]. 
При заміні пластмасового кожуха нагрівача на алюмінієвий і використанні 
осьового вентилятора діаметром 0,15 м (замість 0,18 м) рівень шуму знижується на 
10 дБ внаслідок зниження низькочастотних складових спектра (31,5...125 Гц). 
Зменшення окружної швидкості осьового вентилятора (його діаметра) при 
алюмінієвому корпусі привело до зниження рівня звуку на 1,5 дБА, а шумності 
на 23 % [10]. Якщо замість осьового застосувати відцентровий вентилятор 
діаметром 0,175 м, то рівень внутрішнього шуму можна знизити ще на 1,5 дБА, а 
сумарну гучність шуму на 19 %. 
На автомобілях встановлюють електромагнітні або електропневматичні 
системи звукової сигналізації. В електромагнітній (рупорної або безрупорної) 
конструкції звук створюється вібраційною системою. У пневматичній системі до 
дудки, що сигналізує по шлангах від компресора, подається стиснене повітря. 
Залежно від конструктивного виконання компресора сигнали можуть 
відтворюватися паралельно або послідовно. Акустичні параметри сигналу 
 
залежать від величини напруги, що подається на його клеми; із зростанням 
напруги рівні складових у спектрах зростають. Одинарні електромагнітні сигнали 
в спектрі шуму мають, як правило, дві області частот з максимальними рівнями 
складових. Наприклад, для сигналу С-311 Б це область основної частоти 
380...460 Гц із рівнями близько 90 дБ та високочастотна область 2...4,5 кГц із 
рівнями складових 110 дБ [10]. 
Відповідно до вимог міжнародних норм на відстані 7 м перед легковим 
автомобілем рівень звуку від працюючого сигналу повинен бути не нижче 
93 дБА. 
На закордонних легкових автомобілях склоочисники встановлені, як правило, 
у моторному відсіку; на деяких вітчизняних автомобілях склоочисник 
змонтований у кузові під панеллю приладів. Шум від роботи склоочисника на 
високих швидкостях руху маскується іншими джерелами, а при швидкості до 
50...60 км/год добре прослуховується в кузові легкового автомобіля. Тому 
необхідна кількісна оцінка шуму, яку проводять як у лабораторних умовах, так і 
на автомобілі. При лабораторній перевірці склоочисник підвішують на двох 
нитках або закріплюють на спеціальному стенді, що імітує його встановлення на 
автомобілі, і включають його в роботу на малу та більшу швидкість. У 
випробуваннях на автомобілі останній встановлюють у вільному звуковому полі. 
Склоочисник перевіряють на обох швидкостях при русі щітки по сухому та 
мокрому склу; мікрофон шумоміра фіксують в кузові в контрольній точці [13]. 
При русі потоку повітря та його взаємодії із твердими тілами створюється 
аеродинамічний шум. Для автомобіля аеродинамічний шум виникає в основному 
із двох причин: у результаті роботи вентилятора системи охолодження двигуна 
та обтікання кузова потоком повітря [2]. При русі автомобіля в потоці повітря він 
є джерелом турбулентності, тому шум зі збільшенням швидкості руху зростає. 
Розсіювання значень рівня внутрішнього шуму на тій самій ділянці дороги при 
тих самих умовах може досягати 5 дБ. Це пов'язано в основному зі зміною 
швидкості потоку повітря, що обтікає автомобіль. На основі експериментальних 
даних для автомобілів різних класів встановлено, що в спектрі внутрішнього шуму 
 
переважають низькочастотні складові [34]. Водночас оцінка загального рівня 
шуму не є вичерпною інформацією про характер акустичного поля в салоні. 
Результати порівняння загального рівня звукового тиску з рівнями 
низькочастотних складових у звуковому діапазоні (20...125 Гц) свідчать про 
значну відмінність їх значень. Тому необхідно перевірити та оцінити рівень 
звукового тиску в низькочастотній частині спектра, який може бути основним у 
загальному рівні внутрішнього шуму. 
Виникнення інфразвуку зумовлено наступним [34]: механічними 
коливаннями, що проявляються у вигляді шуму від вертикальних і крутних 
коливань кузова автомобіля як твердого тіла, порушеного профілем дорожнього 
полотна (0,5...10 Гц); коливаннями великих панелей кузова у великогабаритних 
легкових автомобілях; механічними коливаннями силового агрегату на опорах 
вздовж і навколо трьох основних осей (11...18 Гц); коливаннями непідресорених 
мас автомобіля; нерівностями дорожнього полотна; шумом аеродинамічного 
походження; пульсаціями тиску в зустрічному потоці повітря [21]. 
Однією з головних причин аеродинамічного шуму, що проникає в кузов, є 
удар потоку повітря об рамку частково або повністю відкритого вікна. Цей удар 
викликає інтенсивне інфразвукове збудження середовища [37]. Причиною 
утворення шуму в цьому випадку є коливання маси повітря у внутрішній 
порожнині кузова (у резонаторі Гельмгольца) внаслідок впливу протікаючого 
потоку. Зі зростанням швидкості руху автомобіля в спектрі інфразвукового шуму 
відзначена тенденція зрушення резонансів в сторону більш високих частот. При 
відкритті вікон із двох сторін резонанс в салоні не відзначався, а при їхньому 
закритті зменшувалася інтенсивність складових звукового діапазону спектра. 
Відповідно наведеним порівняльним даним по рівнях звукового тиску в 
інфразвукових октавних смугах 2...32 Гц при русі двох автомобілів з кузовами 
типу «седан» і двигунами з робочим об’ємом 1,3 л зі швидкостями 64, 96 і 
112 км/год рівень звукового тиску в кузові легкового автомобіля вище (у 
середньому) в октаві частоти 2 Гц на 5 дБ, 4 Гц на 3,8 дБ, 8 Гц на 4,2 дБ, 16 Гц на 
2,5 дБ і 32 Гц і 5,5 дБ. При збільшенні швидкості з 64 до 96 км/год для обох 
 
автомобілів рівень внутрішнього шуму зростає на 7...9 дБ за рахунок 
інфразвукових складових. Рівні звукового тиску: в інфразвуковому діапазоні 
частот 10...16 Гц, отримані в результаті експериментів на автомобілях БМВ, Мазда, 
Сааб, Рено, Роллс-Ройс та Мерседес 600 при русі на прямій передачі зі 
швидкостями до 140 км/год, великі та однозначно обумовлюють загальний рівень 
шуму [12, 16, 20]. 
Таким чином, у загальному випадку на рівень інфразвуку впливають 
швидкість автомобіля, розміри та об’єм його салону, площа відкриття вікон. 
При дослідженні інфразвуку в кабінах вантажних автомобілів встановлено 
[12, 16, 20], що спектр внутрішнього шуму також має максимум в інфразвуковій 
зоні; з ростом частоти рівень звукового тиску різко знижується. Двигун практично 
не впливає на рівень інфразвуку, який зростає при відкриванні одного з вікон або 
збільшенні швидкості руху. Інфразвукове випромінювання може бути викликане 
також коливаннями панелей кузова, зокрема, даху, при обтіканні їх турбулентним 
потоком [37]. 
Для кузовів несучої конструкції (автомобілів з переднім розташуванням 
двигуна) важливе значення мають діаграми вертикальної динамічної деформації 
передніх лонжеронів і поперечок біля основи вертикального моторного щита, а 
також в стику моторного щита з передньою підлогою. При передачі збурюючих 
сил на лонжерони, які деформуються, передня частина кузова (вертикальний щит 
і передня підлога) є потужним джерелом випромінювання внутрішнього шуму, 
особливо в діапазоні частот 70...200 Гц. Для максимального зниження амплітуд 
коливань лонжеронів необхідно на стадії проєктування моделі автомобіля 
передбачати жорстку схему його несучої частини (підрамника), з’єднану з 
кузовом таким чином, щоб динамічні сили, що передаються на нього, викликали 
мінімальну деформацію як підрамника, так і кузова. 
 
