Разработка методов и средств снижения вибрации и шума гидравлических приборов систем управления техническими средствами.

СОДЕРЖАНИЕ
Перечень принятых условных обозначений и сокращений.......................5
Введение..................................................................7
1. Глава 1. Постановка задачи ..........................................18
2. Глава 2. Проблемы создания специализированного стенда
проведения исследований ВШХ ГП.......................................29.
Требования, предъявляемые к стендам..............................29'
Описание процесса распространения колебательной мощности
по трубопроводам......................................................32
Физические основы метода нахождения источников колебательной мощности.............................................43
3. Глава 3. Разработка методов и средств снижения
стендовых помех и их реализация при модернизации стенда ВШХ
ОАО «Концерн «НПО «Аврора»............................................51
3.1. Экспериментальное определение источников акустических помех 51
3.1.1. Определение основных источников вибрации.......................51
3.2. Разработка методов и средств снижения собственных помех стенда...60
3.2.1. Основные мероприятия по снижению акустической помехи, передаваемой по трубопроводам на измерительный участок стенда......60
3.2.2. Определение источников ГДШ.....................................67
3.3. Система комплексной автоматизации процессов-
проведения испытаний..................................................80
3.4. Основные научно-технические результаты и решения.................85
4. Глава 4. Экспериментальные исследования регулирующих
органов СУ ПЭУ.......................................................88
4.1. Основные требования, предъявляемые к ГП СУ ПЭУ...................88
4.2. Аналитические зависимости местных гидравлических сопротивлений и основных параметров РО.............................................95
4.3. Конструкции, общепромышленных малошумных клапанов и результаты
2
исследований их ВШХ.................................................106
4.4. Анализ конструктивных, гидравлических и вибрационных характеристик РО корабельных СУ ПЭУ 112
4.4.1. Конструктивные гидравлические параметры корабельных регулирующих органов.............................................112
4.4.2. Гидравлические характеристики корабельных плунжерных РО 119
4.4.3. Кавитационные характеристики рабочих органов СУ ПЭУ..........150
4.4.4. Общий анализ виброшумовой активности регулирующих органов... 172
5. Глава 5; Разработка методов расчёта'конструктивных параметров регулирующих органов СУ ПЭУ........................................ 182
5.1. Основные положения по проектированию малошумных ГП.............182
5.1.1. Определение типа проточной части прибора.....................182
5.1.2. Расчёт проточной части прибора с сопротивлением инерционного типа................................................183
5.1.3. Расчёт проточной части с сопротивлением
инерционно-вязкостного типа.........................................188
5.2. Акустический расчёт малошумных гидроприборов...................189
5.3. Рекомендации по компоновке корабельных РО и построению
их проточных частей.................................................197
6. Глава 6. Результаты экспериментальных исследований и разработка
на их основе методов расчёта конструктивных параметров регулирующих органов СУД.........................................209
6.1. Исследование виброактивности приборов СУД на стационарных режимах..........................................................210
6.1.1. Кавитационные источники виброактивности гидроприборов........217
6.1.2. Турбулентность при стационарных режимах работы..............232
6.2. Исследование виброактивности приборов СУД
в нестационарных режимах работы.................................235
6.2.1. Кавитация при нестационарных режимах работы.................236
6.2.2. Турбулентность при нестационарных режимах работы............237
з
6.2.3. Волновые процессы при не стационарных режимах работы........238
6.2.4. Расчёт виброакустических характеристик гидроприборов
при работе в нестационарном режиме...........................239
6.3. Инженерная методика расчёта проточных частей..................241
6.4. Экспериментальные исследования виброактивности распределительной золотниковой пары.........................245
6.4.1. Исследование влияния различных факторов на
возникновение автоколебаний золотниковой пары..................254
6.4.2. Оценка параметров акустических систем, образованных распределительным золотником и гильзой......................261
6.5. Связь гидравлических и виброакустических характеристик
гидроприборов СУД..............................................268
7. Глава 7. Результаты использования разработанных методов при
создании малошумных электрогидравлических приборов и агрегатов..278
7.1. Малошумные ЭГП погружного исполнения..........................278
7.2. Малошумный ЭГА................................................285
7.3. Результаты экспериментальных исследований малошумного ЭГА.....289
Заключение............................................................296
Литература...........................................................299
Приложения...........................................................314
4
ПЕРЕЧЕНЬ ПРИНЯТЫХ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ И СОКРАЩЕНИЙ
2
/,/- интенсивность звука, Вт/м ;
Ьл - уровень звука, дБА;
Р- звуковое давление, Па;
У- колебательная скорость частиц, м/с;
ц - колебательное ускорение, м/с2;
йЭфф - эффективный диаметр отверстия клапана;
с/ -диаметр трубопровода;
р — текущее внешнее давление среды, 11а;
Р1 кр2- абсолютное давление среды на входе и выходе прибора или местного
О А ^
сопротивления, Па (1кгс/см =9,8.10 Па -10 Па);
Др= Р1 - рг - перепад давления на проточной части прибора или в местном сопротивлении, Па;
Аркр - критический перепад давления, Па; р - плотность среды, кг/м3;
Ут — скорость среды;
\Уа - акустическая мощность струи;
\УК - кинетическая энергия струи;
7]К1 - акустический КПД клапана;
Су - коэффициент расхода;
С/- коэффициент критического расхода;
/- частота колебаний, Гц; а - коэффициент поверхностного натяжения; ж - число кавитации;
а- объемный расход жидкости, м3/с;
Сг - весовой расход жидкости, кгс/сек;
5/ и 52 - площади сечения до и после местного сопротивления, см2;
5
площадь сжатого сечения потока в регулирующем органе, см2;
Япр- площадь проходного (минимального) сечения регулирующем органе, см2.