  
 
2.3 Сумарна оцінка внутрішнього шуму 
 
Ефективність застосування звукоізолюючих і звуковбирних матеріалів 
залежить від ясності уявлення про формування шуму в салоні автомобіля. Тому 
важливо проаналізувати не тільки акустичну активність основних джерел шуму, 
але і знайти канали, по яких шум найбільш інтенсивно надходить у салон. 
Основні шляхи поширення повітряного шуму проходять через елементи 
огородження (скло, дах, підлога і т.д., в загальному випадку – панелі). 
Автомобіль являє собою складну коливальну систему. Створення моделі 
випромінювання шуму кожним джерелом являє собою складне завдання. При 
розрахунках очікуваної шумності використовуються спрощені моделі, основані на 
статистичній теорії акустики. 
Певна ідеалізація акустичних процесів вимагає введення відповідних 
обмежень і допущень. Розрахункова оцінка очікуваної шумності припускає 
наступні допущення та обмеження: 
- джерела звуку некогерентні; 
- акустичний сигнал широкосмуговий; 
- звукове поле в замкнених об’ємах квазідифузійне; 
- резонансні явища в замкнених об’ємах не враховуються; 
- джерела звуку випромінюють сферичні, циліндричні або плоскі хвилі; 
- джерела звуку, розташовані в замкнених об’ємах, є ненаправленими 
випромінювачами; 
- звукова потужність у розрахунковій точці визначається за принципом 
енергетичного підсумовування; 
- поширення вібрацій по рамних конструкціях автомобіля прийнято без 
врахування дисипативних втрат і т.п. [31]. 
Як приклад розглянемо розрахунки шуму в салоні автомобіля від випуску 
відпрацьованих газів, корпуса ДВЗ, вентилятора ДВЗ, корпуса коробки зміни 
передач (КП) [31]. 
  
 
Зовнішній шум i-ої панелі від випуску відпрацьованих газів визначається за 
наступною формулою: 
 
LЗОВН = L − 20 lg R 
ВИП W  i  + ПН − х + 6,  
і ВИП  r і

 
LW - звукова потужність випуску, дБ; 
ВИП
Ri  – відстань від точки вимірювання до i-ої панелі, м; 
r – відстань від зрізу випускної труби до точки вимірювання; 
ПНi – показник спрямованості для i-ої панелі; 
х=11 – числова добавка, що враховує кут випромінювання джерела випуску. 
Внутрішній шум i-ої панелі від випуску відпрацьованих газів з урахуванням 
дифракційних явищ визначається за наступною формулою: 
 
 n 
 ∑ Si 
LВНУТР ЗОВН
ВИП = LВИП − ЗІі − ti +10lg i=1 ,  
і і  Aсалон 
 
 
де   ЗІі  - звукоізоляція i-ої панелі, дБ; 
 ti – добавка до звукоізоляції i-ої панелі залежно від розташування панелі 
стосовно випуску, дБ; S – площа i-ої панелі, м2
i ; n – число панелей; 
Aсалон – середнє звукопоглинання в салоні автомобіля, м2. 
Методика розрахунків справедлива для всіх панелей, за винятком підлоги та 
перегородки між моторним відсіком і салоном [31]. 
Зовнішній шум i-ої панелі між моторним відсіком і салоном від корпуса ДВЗ 
визначається за наступною формулою: 
 

LЗОВН 1 4 
ДВЗ .ПЕР. = L  
і W +10lg +
ДВЗ  4πr 2 ,  
 ДВЗ .ПЕР. В
і КАП 
 
 
де  LW  – звукова потужність, випромінена корпусом ДВЗ, дБ; 
ДВЗ
rДВЗ.ПЕР. – відстань від акустичного центру ДВЗ i-ої панелі перегородки, м;  
i 
Bкап – постійна капота, м2; 
 
В А
= КАП
КАП В ;  
1−α кап
СЕР.КАП
 
АКАП – середнє звукопоглинання капота, м2; 
αСЕР.КАП – середній коефіцієнт звукопоглинання капота. 
Внутрішній шум i-ої панелі перегородки між моторним відсіком і салоном 
від корпуса ДВЗ визначається за наступною формулою: 
 
LВНУТР ЗОВН  S
= L ПЕР. і
ДВЗ .ПЕР.і ДВЗ .ПЕР. − ЗІ
і ПЕР. +10lg
і  А ,  
 салолн 
 
де  ЗІПЕР.  – звукоізоляція i-ої панелі перегородки, дБ; 
і
SПЕР. – площа i-ої панелі перегородки, м2.
i  
Зовнішній шум підлоги від корпуса ДВЗ визначається за наступною 
формулою: 
 
 
LЗОВН  1 4 
ДВЗ .ПІДЛ = LW +10lg 2 + − 5,  
ДВЗ
 4πrДВЗ .ПІДЛ В 
КАП 
 
де rДВЗ. ПІДЛ – відстань від акустичного центру ДВЗ до підлоги, м. 
Внутрішній шум підлоги від корпуса ДВЗ визначається за наступною 
формулою: 
 
LВНУТР ЗОВН  S 
ДВЗ .ПІДЛ = LДВЗ .ПІДЛ − ЗІ ПІДЛ − ti +10lg ПІДЛ
 ,  
 А 
салон 
 
 
де ЗІ ПІДЛ – звукоізоляція підлоги, дБ; SПІДЛ – площа підлоги, м2. 
Зовнішній шум підлоги від корпуса ДВЗ із врахуванням відображення від 
опорної поверхні автомобіля визначається за наступною формулою: 
 
LЗОВН    
ДВЗ .ПІДЛ .ВІД = L 1 4 S
W +10lg +  +10lg ПР  +10lg(1−α )−
ДВЗ  4πr 2    ВІД
 ДВЗ .ПР ВКАП   SКАП   
− 20 lg(rПР. ДВЗ )−8,
 
де rПР. ДВЗ – відстань від акустичного центру корпуса ДВЗ до нижнього 
прорізу капота, м; 
2
r h2  rДВЗ .ПІД 
ПР. ДВЗ = ДВЗ +   ,  
 2 
 
hДВЗ – висота установки ДВЗ над відбиваючою поверхнею, м; 
SПР – площа нижнього прорізу капота, м2; 
SКАП – загальна площа огороджень капота, м2; 
α ВІД - середній коефіцієнт звукопоглинання відображаючої поверхні. 
Внутрішній шум підлоги від корпуса ДВЗ із урахуванням відбиття від 
опорної поверхні автомобіля визначається за наступною формулою: 
 
ВНУТР ЗОВН  S
L ПІД 
ДВЗ .ПІД .ВІД = LДВЗ .ПІД .ВІД − ЗІ ПІД +10lg . 
 Асалон 
 
Зовнішній шум i-ої панелі від корпуса ДВЗ, що проникає через огородження 
капота, визначається за наступною формулою: 
 
ЗОВН  
L  1 4  R
ДВЗ .КАП = LW +10lg 2 +  − ЗІ − 20 lg i   + 7,  
і ДВЗ 4πr КАП
 ДВЗ .КАП ВКАП   r 
 
 
де  rДВЗ . КАП – відстань від акустичного центру ДВЗ до капота, м; 
ЗІ КАП – звукоізоляція капота, дБ; 
Ri  – відстань від точки виміру до i-ої панелі, м; 
r – відстань від корпуса ДВЗ до точки вимірювання, м. 
Внутрішній шум i-ої панелі від корпуса ДВЗ, що проникає через 
огородження капота, визначається за наступною формулою: 
 
 n 
 ∑ Si 
LВНУТР ЗОВН i=1
ДВЗ .КАП = L − ЗІ − t +10lg . 
і ДВЗ .КАПі і i
 Aсалон 
 
 
Зовнішній шум i-ої панелі перегородки між моторним відсіком і салоном від 
вентилятора ДВЗ визначається за наступною формулою: 
 
 
LЗОВН  1 4 
ВЕНТ .ПЕРП . = LW +10lg + ,  
і ВЕНТ
 4πr 2
ВЕНТ .ПЕР. В
і КАП 
 
де    LW  – звукова потужність, випромінена вентилятором ДВЗ, дБ; 
ВЕНТ
rВЕНТ .ПЕР−і . – відстань від вентилятора до i-ої панелі перегородки, м. 
Внутрішній шум i-ої панелі перегородки між моторним відсіком та салоном 
від вентилятора ДВЗ визначається за наступною формулою: 
 
LВНУТР = LЗОВН  S
− ЗІ +10lg ВЕНТ .ПЕР. і
ВЕНТ .ПЕР.і ВЕНТ .ПЕР.і ВЕНТ .ПЕР. . 
і 
 А 
салон 
 
Зовнішній шум підлоги від вентилятора ДВЗ визначається за наступною 
формулою: 
 
 
ЗОВН  
L = L +10lg 1 4 
ВЕНТ .ПІД W + − 5,  
ВЕНТ 
 4πr 2 
ВЕНТ .ПІД BКАП 
 
де        rВЕНТ . ПЕР. - відстань від вентилятора до підлоги, м. 
Внутрішній шум підлоги від вентилятора ДВЗ визначається за наступною 
формулою: 
 
LВНУТР ЗОВН  SПІД 
ВЕНТ .ПІД = LВЕНТ .ПІД − ЗІ ПІД +10 lg .  
 А 
салон 
 
Зовнішній шум підлоги від вентилятора ДВЗ із врахуванням відображення 
від опорної поверхні автомобіля визначається за наступною формулою: 
 

LЗОВН L 10lg 1 4   SПР 
ВЕНТ .ПІД ,ВІД = W + +  +10lg 
ВЕНТ  − 4πr 2 В   S  +10lg(1−α ВІД )−
 ВЕНТ .ПР КАП   КАП   
− 20 lg(rПР.ВЕНТ )−8,
 
де  rПР. ВЕНТ – відстань від акустичного центру вентилятора ДВЗ до нижнього 
прорізу капота, м; 
 
2
r = h2 r
+  ВЕНТ .ПОЛ 
ПР.ВЕНТ ВЕНТ   ,  
 2 
 
hВЕНТ – висота установки вентилятора системи охолодження ДВЗ над 
відображаючою поверхнею, м. 
Внутрішній шум підлоги від вентилятора ДВЗ з урахуванням відображення 
від опорної поверхні автомобіля визначається за наступною формулою: 
 
 
LВНУТР ЗОВН  S 
ВЕНТ .ПІД .ВІД = LВЕНТ .ПІД .ВІД − ЗІ ПІД
ПІД +10lg .  
 Асалон 
 
Зовнішній шум i-ої панелі від вентилятора ДВЗ, що проникає через 
огородження капота, визначається за наступною формулою: 
 
LЗОВН  1 4 
ВЕНТ .КАП = LW +10lg + 2 − ЗІКАП − 20 lg R 
 i  + 7,  
і ВЕНТ
 4πrВЕНТ .КАП ВКАП   r 
 
де  rВЕНТ .КАП – відстань від акустичного центру вентилятора системи охолодження 
ДВЗ до капота, м;  
Ri – відстань від точки вимірювання до i-ої панелі, м; 
r – відстань від вентилятора ДВЗ до точки вимірювання, м. 
Внутрішній шум i-ої панелі від вентилятора ДВЗ, що проникає через 
огородження капота, визначається за наступною формулою: 
 
 n
 ∑ S 
i 
LВНУТР = LЗОВН i=1
ВЕНТ .КАП .і ВЕНТ .КАП . − ЗІі − ti +10lg .  
і  Aсалон 
 
 
Зовнішній шум підлоги від корпуса коробки зміни передач (КП) 
визначається за наступною формулою: 
 
LЗОВН  RКП 
КП .ПІДЛ = LW −10 lg  − 5,  
КП
 rКП 
 
де  L – звукова потужність, випромінена корпусом КПП, дБ; 
RКП - відстань від точки вимірювання до підлоги, м; 
rКП - відстань від корпуса КПП до точки вимірювання, м. 
 
Внутрішній шум підлоги від корпуса коробки переміни передач (КП) 
визначається за наступною формулою: 
 
LВНУТР = LЗОВН  SПІД 
КП .ПІД КП .ПІД − ЗІПІД +10lg . 
 Асалон 
 
Сумарний внутрішній шум в салоні автомобіля від всіх передбачуваних 
джерел: 
 
 
  n  

  R  ∑S 
i  
0,1 L  i 
WВИП −20 lg +ПНі −х+6−ЗІі −tі +10lg i=1  
   r   A    
салон   0,1  1 4   S 
     ПЕР .і  
   LWДВЗ +10lg
ВНУТР  2 + −ЗІ
4πr  ПЕР .і +10lg  
L =10lg10     +10   ДВЗ . ПЕР ВКАП   А
і салон  
Σ




   
 1 4 
  SПІД   0,1 L 10lg 1 4 
  SПР  ( ) ( )   
0,1 LW +10lg + −5−ЗІ ПІД −ti +10lg   WДВЗ +   
2 + −+10lg +10lg 1−αВІД −20 lg rПР . ДВЗ −8−ЗІ ПІД +10lg Sпід  
 ДВЗ 
 4πr 2
ДВЗ . ПІД ВКАП 
  Асалон    
 4πr   
+10   +10  ДВЗ . ПР ВКАП   S
 КАП   Асалон  
 п
   

  1 4  R  ∑S 
i 
   
0,1 L +10lg + 
WДВЗ 2 −ЗІ КАП −20 lg i +7−ЗІі −ti +10lg і=1  
 
 4πrДВЗ . КАП ВКАП 
  r   Aслон  

  1 4   S 
0,1 L +10lg + −ЗІ +10lg ВЕНТ . ПЕР .і  
    
   WВЕНТ  4πr 2 В  ВЕНТ . ПЕР .і  А  
+10     +10   ВЕНТ . ПЕРі КАП   салон  

    S      
0,1 LWВЕНТ +10lg 1 4
+ 
2 −5−ЗІ +10lg ПІД       S 
  ПІД   0,1 LW +10lg 1 4
+ +10lg SПР . +10lg(1−α )−20 lg(r )−8−ЗІ +10lg ПІД  
 4πr ВЕНТ   ВІД ПР . ВЕНТ ПІД  
ВЕНТ . ПІД ВКАП   Асалон    
 4πr 2 В 
КАП   SКАП   Aсалон  +10   +10  ВЕНТ . ПР 
  n
  
 S  
  1 4   Ri   ∑ i  
0,1 LWВЕНТ +10lg + 
 2 −ЗІ КАП +20 lg +7−ЗІі −ti +10lg i=1  
  4πrВЕНТ . КАП ВКАП   r   Aсалон   
  R
    0,1 L −10lg КП 4   S  
   W  + −5−ЗІ ПІД +10lg
ПІД  
  КП 
+10   +10   rКП ВКАП   А  
салон   .


 
У результаті виходить, що при наявності певних значень акустичних і 
конструктивних параметрів джерел можна, користуючись даною моделлю, 
визначити рівень шуму в салоні автомобіля. Це цілком зручно та, при першому 
наближенні, дає характеристику переміщення шуму в салон через різні панелі. 
Навіть шини, як потужне джерело шуму АТЗ, можуть мати розсіювання до 10 дБ 
(табл. 2.2). 
 
  
 
Висновки до другого розділу 
 
1. Аналіз характеристик джерел шуму легкових автомобілів показав, що 
основними його джерелами під час руху є двигун та його системи впуску і 
випуску, вузли трансмісії, шини, потоки повітря, що обтікають автомобіль, а 
також допоміжне обладнання. Шумові характеристики цих джерел не постійні в 
часі, їх зміни має випадковий характер. 
2. Причинами генерації механізмами віброакустичного випромінювання з 
випадковим характером зміни є: монтажні дефекти, відсутність співвісності та 
прогин валів, залишкова статична і динамічна неврівноваженість обертових 
деталей. 
3. При підвищених швидкостях руху легкових автомобілів у загальному рівні 
шуму збільшується частка аеродинамічної складової. При цьому розсіювання 
значень рівня внутрішнього шуму в тому самому автомобілі, на тій же ділянці 
дороги, за тих самих умов може досягати 5 дБ. Це пояснюється зміною структури 
потоку повітря, що обтікає автомобіль. Його структура залежить від великої 
кількості випадкових факторів (швидкість вітру, вологість та температура повітря, 
атмосферний тиск та ін.). 
4. Шини рухомого легкового автомобіля є одним з основних джерел як 
зовнішнього, так і внутрішнього шуму, особливо при швидкостях руху понад 
90 км/год. При цьому одним з ефективних засобів боротьби із цим шумом, що не 
впливає на інші характеристики шин, є використання шин зі змінним кроком 
рисунка протектора, при якому змінні не тільки довжина, але й форма рисунка, 
розміри канавок та виїмок. Але розсіювання рівня випроміненого шинами шуму 
через властивості дороги однаково залишається більшим. 
5. Показано, що більшість причин розсіювання рівня шумності систем і 
агрегатів автомобілів зв'язані з випадковими відхиленнями розмірів деталей у 
межах допусків, нестабільністю технологій виробництва та різними умовами 
експлуатації. У зв'язку із цим, для більш точної оцінки та прогнозування 
шумності автомобілів повинні застосовуватися тільки статистичні методи. 
 