Кс - коэффициент кавитации;
Ку- коэффициент пропускной способности;
С - коэффициент гидравлического сопротивления.
ВАХ - виброакустические характеристики;
ВШХ - виброшумовые характеристики;
ВЧХ - виброчастогные характеристики;
ГП - гидравлический прибор;
КГС - коэффициент гидравлического сопротивления;
РО - регулирующий орган;
СУ - система управления;
СУД - система управления движением;
СУ ТС - система управления техническими средствами;
СУ ПЭУ - система управления пароэнергетической установкой;
ТПД - турбулентные пульсации давления;
ЯПЭУ - ядерная пароэнергетическая установка.
6
ВВЕДЕНИЕ.
Интенсивное развитие современной промышленности и транспорта поставило ряд новых задач, в том числе и задачу уменьшения- шума и вибрации, как на рабочих местах обслуживающего персонала, так и в окружающей среде. Рост энерговооруженности, увеличение рабочих скоростей приводит к значительному возрастанию шума и вибрации, в результате чего ухудшается^ здоровье человека, снижается производительность труда^ происходит акустическое загрязнение среды обитания.
Одной из важнейших проблем при этом является необходимость, постоянного снижения вибрации и шума поставляемого оборудования, среди которого особое место занимают системы управления.
Снижение шума и вибрации приборов СУ существенно улучшает условия работы обслуживающего персонала, что является особенно-важным при управлении кораблями, судами и объектами общепромышленного значения- и атомной энергетики. Кроме этого вибрация'и шум электрогидравлических приборов СУ вносят существенный вклад в.общий уровень шумности подводных лодок, что снижает их скрытность.
На основных - малошумных, режимах боевого использования кораблей их подводная шумность и уровень помех в значительной степени формируются за счет источников, связанных с работой механизмов, систем энергетических установок и общекорабельных систем. На режимах экономичного хода современных судов уровни воздушного шума в каютах, местах отдыха и работы также определяются.работой механизмов и систем. Снижение виброактивности современных корабельных механизмов и создание эффективных средств их вибро- и звукоизоляции, а также вибродемпфирования привели к тому, что вклад систем энергетических установок и общекорабельных систем в- формирование гидроакустического поля кораблей и уровни воздушного шума на судах становится определяющим.
В состав любых, используемых на кораблях и судах трубопроводных сис-
7
тем, входят источники (насосы, вентиляторы и т.п.)» сообщающие рабочей среде необходимую энергию, потребители (механизмы, оборудование, теплообменные аппараты и т.д.), использующие эту энергию, и сеть трубопроводов, по которым эта энергия в виде энергии рабочей среды передается от источников к потребителям.
Работы по снижению шумности машин, механизмов и оборудования, входящих в состав трубопроводных систем, привели к тому, что виброактивность систем на современных и перспективных кораблях и судах в основном определяется виброшумовыми характеристиками их элементов’ - арматуры и фасонных частей, ВШХ этих элементов формируются при взаимодействии потока рабочей среды с обтекаемыми внутренними поверхностями этих элементов.
Акустическая энергия, излучаемая элементами трубопроводных систем в присоединенные конструкции и окружающее пространство в виде силового воздействия, вибрации, гидродинамического и воздушного шума, обусловлена следующими, принципиально различными процессами:
- образованием турбулентных пульсаций давления в пограничном слое в проточной части;
- взаимодействием поля турбулентных пульсаций давления с обтекаемыми внутренними поверхностями и формированием поля динамических сил, действующих на эти поверхности;
- возбуждением вибрации и гидродинамического шума в трубопроводных системах;
- распространением акустического возмущения по структурному и жидкостному трактам трубопроводных систем и взаимодействием их между собой;
- излучением акустической энергии в окружающее пространство.
Эти процессы можно разбить на две группы. К первой группе относятся процессы, которые свойственны любым источникам в системе, а именно, это процессы возбуждения вибрации и гидродинамического шума, процессы их
распространения втрубопроводных системах и излучения. Вторая группа процессов связана с формированием полей скоростей, турбулентных пульсаций давления и динамических сил при обтекании плохообтекаемых внутренних поверхностей элементов трубопроводных систем акустически невозмущенной рабочей средой.