РОЗДІЛ 3 ОЦІНКА ЙМОВІРНОГО ШУМУ ЛЕГКОВИХ АВТОМОБІЛІВ 
 
Проблема боротьби із шумом і вібраціями на автотранспорті залишається 
актуальною, незважаючи на багаторічні зусилля в цьому напрямку великих 
колективів інженерів-конструкторів, науковців та окремих авторів. Це 
визначається не тільки складністю процесів формування шуму та звукової 
вібрації на транспортних засобах, не тільки величезним впливом шуму на 
здоров'я водіїв (за деяким даними, близько 1/3 від загального числа професійних 
захворювань становлять вібраційна хвороба та неврит слухових нервів), але і тим, 
що підвищений шум знижує продуктивність праці на 10-15 % [31, 40]. 
Дослідження показують, що шумність автомобілів, виготовлених на тому 
самому підприємстві, не є однаковою [40]. Однак практично не виконується 
статистична оцінка шумності як двигунів, так і інших шумовипромінюючих 
систем автомобіля (трансмісії, шин, аеродинамічного шуму та ін.). Тому дуже 
важливим представляється отримання експериментальних і теоретичних даних для 
оцінки шумності автомобілів різних марок [31, 40]. 
 
3.1 Експериментальне обладнання для дослідження шумових 
характеристик агрегатів автомобілів 
 
Виконано експериментальне дослідження шумності 12 автомобілів Skoda. 
Вимірювання проводилися на стенді при однакових режимах роботи. Мікрофон 
встановлювався на відстані 5-7 см від найближчої корпусної деталі [31, 40]. Пробіг 
автомобілів складав від 3000 до 120000 км. 
Були зроблені вимірювання рівнів шуму наступних вузлів: двигуна, КПП, 
підшипника карданного валу, диференціалу. 
Для вимірювання шуму та вібрації використовувався сучасний прилад 
SVAN 912AE, загальний вид якого представлено на рис. 3.1. 
Це цифровий прилад І-го класу точності, що виконує функції: шумоміра, 
вітроміра, аналізатора спектра. SVAN 912AE має можливості цілого 
 
вимірювального комплексу з виконанням октавного, 3-октавного аналізу в 
реальному масштабі часу з одночасним статистичним аналізом в октавних та 3-
октавних смугах. Прилад оснащений набором всіх необхідних коригувальних 
фільтрів.  
 
Рисунок 3.1 – Аналізатор звуку та вібрації SVAN 912AE 
 
Вимірювання проводилися в зазначених точках на всіх 12 автомобілях при 
різних обертах двигуна та ввімкнених передачах. Частота обертання змінювалася 
від 1000 до 6000 об/хв через 1000 об/хв. Частина досліджень виконана з 
використанням високоточного динамометричного стенда «Dynapack” (рис. 3.2).  
У цьому випадку проводилися виміри шумності наступних джерел: двигуна, 
КПП, кардану, диференціалу, вихлопу, салону. 
Вимірювання проводилися при різних частотах обертання колінчатого валу 
двигуна та включених передачах, а також на стенді, який дозволяє імітувати 
дорожні умови, створюючи навантаження на трансмісію. 
 
 
Рисунок 3.2 – Загальний вигляд стенда Dynapack 4WD 
 
3.2 Результати статистичних досліджень шумності агрегатів 
 
За результатами вимірювання рівня звукового тиску в різних точках агрегатів 
автомобілів отримані наступні графіки, представлені на рис. 3.3-3.6. Результати 
показали, що рівень шуму залежно від частоти обертання та строку експлуатації 
змінюється в дуже широких межах, а на максимальних обертах двигуна в 
більшості випадків перевищує 100 дБА [32, 40]. 
 
 
Рисунок 3.3 – Рівень шуму клапанної кришки ДВЗ автомобілів різних років 
випуску 
 
Отримана залежність середнього рівня шуму агрегатів автомобіля від частоти 
обертання ДВЗ, яка має лінійний характер [40]: 
 
                                        L=0,0047n+78,227 дБ,                                           (3.1) 
 
де     n - частота обертання двигуна, об/хв. 
Значення шумової характеристики кожної моделі автомобілів знаходять як 
середньоарифметичне значення, розраховане для партії автомобілів. 
Середньоарифметичне значення L, дБ (дБА), розраховують за формулою: 
 
1 N
L = ∑ Li ,                                                     (3.2) 
N i=1
 
де  Li – значення шумової характеристики випробуваного автомобіля в даній 
партії, дБ (дБА); N – число автомобілів. 
 
 
Рисунок 3.4 - Рівень шуму біля нижньої частини КПП автомобілів 
різного року випуску 
 
Середньоарифметичне значення L може бути зазначене разом з його 
подвоєним стандартним значенням ±2sprod або ±2stot, що характеризують 
розсіювання шумової характеристики при виробництві або загальне розсіювання.  
Стандартне відхилення s характеризує розподілення значень Li навколо 
середнього значення. При розподілі даних вимірів за нормальним законом 68 % 
всіх вимірюваних значень лежать між значеннями (L+s) і (L-s), а 95% - між (L+2s) 
та (L-2s) [24, 25]. 
Стандартне значення s, дБ (дБА) розраховують за формулою [32, 40]: 
 
1 N
s = ∑(L 2
N −1 i − L) .                                           (3.3) 
i=1
 
У табл. 3.1 для прикладу представлені результати вимірювання шуму в КПП 
залежно від частоти обертання ДВЗ для кожного автомобіля, в інших точках 
характер розсіювання значень не змінюється [32, 40]. 
Таблиця 3.2 – Рівень шуму нижньої частини КПП автомобілів Skoda різних 
років випуску 
n, об/хв. 1000 2000 3000 4000 5000 6000 
L, дБА  
2023 73 76 75 81 85 108 
2023 75 77 84 83 82 92 
2022 78 80 83 87 90 97 
2022 80 83 90 92 97 98 
2021 80 83 86 90 91 94 
2020 83 87 95 101 101 104 
2020 81 85 90 96 98 108 
2020 94 99 105 112 114 120 
2019 105 108 118 118 120 125 
2019 97 100 105 113 114 122 
2018 89 103 107 109 115 116 
2018 82 91 94 97 97 105 
Середньоарифмети 82,23 87,50 93,00 98,27 100,14 106,27 
чне L, дБА 
 
В табл. 3.2-3.5 наведені результати визначення величини 
середньоквадратичного відхилення s, розраховані за формулою (3.3). 
 
Таблиця 3.2 – Середньоквадратичне розсіювання рівня шуму КПП автомобілів 
Skoda 
n, об/хв 1000 2000 3000 4000 5000 6000 
s 10,91 11,77 13,21 12,75 12,99 12,02 
2s 21,82 23,54 26,42 25,5 25,98 24,04 
3s 32,73 35,31 39,63 38,25 38,97 36,06 
 
В процесі статистичної оцінки дані автомобілі були розділені на 3 групи: зі 
строком експлуатації 1-2 роки, 2-3 роки та 4-5 років. На рис. 3.6-3.8 представлені 
рівні шуму автомобілів з великим, середнім та мінімальним строками експлуатації 
відповідно. При цьому в автомобілів зі строком експлуатації 1-2 роки 
L=0,0043n+71,144 дБА, 2-3 років L=0,0048n+75,674 дБА, а 4-5 років 
 
L=0,0049n+87,581 дБА (розмірність n в об/хв). Подібні результати отримані й в 
інших вимірюваних точках [32, 40]. 
 