Первая группа процессов в настоящее время изучена достаточно полно.
Исследования собственно насосов, вентиляторов, а также машин и механизмов, входящих в состав трубопроводных систем, как источников механических колебаний, гидродинамического и воздушного шума проводились Г.А.Хорошевым, Ю.И.Петровым, а также другими авторами в работах [75, 94, 111, 112, 126, 132, 133, 138].
Метод прогнозирования уровней гидродинамического шума центробежных насосов по их известным энергетическим параметрам предложен Е.Н.Афониным и К.С.Новожиловым [22].
Вопросы влияния присоединенных трубопроводов на динамические характеристики механизмов рассмотрены в работах [29, 30, 79].
Взаимодействие между собой акустического возмущения, распространяющегося в трубопроводных системах по жидкостному и структурному трактам, рассматривалось В.И.Головановым, С.В. Кудриным, Я.А.Кимом в работах [26, 78 139]. Э.Г. Берестовицким в работах [40, 56, 58] предложены и реализованы разнообразные средства снижения акустической энергии, распространяющейся от ее источников по трубопроводам корабельных систем.
Вторая группа процессов имеет самостоятельное значение. Закономерности их формирования в настоящее время для внутренних течений не разработаны.
Сравнительно недавно начали исследоваться вопросы появления акустического возмущения при наружном обтекании каких-либо конструкций. Спектр мощности турбулентных пульсаций давления в пограничном слое при обтекании несжимаемой средой гладких бесконечных пластин получен на ос-
новании обобщения большого количества опытных данных [128].
Динамическое взаимодействие потока с обтекаемыми конструкциями определяется распределением поля турбулентных пульсаций давления, которое характеризуется взаимным пространственным спектром мощности. Поэтому основным объектом исследований процесса наружного обтекания является взаимный пространственный спектр мощности турбулентных пульсаций давления (ТПД) пограничного слоя, описание которого базируется на обобщении-известных опытных данных.
Акустическое возмущение, формируемое полем ТПД при. наружном обтекании поверхностей с некоторыми простыми неоднородностями,.исследовалось различными авторами, в основном, экспериментально [85, 87, 153, 155].
Для систематизации экспериментальных исследований течений в каналах рассматривались возможные критерии подобия, в частности, критерии: Рейнольдса [120] и Фруда [156], при этом было показано^ что*область.их применения ограничена. .
В работах [147, . 152, 154] турбулентность в трубах в области отрыва позади управляющего органа рассматривалась как источник шума течения, но не было проведено исследований процесса шумозарождения. Конструктивные мероприятия но снижению шума в трубах были предложены и апробированы ЭЛ’. Берестовицким [42,43, 51, 56]:
Только, после того как в экспериментальных установках удалось в канале с вкраплениями уменьшить шум потока, возбуждаемого скачкообразным изменением давления на препятствии, были проведены первые исследования шумозарождения звуковых волн при наличии и отсутствии препятствий потоку. В работах [150- 151] было экспериментально доказано существование звуковых волн, порождаемых турбулентностью в отрывных струях в трубе вниз по потоку позади внезапного увеличения площади поперечного сечения. Эти эксперименты были ограничены из-за больших сложностей при проведении подробных исследований, поэтому не удалось получить полную картину структуры поля колебаний давления позади скачка сечения.
В работе [157] были проведены детальные исследования структуры поля колебаний давления позади различных внезапных увеличений площади сечения прямой трубы и, как граничный случай, позади входа потока в трубу для различных осевых и азимутальных позиций труб. При этом, в первую очередь, рассматривались порождаемые турбулентностью плоские звуковые волны и более высокие акустические моды. Параметрами экспериментальных исследований служили число Маха в узком сечении, отношение площадей сечений и акустические краевые условия на конце трубы. Результаты исследований показали, что наиболее заметно акустическое возмущение проявляется на- частотах осевых резонансов плоских звуковых волн и на частотах радиальных резонансов высших акустических мод.
Некоторые вопросы механических колебаний трубопроводов как систем с сосредоточенными и распределенными постоянными с учетом наличия в них арматуры под действием сосредоточенных динамических сил рассматривались в работах [31, 152].
Полученные Э.Г. Берестовицким и В'.И. Головановым результаты экспериментальных исследований полей турбулентных пульсаций давления в проточных частях некоторых элементов судовых систем, приведены в работах [32, 57].
Методы оценки спектра мощности ТПД в проточных частях типовых элементов трубопроводных систем предложены С.В:Будриным, В.И.Головановым в работах [72, 130]'и Э:Г. Берестовицким в работах [43, 58].
Процесс формирования вибрации типовых трубопроводных элементов, обусловленной течением рабочей среды, рассмотрен этими же авторами в работе [73].