 
Рисунок 3.5 – Середньостатистична залежність загального рівня шуму біля КПП 
при різній частоті обертання ДВЗ і розсіювання рівня його шуму 
 
 
Рисунок 3.6 – Рівень шуму біля КПП автомобілів 2018-2019 років випуску 
 
Таблиця 3.4 - Середньоквадратичне розсіювання рівня шуму біля КПП автомобілів 
Skoda 2018-2019 років випуску 
n, об/хв 1000 2000 3000 4000 5000 6000 
s 11,51 9,14 8,24 8,01 8,64 8,44 
2s 23,02 18,28 16,48 16,02 17,28 16,88 
3s 34,53 27,42 24,72 24,03 25,92 25,32 
 
 
Рисунок 3.7 – Рівень шуму біля КПП автомобілів 2020-2021 років випуску 
 
Таблиця 3.5 – Середньоквадратичне розсіювання рівня шуму біля КПП 
автомобілів Skoda 2020-2021 років випуску 
n, об/хв 1000 2000 3000 4000 5000 6000 
s 11,08 11,16 14,82 13,43 13,69 13,54 
2s 22,16 22,32 29,64 26,86 27,38 27,08 
3s 33,24 33,48 44,46 40,29 41,07 40,62 
 
 
Рисунок 3.8 – Рівень шуму біля КПП автомобілів 2022-2023 років випуску 
 
Таблиця 3.6 – Середньоквадратичне розсіювання рівня шуму біля КПП 
автомобілів Skoda 2022-2023 років випуску 
n, об/хв 1000 2000 3000 4000 5000 6000 
s 3,83 3,56 4,85 4,76 5,24 6,02 
2s 7,66 7,12 9,7 9,52 10,48 12,04 
3s 11,49 10,68 14,55 14,28 15,72 18,06 
 
Згідно рис. 3.9 автомобілі 2018-2019 років випуску, строк експлуатації яких 
становить близько 4-5 років, рівень шуму найбільший. 
Автомобілі 2020-2021 років випуску зі строком експлуатації 2-3 роки мають 
рівень шуму менший приблизно на 11 дБА, а автомобілі 2022-2023 років випуску 
зі строком експлуатації 1-2 роки – ще на 6 дБА менший. Таким чином, зі 
збільшенням строку експлуатації автомобіля поступово зростає рівень шуму, 
випроміненого його агрегатами в навколишнє середовище [32, 40]. 
Наприклад, при збільшенні строку експлуатації від 1 року до 5 років шум 
коробки передач при частоті обертання колінчатого вала ДВЗ 6000 об/хв зростає 
від 98 до 115 дБА.  
 
 
Рисунок 3.9 – Залежність рівня шуму та його розсіювання від частоти обертання 
ДВЗ та строку експлуатації 
 
3.3 Дослідження впливу навантаження на шумовипромінювання 
 
Для перевірки результатів теоретичних розрахунків виконано ряд 
експериментальних досліджень, метою яких було визначення інтенсивності 
звукового випромінювання вузлів та агрегатів транспортного засобу на різних 
режимах навантаження. 
Вимірювання проводилися в шести основних точках (рис. 3.10). 
 
 
1 - шум двигуна; 2 - шум коробки перемикання передач; 3 - шум карданної 
передачі; 4 - шум диференціала; 5 - шум в салоні; 6 - шум вихлопу 
Рисунок 3.10 – Установка мікрофона при проведенні вимірювання шуму 
 
Для вимірювання шуму двигуна мікрофон шумоміра встановлювався на 
висоті 4-5 см над клапанною кришкою двигуна. При вимірюванні шуму від 
коробки перемикання передач, карданної передачі та диференціалу мікрофон 
встановлювався під перерахованими вузлами на відстані 4-5 см (досліджувався шум 
агрегатів у близькому полі). Для вимірювання шуму вихлопу мікрофон 
встановлювався на відстані 50 см від вихлопної труби під кутом 45 градусів. При 
вимірюванні шуму в салоні мікрофон встановлювався в точці, відповідно до 
положення вуха водія. 
У процесі вимірювання визначався загальний шум по шкалі А, а також 
виконувалося розкладання шуму в 3-октавний спектр частот. Для збільшення 
точності вимірів, тобто виключення із загального шуму транспортного засобу 
сторонніх шумів, таких як шум шин, аеродинамічний шум, міський шум і т.п., 
експерименти проводилися на динамометричному стенді «Dynapack» (рис. 3.11). 
Для визначення максимального крутного моменту та максимальної 
потужності ДВЗ, встановленого на автомобіль Skoda, визначено зовнішню 
швидкісну характеристику (рис. 3.12). Аналіз характеристики показав, що 
максимальний крутний момент М=138 Нм досягається при частоті обертання 
1750 об/хв. 
 
 
 
Рисунок 3.11 – Досліджуваний транспортний засіб, встановлений на 
динамометричний стенд Dynapack 
 
 
Рисунок 3.12 - Зовнішня швидкісна характеристика двигуна 2,8 V6 (АСК/APR) 
 
Виходячи з аналізу отриманих даних, прийнято рішення визначати шум 
деталей та вузлів транспортного засобу на п'ятьох основних режимах потужності: 
1. момент опору М0=0 Нм. Опір обертанню двигуна виявляють тільки 
обертові інерційні маси в трансмісії, пари шестерень в коробці перемикання 
передач, в диференціалі, а також тертя в карданній передачі; 
2. момент опору М0=20 Нм; 
3. момент опору М0=40 Нм; 
 
4. момент опору М0=60 Нм; 
5. момент опору М0=80 Нм. 
Точні значення моментів опору встановлювалися за допомогою 
динамометричного стенда Dynapack у режимі завдання статичного моменту 
Custom. 
Наведені моменти опору впливають на роботу двигуна, і тим самим змінюють 
його звуковипромінювання. Також на загальний шум впливає частота обертання 
двигуна, ввімкнена передача. Тому експеримент проводився при наступних 
частотах обертання двигуна: 1000, 2000, 3000, 4000 об/хв. Необхідна частота 
обертання двигуна при заданому моменті опору встановлювалася за допомогою 
варіювання положенням кута відкриття дросельної заслінки (педаллю 
акселератора). 
Загальний шум транспортного засобу залежить від номера ввімкненої 
передачі. Тому, наведена серія експериментів з вимірювання шуму в різних 
точках, при заданих моментах опору та частотах обертання двигуна, 
повторювалися для кожної з усіх наявних КП. 
У результаті виконаної серії експериментів і обробки даних отриманий 
графік, що показує зміну шуму в кожній з перерахованих точок при зміні частоти 
обертів двигуна, моменту опору на колесах і ввімкненої передачі. Для прикладу, 
залежність інтенсивності звукового тиску при частоті обертання двигуна 
2000 об/хв. при ввімкненій 3-ій передачі наведено на рис. 3.13. 
 
 
Рисунок 3.13 – Середньостатистичні залежності зміни шуму від режиму 
навантаження при частоті обертання двигуна 2000 об/хв на 3-їй передачі КП 
 
Аналіз графічних залежностей показав, що збільшення моменту опору на 
кожні 20-25 Нм приводить до збільшення шуму двигуна на 5-7 дБА, коробки 
передач на 1-3 дБА, карданної передачі та диференціалу на 1-2 дБА, шуму в салоні 
на 3-4 дБА, шуму вихлопу на 3-5 дБА. При цьому максимальна зміна звукового 
тиску при збільшенні навантаження виникає у двигуна. Так, збільшення крутного 
моменту від 20 до 80 Нм приводить до збільшення рівня шуму ДВЗ на 25-27 дБА. 
Шум вихлопу при цьому збільшується з 83 до 87 дБА, тобто на 5-8 дБА, а шум 
карданної передачі та диференціалу з 93 до 95, тобто на 1-2 дБА. Шум коробки 
при цьому збільшується від 97 до 101 дБА. Слід зазначити, що в загальний шум 
вузлів трансмісії входить також шум від ДВЗ та шум від системи відведення 
відпрацьованих газів через їх безпосередню близькість розташування. 
 
Висновки до третього розділу 
 
Виконані експериментальні дослідження рівня шуму основних вузлів 
транспортного засобу Skoda при різних режимах роботи. Обробка та аналіз 
результатів експериментів показали, що рівень шуму автомобілів у цілому, а 
також окремих агрегатів, навіть одного року випуску, має істотне розсіювання. 
Збільшення моменту опору на ведучих колесах приводить до збільшення 
звукового випромінювання всіх агрегатів транспортного засобу. Найбільш 
сприйнятливим агрегатом до збільшення зовнішнього навантаження за рівнем 
випроміненого шуму є ДВЗ. Так, при збільшенні крутного моменту за допомогою 
стенда «Dynapack» від 20 до 80 Нм ЗВ збільшується від 73 до 98 дБА. При 
подібних зовнішніх умовах рівень випроміненого звуку карданної та головної 
передач збільшується від 93 до 95 дБА, коробки передач від 97 до 101 дБА. Шум 
вихлопу збільшується від 82 до 87 дБА, а шум у салоні від 76 до 78 дБА. 
 
РОЗДІЛ 4 МЕТОДИКА РОЗРАХУНКОВОЇ ЙМОВІРНОЇ ОЦІНКИ 
ШУМУ АВТОМОБІЛЯ 
 
В легковому автомобілі існує значне число різноманітних джерел шуму, що 
мають різну акустичну потужність випромінювання, які формують сумарне 
звукове поле як всередині автомобіля на робочому місці водія, так і ззовні 
автомобіля або в будь-якій іншій точці. 
До них відносять силову установку, в основному ДВЗ, систему випуску 
відпрацьованих газів, впуск повітря, трансмісію, ходову частину, аеродинамічний 
шум. Більшість дослідників, що займаються вивченням процесу шумоутворення 
на транспортних автомобілях, відзначають, що основним джерелом 
випромінювання шуму є корпус двигуна в сукупності із системами впуску та 
випуску відпрацьованих газів [2]. 
 
4.1 Математична модель ймовірної оцінки шуму 
 
Для ймовірної оцінки шуму будемо використовувати фізико-математичну 
модель утворення акустичного випромінювання автомобіля, запропоновану В.Н. 
Луканіним [33]. Модель містить тільки основні елементи, властиві будівельно-
дорожній техніці та адаптована до автомобілів класичного компонування [35]. 
Прийнято вважати [29, 35], що шум випромінюється всією поверхнею 
автомобіля та його агрегатами, а загальна акустична потужність автомобіля Wa 
складається з акустичних потужностей:  
- поверхні силового агрегату WД;  
- випромінювачів у системі газообміну WВП, WВИП;  
- поверхні агрегатів трансмісії WТР;  
- поверхні кузова автомобіля та агрегатів при передачі коливальної 
енергії та від дороги WДОР;  
- поверхні кузова автомобіля в результаті взаємодії з повітрям при русі 
WАЕР;  
 
- шини при її русі та взаємодії з дорогою WШ;  
- поверхні кузова автомобіля при передачі енергії коливального руху 
двигуна на шасі автомобіля та збудження його елементів з боку силового 
агрегату WД . 
Під величиною а розуміється коефіцієнт акустичного збудження автомобіля, 
тобто а=W′а/WД, де W′а – акустична потужність, випромінена автомобілем у 
випадку роботи тільки двигуна [34]. 
Таким чином, отримуємо рівняння акустичного балансу автомобіля:  
 
               Wa =WД + аWД +WВП +WВИП +WТР +WДОР +WАЕР +WДОР .                 (4.1) 
 
Дана форма представлення акустичного балансу автомобіля дозволяє 
виявити стосовно до кожного доданку збудження, яке є причиною виникнення 
даного джерела, сукупність конструктивних елементів, що проводять енергію 
коливань, а також випромінюючу шум поверхню. Здійснення робочих процесів в 
автомобілі супроводжується різними факторами, що є джерелами 
шумовипромінювання, основні серед них це: сила тиску газів, сила інерції, сила 
ударних взаємодій у механізмах, сили взаємодії рухомого потоку речовини з 
елементами трубопроводів, сили тертя, аеродинамічні сили, сили взаємодії колеса 
з дорогою, крутні моменти. При формуванні рівня загального шуму автомобіля 
велике значення мають функції передачі вузлів кріплення ДВЗ, трансмісії, підвіски, 
шин, а також конструкції корпусних деталей усіх агрегатів [45]. 
Потужність шуму випуску складається з акустичної потужності сигналу, 
що випромінюється горловиною випускного тракту – WГАЗ та акустичної 
потужності, що випромінюється поверхнею елементів випускної системи - WПОВ. 
Шум від трансмісії автомобіля складається із ЗВ корпуса КПП WКПП, 
поверхнею карданного вала WКВ і корпусами заднього (переднього) мостів WПМЗМ 
(при наявності повного приводу): 
WТР=WКПП + WКВ + WЗМ+ПМ     (4.2) 
 
 
4.2 Визначення сумарного шуму 
 
Відомо, що сумарна звукова потужність шуму визначається за формулою 
енергетичного додавання: 
 
L 10lg
n 
= ∑10(0,1Li )
.                                                                (4.3) 
 i=1 
 
де Li – математичні очікування значень звукової потужності сумарних 
джерел. Позначимо через Li розсіювання значень величин (можна вважати 
половину довірчого інтервалу для величин Li). Розсіювання сумарної величини 
можна підрахувати за формулою, що зв'язує похибку функції з похибками 
аргументів [30, 31]: якщо F=F(x1, x2,..., xn) – функція, ∆ х  - абсолютні похибки 
і
аргументів, то похибка функції не перевищує величини: 
 
n
                                                              ∆F ≤ ∑ ∂F
∆ x .                                                       (4.4) 
i
i=1 ∂xi
 
У нашому випадку: 
n
∆L ≤ ∑
∂L
∆ ;  
i=1 ∂L Li
i
∂L 0,1⋅ ln(10)100,1Li 0,1Li
=10 ⋅ lg e n =10 ⋅ lg e ⋅ ln(10)⋅0,1 10
n . 
∂Li ∑10(0,1Li ) ∑10(0,1Li )
i=1 i=1
 
Оскільки lg e ⋅ ln(10) =1, то 
∂L 100,1Li
= .  
∂L n
i ∑10(0,1Li )
i=1
 
 
Остаточно отримаємо формулу для оцінки розсіювання: 
 
n
∑100,1Li ∆Li
                                                         ∆ i=1
L ≤ n                                                       (4.5) 
∑100,1Li
i=1
 
Відзначимо, що з отриманої формули (4.5) слідує, що похибка енергетичної 
суми не перевершує максимальної похибки доданка. 
Аналогічно можна отримати формули для розсіювання інших величин. 
З врахуванням виразу (4.5) на основі моделі розрахунків шуму отримано 
загальний вираз для розрахунків рівня звукової потужності шуму, що проникає 
через відкриті прорізи капота, панелі огородження та системи випуску: 
 
Li = LW +C(W )+ ЗІ + b − a +10lg(1− a )+ ПС − β −С − Х + ∆L ,
i i i 3 i  
 
де   LWi  - рівень звукової потужності i-го джерела; 
bi – показник, що враховує співвідношення між площами i-ої панелі капота, 
відкритими прорізами капота та загальною площею капота; 
ai – показник, що враховує відстані від джерела шуму до розрахункової 
точки та висоту прорізів; ПС – показник спрямованості; 
a3  – середній коефіцієнт звукопоглинання; 
β - добавка, що враховує розташування джерела шуму; 
С – числова добавка (при проникненні шуму через панелі огородження 
С=12,5, через відкритий проріз С=14, у відкритий простір С=0); 
X – числова добавка, яка при Ω=π рівна 5 дБ, при Ω=2π  8 дБ, при Ω=4π 
11 дБ (Ω - просторовий кут випромінювання джерел, при випроміненні у 
відкритий простір він становить 4π, у напівпростір – 2π, в двогранний кут – π) 
С1(W ) - показник, який розраховується за формулою: 
 
 
С1(W ) =10lg χКАП 4ψ КАП 
 +  . 
 r4πrДВ ВКАП 
 
Даний показник включає: 
χ - коефіцієнт, що враховує вплив ближнього звукового поля та визначається 
за графіком на рис. 4.1; 
r – відстань від корпуса двигуна до розрахункової точки, м; 
rДВ. - відстань від двигуна до панелі капота, м; 
ψ КАП  - коефіцієнт, що враховує порушення дифузності звукового поля під 
капотом і визначається за графіком на рис. 4.2. 
 
 
Рисунок 4.1 – Залежність коефіцієнта χ від відношення відстані R до 
максимального лінійного розміру джерела Lmax 
 
 
Рисунок 4.2 – Залежність коефіцієнта ψ від відношення постійної B  до його 
ПОМ
площі SПОМ  
 
BКАП. - постійна капота, м2, визначається як: 
 
ВКАП. = АКАП (1−αКАП ), 
 
де AКАП. - звукопоглинання капота, м2; 
 
АКАП =αКАП ⋅ SКАП , 
 
тобто це похідна середнього коефіцієнта звукопоглинання конструкції капота 
αКАП  [37, с.30, табл. 2.2] і загальної площі капота SКАП, м2 [2]. 
Наведена звукоізоляція капота ЗІ (дБ) визначається за формулою: 
 
n
∑ SКАП
ЗІ =10lg i=1
n ,  
∑ S 0,1
КАП ⋅10 (ЗІКАП + tКАП )
і і
i=1
 
де    S 2
КАП. – площа i-ої панелі капота, м ; n – число панелей капота; 
і
ЗІКАП – звукоізоляція i-ої панелі капота, дБ; 
і
tКАП - добавка до звукоізоляції панелей капота залежно від їхнього 
і
розташування відносно розрахункової точки, дБ (рівна 0, якщо поверхня 
розташована напроти розрахункової точки, 5 дБ – на бічних або верхній панелі 
капота, 8 дБ – на задній стосовно розрахункової точки панелі капота) [2]. 
 