В' работах Э.Г. Берестовицкого, В.И. Голованова и ряда других авторов [63, 65] приведены результаты экспериментальных исследований вибрации типовых элементов систем гидравлики. Метод расчёта оценки вибрации типовой общесудовой арматуры предложен в работах [73, 74].
Эти исследования показали, что снижение акустической энергии, форми-
п
рующейся в самих элементах трубопроводных систем при течении в них рабочей среды, возможно только путем совершенствования их проточных частей.
Из обобщающих работ в этой области известны только работа Э.С. Арзуманова и др. «Кавитация в местных гидравлических сопротивлениях» [10] и Э.Г. Берестовицкого и др. «Малошумные регулирующие устройства СУТС» [41].
Энергию, излучаемую элементами систем, необходимо учитывать как при расчетах воздушного1 шума, в .каютах на кораблях и судах так и при расчётах подводного шума атомных подводных лодок, при проектировании трубопроводных систем и создании их акустической защиты. Это требует создания: методов расчета виброакустического возмущения элементов систем, обусловленного протекающей по ним акустически невозмущенной рабочей, средой: Разработка таких методов расчета возможна лишь на основе определения связи между гидродинамическими, параметрами потока и виброакустическими характеристиками элементов-с учетом особенностей течения в них.
Решение этих вопросов усложнено отсутствием- достаточного объема экспериментальных исследований, описывающих закономерности течения в каналах сложной формы.
Создание малошумных надежных приборов систем управления невозможно без наличия современной стендовой базы, которая позволяет проводить поиск и всестороннюю отработку нетрадиционных технических решений и контроль спецификационных и виброакустических характеристик приборов. .
Методы, позволяющие на стадии проектирования рассчитать гидравлические и виброакустические характеристики приборов с достаточной степенью точности, в настоящее время отсутствуют, поэтому в решении общей проблемы обеспечения заданных спецификационных и виброакустических характеристик виброактивных устройств систем управления техническими средствами центральное место занимает создание экспериментально-стендовой базы, которая является мерительным инструментом для определения и исследования их характеристик.
12
В обеспечение решения этой проблемы коллективом специалистов научно-производственного объединения «Аврора» в кооперации с Центральным Научно-исследовательским институтом имени академика А.Н. Крылова, Первым ЦНИИ Министерства Обороны РФ, Санкт-Петербургским морским бюро машиностроения (СПМБМ) «Малахит», Центральным конструкторским бюро морской техники (ЦКБ МТ) «Рубин» и акустическим институтом имени академика Н. Н. Андреева, под научным руководством Э.Г. Берестовицкого проведена модернизация уникального стенда и на его базе созданы малошумные приборы систем управления техническими средствами кораблей, судов и объектов общепромышленного назначения.
Стенд обеспечивает проведение всесторонних исследований, поиск и отработку нетрадиционных технических решений и контроль спецификационных и виброакустических характеристик приборов, устройств и арматуры, входящих в системы управления кораблей и судов.
В' ходе модернизации стенда были решены следующие научно-технические задачи:
- разработан и внедрен комплекс средств снижения вибрационных и гидродинамических помех, передаваемых на измерительные участки стенда, как по стенкам, так и по рабочей среде трубопроводов со стороны работающего стендового оборудования (насосов, запорной и регулирующей арматуры) [39, 40];
- разработаны, мероприятия по снижению сейсмических помех, наводимых на измерительный участок стенда со стороны проезжающего транспорта [33].
Сложность задачи создания экспериментальных установок (стендов) для контроля виброакустических характеристик усугубляется тем, что уровни виброакустических помех на измерительных участках должны позволять проводить качественнее измерения требуемых виброакустических характеристик. Уровни помех должны быть как минимум на 6-10 дБ, то есть в 2-3 раза меньше, чем уровни измеряемых характеристик. При этом создание стендов должно существенно опережать сроки проведения испытаний электрогидравлических
13
приборов, а малошумное оборудование для их укомплектования промышленностью не выпускается.
Ряд электрогидравлических приборов, в частности, устройства дозирования питательной воды, подаваемой в парогенераторы, должны обеспечивать точность поддержания расхода на уровне 1%. Это обстоятельство требует использования на стенде приборов, измеряющих расход рабочей среды с точностью не более 0,5%.
Объем измерений ВАХ гидравлических приборов, а также требования к точности задания и поддержания параметров рабочей среды систематически повышаются. За последнее десятилетие объем измерений на одном режиме работы прибора увеличился в 6 раз. Длительное поддержание заданных параметров (расход, давление) рабочей среды при ручном управлении является трудно выполнимой задачей. Время ручной установки одного режима колеблется от 5 до 30 мин, что приводит к существенному увеличению времени проведения испытаний каждого прибора.
Обработка результатов измерений также постоянно усложняется, растет объем информации, подлежащей хранению.
Концепция универсализации стендовой базы требует, наряду с традиционными задачами обеспечения ВАХ, реализации возможности проведения комплексных испытаний по отработке задач функционирования приборов в составе систем управления с имитацией реальных нагрузок.
Таким образом, для обеспечения возможностей проведения испытаний гидравлических приборов на соответствие современным требованиям к виброа-кустическим и спецификационным характеристикам необходимо решение следующих теоретических и инженерных задач:
- снижение уровня собственных помех стенда [35];
- определение оптимального состава оборудования стенда;
- разработка и создание новых средств виброгашения и рациональное применение известных методов и средств снижения уровня вибрации на пути ее распространения [40];
14
- комплексная автоматизация процессов установки режимов, измерения, обработки и хранения полученных результатов [36].
Результаты экспериментальных работ, выполненных на созданном стенде
Э.Г. Бсрестовицким, И.А. Сарафановым, H.H. Ромашовым, М.И. Касьяном, позволили разработать и осуществлять поставку широкого спектра надежных, малошумных электрогидравлических приборов систем управления техническими средствами кораблей, судов и объектов общепромышленного назначения, в том-числе:
- малошумные электрогидравлические приборы СУ движением;
- малошумные электрогидравлические приборы СУ пароэнергетическими установками;
- регуляторы различных теплотехнических параметров (давления, температуры и т.д.) [46, 47, 48].
Указанные приборы удовлетворяют самым жестким* акустическим требованиям. Основными конструктивными методами уменьшения виброшумоизлучения являются методы дробления потока рабочей среды, многоступенчатого дросселирования с оптимальным выбором профиля рабочей зоны, методы формирования задающего или управляющего воздействия.
При этом были решены следующие научные вопросы:
- конструктивное исполнение малошумных приборов, в которых исключена кавитация;
- минимизация влияния турбулентности потока за счет уменьшения скорости струи при дросселировании жидкости;
- исключение образования крупномасштабных вихрей;
- минимизация'влияния волновых процессов при нестационарных режимах работы [44].
Стенд широко используется различными предприятиями, поставляющими свою продукцию не только на корабли и суда, но и на атомные электростанции и объекты нефтегазовой промышленности, как в России, так и заграницу.
Высокая конкурентоспособность разработанных ЭГП позволила также ис-
15
пользовать их в составе поставляемых в ряд зарубежных стран (Индия, Китай, Алжир и др.) подводных лодок, кораблей и судов.
За создание уникальной экспериментальной базы и на её основе малошумных гидравлических приборов систем управления техническими средствами коллектив учёных под научным руководством Берестовицкого Э.Г удостоен премии правительства РФ в области науки-и техники за 2007г.
Целью настоящей работы является разработка методов и средств снижения вибрации и шума ГО СУ ТС по результатам исследований выполненных на созданной экспериментальной стендовой базе и научное обоснование полученных результатов.
На защиту выносятся следующие результаты работы:
1. Методьь снижения уровней собственных акустических помех комплексно-автоматизированных стендов за счёт применения известных и вновь разработанных средств виброгашения, методики расчета этих средств и результаты экспериментального исследования, подтверждающие их эффективность.
2. Научно-методические основы проектирования малошумных ГП, позволяющие:
• определить оптимальный принцип дросселирования для заданного режима работы;
• получить основные гидравлические параметры проточной части, включая профиль дросселирующего элемента;
• выполнить расчет вибрации изделия на стационарных и нестационарных режимах работы.
3. Основные принципы конструктивного исполнения^ проточных частей ГП СУ.
4. Методики и результаты экспериментальных исследований подтверждающие эффективность разработанных методов снижения шума и вибрации Ш.
По материалам диссертации опубликовано 41 печатная работа, две монографии, получено 9 авторских свидетельств и патентов.
16
Материалы диссертации изложены в технических отчетах по темам:
- А-Х1Х-395 «Исследование методов снижения собственных помех специализированной установки для контроля ВАХ ГП СУ ПЭУ и СУД». 1983 г.
- А-Х1Х-433 «Совершенствование специализированного стенда ВАХ для обеспечения требований по перспективным ВАХ и комплексной автоматизации процесса испытаний». 1986 г.
Диссертант ответственный исполнитель работ.
- «Стенд 90» 1992 г.
- «Минимизация ВАХ». 2003 г.
- «Стенд» 2004 г.
- «ГДШ» 2005 г.
- «ВШХ-2006». 2006 г.
- «Гидравлика испытаний». 2009 г.
Диссертант научный руководитель работ.
Материалы диссертации докладывались и обсуждались на 21 Российских и Международных конференциях и симпозиумах по шуму и вибрации. Санкт-Петербург, 1994, 1996, 1998, 2000, 2001, 2002, 2003 годах. Москва 1999 г. Севастополь 2009 г., Самара 2006 г., Тольятти 2007, 2009 г.