4.3 Аналіз результатів ймовірної оцінки шуму автомобілів Skoda 
 
На рис. 4.3-4.8 наведено вихідні спектри шуму, виміряного біля агрегатів 
при частоті обертання двигуна 3000 об/хв. За результатами цих вимірювань 
формувалися матриці вихідних даних для розрахунків рівнів сумарного 
зовнішнього та внутрішнього шуму. 
 
 
Рисунок 4.3 – Спектр рівня шуму біля ДВЗ 
 
 
Рисунок 4.4 – Спектр рівня шуму біля КП 
 
 
Рисунок 4.5 – Спектр рівня шуму біля ГП 
 
Рисунок 4.6 – Спектр рівня шуму біля зрізу вихлопної труби 
 
 
Рисунок 4.7 – Спектр рівня шуму біля карданного валу 
 
 
Рисунок 4.8 – Спектр рівня шуму шин 
 
Порівнюючи розрахункові спектри з експериментальними була виявлена 
невелика розбіжність значень, особливо на низькій частоті. 
На рис. 4.9-4.10 наведено розрахункові спектри рівнів шуму в салоні 
автомобіля з певним середньоквадратичним розсіюванням. Для зручності на 
графіку наведено експериментальний спектр. На рис. 4.10 наведено графік внеску 
окремих джерел в загальний рівень шуму в салоні. 
Основну роль в утворенні сумарного рівня шуму автомобіля Skoda при 
швидкостях руху 70-90 км/год відіграє двигун. Наступними, з погляду шумності, 
виступають коробка передач і шини. Найбільші значення рівня шуму 
спостерігаються в діапазоні низьких частот (перша і друга октави), де 
відзначається і суттєво більша дисперсія (розсіювання) результатів. 
 
 
 
Рисунок 4.9 – Спектр внутрішнього шуму та його відхилення 
 
 
Рисунок 4.10 – Розрахункові значення спектрів внутрішнього шуму Skoda 
залежно від частоти обертання валу двигуна 
 
Відповідно рис. 4.11, розрахунковий рівень внутрішнього шуму автомобіля 
перевищує нормативне значення на 1 дБА, також чим менше 
середньоквадратичне розсіювання його значень, тим менший відсоток 
автомобілів вкладається у норми. 
Якщо знизити частку проникаючого шуму від двигуна на 5 дБА, то загальний 
рівень шуму в салоні становитиме 75 дБА, що суттєво збільшує кількість 
автомобілів, що укладаються в допустимі норми. 
 
 
 
 
1 – частка шуму двигуна, що проникає через нижній проріз у капоті; 2 – частка 
шуму двигуна, що проникає через панелі огородження капота; 3 – частка шуму 
двигуна, що проникає через огородження радіатора; 4 – частка шуму від КП;  
5 – частка шуму від головної передачі; 6 – частка шуму від передніх шин;  
7 – частка шуму від задніх шин; 8 – частка шуму від вихлопу; 9 – частка шуму від 
карданної передачі; 10 – сумарний шум у салоні; 11 – експериментальне значення 
Рисунок 4.11 – Розрахункові значення внутрішнього шуму Skoda 
 
Висновки до четвертого розділу 
 
1. Розроблена математична модель розрахунку очікуваної шумності в салоні 
автомобіля на основі методики Н.І. Іванова та Г.М. Курцева, яка дозволяє 
отримати не тільки рівень шуму, але і його можливе розсіювання у різних 
моделях автомобілів даної модифікації. 
2. За допомогою моделі можна визначити внесок кожного джерела в 
загальний рівень шуму; параметри, необхідні для опису нормального закону і 
його інтегральної функції розподілу, що дозволяє вчасно вибирати заходи для 
його зниження, визначати ймовірність можливого відсотка «браку» по шуму та 
вносити необхідні конструктивні зміни ще на стадії проєктування. 
 
3. Основна частка шуму приходить в салон від силового агрегату через 
перегородку моторного відсіку кузова автомобіля, а також шляхом 
випромінювання через капот і нижній проріз моторного відсіку. 
  
 
ВИСНОВОК 
 
1. Боротьба із шумом та вібрацією стає більш актуальною, особливо в 
рамках вирішення проблем акустичного забруднення навколишнього 
середовища. Згідно ДСТУ рівень шуму не повинен перевищувати 78 дБА.  
2. Аналіз характеристик джерел шуму легкових автомобілів показав, що 
основними його джерелами під час руху є двигун та його системи впуску і 
випуску, вузли трансмісії, шини, потоки повітря, що обтікають автомобіль, а 
також допоміжне обладнання. Шумові характеристики цих джерел не постійні в 
часі, їх зміни мають випадковий характер. 
3. Причинами генерації віброакустичного випромінювання з випадковим 
характером зміни є: монтажні дефекти, відсутність співвісності та прогин валів, 
залишкова статична і динамічна неврівноваженість обертових деталей. Тобто,  
більшість причин розсіювання рівня шумності систем і агрегатів автомобілів 
пов'язані з випадковими відхиленнями розмірів деталей у межах допусків, 
нестабільністю технологій виробництва та різними умовами експлуатації.  
4. Виконані експериментальні дослідження рівня шуму основних вузлів 
транспортного засобу Skoda при різних режимах роботи. Обробка та аналіз 
результатів експериментів показали, що рівень шуму окремих агрегатів, навіть 
одного року випуску, має істотне розсіювання. Автомобілі 2018-2019 років 
випуску, строк експлуатації яких становить близько 4-5 років мають найбільший 
рівень шуму. Автомобілі 2020-2021 років випуску зі строком експлуатації 2-3 
роки мають рівень шуму менший приблизно на 11 дБА, а автомобілі 2022-2023 
років випуску зі строком експлуатації 1-2 роки – ще на 6 дБА менший.  
5. При збільшенні крутного моменту від 20 до 80 Нм ЗВ збільшується від 
73 до 98 дБА. При подібних зовнішніх умовах рівень випроміненого звуку 
карданної та головної передач збільшується від 93 до 95 дБА, коробки передач 
від 97 до 101 дБА. Шум вихлопу збільшується від 82 до 87 дБА, а шум у салоні 
від 76 до 78 дБА. 
6. Виконані розрахунки ймовірної оцінки шуму легкових автомобілів, що 
 
дозволяє на основі аналізу параметрів каналів проходження звукових хвиль від 
джерел до розрахункових точок з урахуванням акустичних характеристик 
поверхонь (площі, звукоізоляції, звукопоглинання, координат взаємного 
розташування та ін.) визначати загальний рівень і спектральні складові шуму в 
салоні залежно від шумності кожного джерела з оцінкою ймовірного 
розсіювання їх значень у автомобілів різного віку та на основі цього формувати 
при проєктуванні автомобіля його акустичні характеристики, що забезпечать 
виконання норм чинних технічних регламентів, що суттєво знижує витрати на 
доопрацювання та випробування після виготовлення дослідних зразків. 
 