Таллин 1998 г., Берлин 1999 г., Гаага 2001 г., Сивилья 2002 г., Стокгольм 2003 г., Лиссабон 2005 г., Вена 2006 г., Ливон 2007 г., Каир 2010 г.
Работа состоит из введения, 7 глав и заключения
17
ГЛАВА 1. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ
Обеспечение функционирования современных судов, кораблей ВМФ и, особенно, АЛЛ обуславливает высокую насыщенность их различного рода корабельными системами управления техническими средствами (КСУ ТС). Значительная часть таких систем является трубопроводными системами, рабочими средами которых являются либо вода, либо жидкость ПГВ. Протяженность трубопроводов КСУ ТС составляет тысячи , метров. Работа этих систем требует широкого применения- в них разнообразной гидроаппаратуры и арматуры- - запорной, предохранительной, регулирующей и т.п. При прокладке трубопроводов на кораблях широко используются разнообразные фасонные части - колена, погибы, стаканы, вварыши и т.п. Общее количество таких элементов (гидроаппаратуры, арматуры и фасонных частей) на современных кораблях велико, в частности, на подводных лодках оно исчисляется тысячами.
Разнообразное функциональное назначение и большое количество этих элементов определяют в качестве основных требований к их конструкции - надежность, простоту, технологичность и экономичность изготовления. Поскольку основной задачей проектирования является выполнение этих требований, то проточные части практически всех элементов корабельных трубопроводных систем (за исключением прямолинейных трубопроводов) с точки зрения гидродинамики являются плохообтекаемыми, в которых имеются обусловленные функциональной необходимостью острые кромки, резкие повороты, карманы и выступающие детали. Течение рабочей среды в таких проточных частях (каналах сложной формы) сопровождается наличием струйно-отрывных течений, застойных зон и т.п. Такие элементы являются пассивными, они не сообщают рабочей среде какую-либо энергию, а, напротив, отбирают ее.
При протекании рабочей среды в проточных частях пассивных элементов систем управления возникает некоторая, вполне определенная акустическая энергия, которая проявляется в виде вибрации, гидродинамического и воздушного шума. Единственным источником этой энергии является процесс взаимо-
18
/
действия рабочей среды, проходящей через проточную часть элемента, с обтекаемыми поверхностями его корпуса.
Корпуса элементов корабельных систем управления (особенно, систем, в которых используются большие давления) обязаны выдерживать значительное внутреннее статическое давление, поэтому они традиционно выполняются литыми, т.е. достаточно жесткими и массивными. В силу этого в современных элементах корабельных систем, как правило, отсутствуют обусловленные податливостью корпуса автоколебательные процессы и определяемые ими отчетливо выраженные дискретные составляющие в спектрах вибрации, гидродинамического и воздушного шума. Учитывая это обстоятельство, влиянием жесткости стенок корпусов элементов систем и их акустических колебаний на характер течения рабочей среды, в проточной части можно пренебречь. Иными словами можно рассматривать процесс течения в канале с абсолютно жесткими стенками.
Одним из условий, определяющих надежность элементов корабельных трубопроводных систем, является отсутствие кавитации на всех режимах их использования, поэтому проточные части современной гидроаппаратуры, арматуры и фасонных частей должны проектироваться, в первую очередь, исходя из условия отсутствия кавитации. В силу этого в спектрах виброшумовых характеристик элементов систем практически всегда отсутствуют определяемые кавитационными явлениями специфические высокочастотные подъемы. (Условия отсутствия кавитации будут описаны далее.)
С учетом вышесказанного можно утверждать, что единственным фактором, определяющим взаимодействие потока рабочей среды и обтекаемой ей внутренней поверхности корпуса и, тем самым, потери энергии при таком течении, являются турбулентные пульсации давления (ТПД) в пограничном слое у стенок проточной части. ТПД формируются как при течении вдоль гладких поверхностей, так и при обтекании различных неоднородностей. Процесс образования ТПД носит характер стационарно случайного процесса, а при их взаимодействии с обтекаемыми поверхностями формируется поле динамических сил,
19
которое и определяет интенсивность колебаний элементов корабельных систем управления.
Решение задачи о колебаниях и излучении упругих конструкций при воздействии на них произвольной нагрузки обычно ищется методом импульсных характеристик. Сущность этого метода состоит в том, что первоначально исследуется поведение рассматриваемой конструкции при сосредоточенном в точке импульсном возбуждении, а затем, с помощью принципа суперпозиции-определяется поведение системы под действием произвольной совокупности сил [86]. Математически это* положение выражается следующим соотношением:
и(ТМ)= Л^(Л,г,^г)Г(г,т)с1тй/г, (1Л)
-со Б
где: и (я, О - значение определяемой физической величины в точке с радиус-
вектором Я в момент времени /.
Это значение связано системой дифференциальных уравнений с интенсивностью внешней нагрузки Я(гут) в точке с радиус-вектором V в момент времени т.
Если решение ищется для частного случая, когда внешнее воздействие представляет сосредоточенный в точке Г импульс единичной амплитуды, действующий в момент времени т, то получается величина g(R,ryt,т)> которая
является динамической реакцией упругой системы в точке Я в момент времени I на сосредоточенное импульсное воздействие.
Суммируя результаты воздействия импульсов с учетом их величины от момента времени т = —со до интересующего нас заданного момента времени I
по всей поверхности Э, на которой расположены все точки Г приложения нагрузки, получаем значение искомой величины £/(Я, ().
В случае линейной динамической системы функция £(Я,г>1,т) называ-
20
ется функцией Грина [76] или же импульсной переходной функцией.
Соотношение (1.1) относится к случаю произвольной, но детерминированной, не случайной нагрузки. Если же интенсивность внешней нагрузки является случайной функцией, которая может быть описана дисперсией и корреляционными моментами [120], то соотношение (1.1) в непосредственном виде использовать невозможно. Корреляционную функцию искомой физической величины в этом случае можно получить путем усреднения по времени воздействия на систему случайного возбуждения с заданной корреляционной функцией:
В этом выражении звездочкой обозначены комплексно сопряженные величины.
Если функция Грина какого-либо процесса зависит только от разности (Г -Т ) и не зависит явно от момента начала воздействия, то процессы, удовлетворяющие этому условию, называются стационарными. В дальнейшем рассматриваются.только стационарные процессы.
Если ввести обозначения
то соотношение (1.2) для стационарных процессов приобретает следующий вид:
С использованием взаимной связи преобразований Фурье статистических характеристик случайных полей функции взаимного пространственного спектра и пространственно временной корреляции могут быть выражены одна через другую при помощи соотношений:
/ /
Г, =і~т\ т2=Ґ-т';. Т = і-Ґ ,
(1.3)
о о
(1.5)
21
00
Гш(г,т',а>)= -ї') ,
(1.6)
-со
где: Усо&’Г'уСО) - взаимный пространственный спектр;
УХГ*г V "*0 - пространственно временная корреляция. Аналогичная связь, сформированная для функции Грина, имеет вид:
ga,(R,r,a) = |я,(Л,?,г)е ,югс/г;
(1.7)
-со
(1.8)
Соотношения (1.7) и (1.8) дают связь для функции Грина при импульсном воздействии и при гармоническом воздействии.
Для искомой функции можно воспользоваться взаимным преобразованием пространственно временной корреляции и взаимным пространственным спектром:
Подстановка выражений (1.5), (1.8) и (1.9) в соотношение (1.4) дает следующее:
Таким образом, по известным статистическим характеристикам усилий на входе рассматриваемой динамической системы, которые задаются взаимным пространственным спектром или пространственно временной корреляцией, с использованием вышеприведенных соотношений (1.4) или (1.11) можно полу-
характеристиках системы, т.е. описать ее поведение при воздействии либо еди-
(1.9)
(1.10)
ГЙ(КД',®)= \^ш(К^,со)$’а(К\г\(о)у„(г,г',(о)сІгс{г'. (і.ц)
5 Б
чить взаимный пространственный спектр Г „(К, со) на выходе при известных
22
ничного импульса во времени gt(R,^A,г), либо единичного гармонического
воздействия gQ)(R>r9С0).
Все до сих пор рассматриваемые соотношения справедливы вне зависимости от того, какой физический смысл имеет величина - "выход" динамической системы.
В случае пластины, возбуждаемой полем турбулентных пульсаций давления, динамической- системой является сама пластина с той акустической, средой; в которой она находится; Использование вышеприведенных соотношений позволяет получить на-выходе этой системы либо давление в акустическом поле, либо уровни вибрации поверхности пластины. Если- рассматриваемая пластина не однородна, а на ней имеются какие-либо конструктивные неоднородности, например, такие как ребра жесткости, вырезы, подкрепления, края, выступающие1 части и т.п., то все они должны иметь соответствующее математическое представление.
Если в качестве динамической системы рассматривается собственно'Трубопровод или какой-либо элемент трубопроводной системы, например, гидравлический прибор, возбуждаемый внутренними течениями, то и это должно найти свое отражение в представлении функции Грина динамической системы. Это означает, что точное математическое представление может быть получено только для весьма ограниченного класса задач,- т.е. для. тех задач, для которых известна функция Грина.
В настоящее время для общего случая элементов систем, которые представляют собой неоднородную оболочку произвольной формы с размещенными в ней конструктивными неоднородностями, функция Грина неизвестна; Она найдена только для отдельных частных случаев [130].
Кроме этого имеется еще неопределенность при определении искомых величин путем точного математического расчета. Эта неопределенность заключается в том, что статистические характеристики поля ТПД получены в результате обобщения большого количества экспериментальных данных, полученных
23
в различных условиях, а эти характеристики используются для описания вполне детерминированной системы. Иными словами, исходные данные о статистических характеристиках поля не соответствуют методу решения задачи.