ПЕРЕЛІК ДЖЕРЕЛ ПОСИЛАННЯ 
 
1. Домолазов, Ф.С. Статистична оцінка шумності легкових автомобілів 
/Домолазов, Ф.С. //Наукові праці Sworld. 2018. - Т. 1. - № 1. - С. 53-56. 
2. Іванов, Н.І. Основи віброакустики: підручник для вузів /Н.І. Іванов, А.С. 
Нікіфоров. - Спб.: Політехніка, 2000. - 482 с. 
3. Контроль над рівнем шуму на виробничих територіях АТП (Lar- 
mrichtwert fur Betriebsgrundstuk) AMZ: Auto, Mot., Zebehor, 1994. - 214 р. 
4. Проблеми шумності автомобілів у США і Європі (Motor vehicle noise 
regulations a Solution to traffic noise problem?) Cheme, K.D., Sound and Vibr.28, (3) 
22-26 р. 
5. Технічна акустика транспортних автомобілів: довідник /Л.Г. 
Балишанська, Л.Ф. Дроздова, Н.І. Іванов та ін.; під ред. Н.І. Іванова.: Політехніка, 
1992. - 365 с. 
6. Abdul Rahim, N., Paulraj, M., Adom, A. H., Shukor, S.A.A., Masnan, M. J. 
Homogeneous multi-classifier system for moving vehicles noise classification based on 
multilayer perceptron (2015) Journal of Intelligent and Fuzzy Systems, 29 (1), pp. 149-
157. 
7. Arteaga, I.L. Tyre/road noise and vibration: Understanding their interaction 
and contribution to vehicle noise and fuel consumption 21st International Congress on 
Sound and Vibration 2014, ICSV 2014, 1, pp. 51-63. 
8. Новіков А.Н. Екологічний моніторинг впливу автотранспорту на 
акустичну середу міста // Ремонт, відновлення, модернізація. - 2006. - N6. - С. 33-
34. 
9. Donavan, P. Reduction of vehicle noise at lower speeds due to a porous 
opengraded asphalt pavement INTERNOISE 2014 - 43rd International Congress on 
Noise Control Engineering: Improving the World Through Noise Control. 
10. Gasparoni, S., Wehr, R., Haider, M., Conter, M. Vibro-acoustical simulations 
of tyre-road interaction 20th International Congress on Sound and Vibration 2013, ICSV 
2013, 4, pp. 2799-2805. 
 
11. Jaybhay, S.K., Naidu, S., Nagarhalli, P., Saiprasad, J. Approach to control the 
in cab noise without affecting passenger comfort in AC midi buses (2015) SAE 
Technical Papers. 
12. Jost K. Measuring vehicle pass-by noise. - Automotive Engineering, SAE, 
March, 1995, p. 28-32. 
13. Krishnamurthy, N., Hansen, J.H.L. Car noise verification and applications 
(2014) International Journal of Speech Technology, 17 (2), pp. 167-181. 
14. Liu, Z., Shi, Y. Noise reduction for a given vehicle based on sound intensity 
measurement method (2012) Advanced Materials Research, 503-504, pp. 1212-1215. 
15. Maekawa Z. Noise Reduction by Distance from Sources of Various 
Shapes//Applied Acoustics, 1990, N3, P. 225-238. 
16. Musser, C.T., Manning, J.E., Peng, G.C. Predicting vehicle interior sound 
with statistical energy analysis (2012) Sound and Vibration, 46 (12), pp. 8-14. 
17. Powell, R., Moron, P., Balasubramanian, G., Neuhierl, B., Senthooran, S., 
Crouse, B., Freed, D., Kain, C., Ullrich, F. Simulation of underbody contribution of 
wind noise in a passenger automobile (2013) SAE Technical Papers, 4. 
18. Qatu, M.S. Recent research on vehicle noise and vibration (2012) 
International Journal of Vehicle Noise and Vibration, 8 (4), pp. 289-301. 
19. Raff I. A., Perry R. D. H. Vehicle noise studies. - Journal of Sounds and 
Vibration, 1993, vol. 28, N3, p. 456-458. 
20. Sohaney, R., Rasmussen, R., Seybert, A., Donavan, P. New ISO test track 
specification for measuring tire and vehicle noise (2012) Sound and Vibration, 46 (8), 
pp. 9-14. Cited 2 times. 
21. Statistic analysis of GAZ-3110 vehicles noise /А.V. Pobedin, О.D. Коsоv, 
А.А. Dоlоtоv //Journal of KONES. Powertrain and Transport (Poland). - 2009. - 
Vol.16, №1. - р. 407-410. 
22. Technical Review, №1, Bruel & Kjser, 1996. - 40 p. 
23. Technical Review, №2, Bruel & Kjaer, 1999. - 48 p. 
24. Technical Review, №1, Bruel & Kjser, 2002. - 36 p. 
25. The Modelling of Noise Emission by the Gearbox of Vehicles GAZ 3110, 
 
31105 /А.V. Pobedin, О.D. Коsоv, А.А. Dоlоtоv, К.О. Bоrgiv // Journal of KONES. 
Powertrain and Transport. - 2011. - Vol. 18, №1. - C. 453-456. 
26. Thron, T., Leth, S., Stegemann, B. On separation of vehicle noise for limit 
setting in future legislation (2015) Notes on Numerical Fluid Mechanics and 
Multidisciplinary Design, 126, pp. 31-38. 
27. Transportation noise reference book /Ed. By P.M. Nelson. - London: 
Butterworths, 1997.- 427 p. 
28. Tsuji, H., Maruyama, S., Yoshimura, T., Takahashi, E. Experimental method 
extracting dominant acoustic mode shapes for automotive interior acoustic field coupled 
with the body structure (2013) SAE International Journal of Passenger Cars - 
Mechanical Systems, 6 (2). Cited 2 times. 
29. Ulrich, T.A., Barton, B.K., Lew, R. Detection and localization of approaching 
vehicles in the presence of competing vehicle noise (2014) Transportation Research Part 
F: Traffic Psychology and Behaviour, 26 (PART A), pp. 151-159. 
30. Van Renterghem, T., Attenborough, K., Maennel, M., Defrance, J., 
Horoshenkov, K., Kang, J., Bashir, I., Taherzadeh, S., Altreuther, B., Khan, A., 
Smyrnova, Y., Yang, H.-S. Measured light vehicle noise reduction by hedges (2014) 
Applied Acoustics, 78, pp. 19-27. 
31. Vu, T.D., Yin, H.P., Duhamel, D., Gaudin, A., Abbadi, Z. Tire/road contact 
modeling for the in-vehicle noise prediction INTERNOISE 2014 - 43rd International 
Congress on Noise Control Engineering: Improving the World Through Noise Control. 
32. Wang, Y.S., Shen, G.Q., Xing, Y.F. A sound quality model for objective 
synthesis evaluation of vehicle interior noise based on artificial neural network (2014) 
Mechanical Systems and Signal Processing, 45 (1), pp. 255-266. 
33. Xu, Z.M., Xie, Y.Y., He, Y.S., Zhang, Z.F., Tu, L.E. Evaluation of car 
interior sound quality based on PSO-SVM (2015) Zhendong yu Chongji // Journal of 
Vibration and Shock, 34 (2), pp. 25-29. 
34. Zhan, W., Wu, J., Shao, F., Huang, C. Research on noise testing and analysis 
of an automatic transmission (2013) Lecture Notes in Electrical Engineering, 201 LNEE 
(VOL. 13), pp. 599-605. 
 
35. Zhang, Z., Zhang, Y., Liu, X., Xie, X. Analysis and prediction on the 
structure-borne vibration and noise of a heavy commercial vehicle cab (2015) Qiche 
Gongcheng/Automotive Engineering, 37 (2), pp. 214-218. 
36. Zheng, L., Fang, Z., Tang, Z., Zhan, Z., Fu, J.-H. The Design Optimization of 
Vehicle Interior Noise through Structural Modification and Constrained Layer Damping 
Treatment SAE Technical Papers, 2015-april (April). 
37. Zheng, S., Dan, J., Hao, P., Lian, X. Decomposition and visualization of 
vehicle noise sources with transfer path acoustical holography (2014) Noise Control 
Engineering Journal, 62 (5), pp. 313-321. 
38. Zhong, Z., Jiang, Z., Long, Y., Zhan, X. Analysis on the noise for the 
different gearboxes of the heavy truck, Shock and Vibration, 2015, р. 476-490. 
39. Петренко О.К. Контроль за станом шуму //Якість технологій та освіти 
/Українська інженерно-педагогічна академія: зб. наук. праць. – Харків, 2011. – №2. 
– С. 120–122.  
40. Санітарні правила з гігієни праці водіїв автомобілів. Вид документа: СП 
(Санітарні правила) від 05.05.1988 р. № 4616-88 Тип документа: Нормативно-
технічний документ Опублікований: офіційне видання: Збірка найважливіших 
офіційних матеріалів з санітарних і протиепідемічних питань. У 7 томах. Том I. У 
2-х частинах. Частина 2. – К.: Рарог, 1991.  
41. Петренко О.К. Вплив шуму автомобільного транспорту на організм 
людини // Україна у європейському просторі. Проблеми бізнесу, політики, права: 
мат. VI Міжнар. наук.-практ. конф., Львівський університет бізнесу та права. – 
Львів, – 2010. – С. 46–48.
ChSTU repository

ChSTU repository preserves and enables easy and open access to all types of digital content including text, images, moving images, mpegs and data sets