Для большинства задач взаимодействия потока текущей среды с упругими поверхностями влиянием колебаний или излучения самой обтекаемой поверхности можно пренебречь, т.е. внутреннее сопротивление потока как источника возбуждения обтекаемой конструкции считается близким к нулю. Это допущение означает, что колебания возбуждаемой потоком конструкции не оказывают обратного влияния на процесс формирования ТПД. При этом можно независимо рассматривать процессы формирования динамических сил и процессы колебаний обтекаемой поверхности, вызываемой этими силами. Тогда для определения динамических сил достаточно информации, заложенной в математическом представлении статистических характеристик поля турбулентных пульсаций давления.
Процесс формирования поля ТПД связан с нелинейным взаимодействием турбулентных неоднородностей различных масштабов. При этом в непосредственной близости от поверхности масштабы минимальные, на уровне размеров молекул среды. Этим, в частности, объясняется практическое отсутствие в настоящее время возможности решения уравнений Навье-Стокса при помощи машинного моделирования процесса. Статистические характеристики, изучаемые экспериментально, дают суммарную информацию, которая является суперпозицией воздействия на обтекаемую поверхность всех масштабов.
Таким образом, для получения строгого математического описания процесса возбуждения обтекаемой конструкции необходимо знание двух величин -во-первых, функции Грина для обтекаемой поверхности и, во-вторых, функции, описывающей распределение поля турбулентных пульсаций давления на обтекаемой поверхности..
Поскольку в настоящее время обе эти величины для каналов сложной формы, какими являются проточные части элементов трубопроводных систем управления, неизвестны, то для решения поставленной задачи - исследования
24
процесса акустического возмущения, необходимо использовать физические методы. В первую очередь это энергетический подход для описания динамического взаимодействия потока с обтекаемой поверхностью, а также экспериментальные методы исследования.
Для упрощения определения динамических сил, действующих со стороны потока на какую-либо обтекаемую поверхность, необходимо ввести следующие два допущения.
Первое допущение - каждая неоднородность поля ТПД при обтекании гладкой поверхности полагается статистически одинаковой с окружающими неоднородностями, а действие ее на обтекаемую поверхность полагается независимым от действия других неоднородностей. При этом суммарное воздействие поля ТПД на обтекаемую поверхность будет соответствовать энергетической сумме действия отдельных независимых неоднородностей.
Второе допущение - предполагается, что для каждой неоднородности поля ТПД можно определить некоторую площадку, в пределах которой* спектр мощности каждой отдельной неоднородности будет соответствовать измеряемой величине спектра мощности, при- этом вся энергия неоднородности действует только в пределах этой площадки. Также предполагается, что для каждой неоднородности можно определить конечное значение равнодействующей силы, действующей в пределах площадки, которую занимает отдельная неоднородность.
Используя эти допущения, квадрат силы, действующей на единицу площади обтекаемой поверхности, можно определить следующим образом:
где: IV(со) - спектр мощности ТПД.
Как видно из формы представления, это соотношение оперирует с двумя масштабами корреляции процесса. Первый масштаб - энергетический, который
(| \г (£,<о-УМу)2
(1.12)
25
равен следующей величине:
СО СО
= / /|г (£,0>)\гс1хс1у . (1ЛЗ)
-00-00
Этот масштаб соответствует площади обтекаемой конструкции, необходимой для "размещения” энергии одной неоднородности таким образом, чтобы спектр мощности этой неоднородности соответствовал бы суммарному спектру мощности всего процесса.
Второй масштаб, входящий в соотношение (1.12), является когерентным-масштабом. Он равен следующей величине:
00 со
= I'.$г (£’0))йхйу . (1Л4)
—СО—со
Когерентный масштаб соответствует площади обтекаемой конструкции, в пределах которой равнодействующая сила от действия на обтекаемую конструкцию одной неоднородности по величине соответствовала бы усредненной величине пульсаций давления на единицу поверхности при действии всего процесса.
Аналогичный- подход целесообразно использовать и< для описания- процесса взаимодействия потока акустически невозмущенной несжимаемой рабочей среды с обтекаемыми внутренними поверхностями элементов корабельных трубопроводных систем, т.е. и в этом случае можно считать,, что силовое воздействие пропорционально величине спектра мощности ТПД и масштабу - эффективной площади взаимодействия.
Таким образом, для определения силового воздействия на стенки элемента корабельной системы со стороны протекающей рабочей среды необходимо знать спектр мощности турбулентных пульсаций давления, существующих в проточной части рассматриваемого элемента, а также масштаб взаимодействия.
Зная эти величины можно рассчитать поле динамических сил и суммарную силу, действующую на элемент трубопроводной системы, а по величине этой силы определить все виброшумовые характеристики элемента - его вибра-
дню, гидродинамический шум в подводящих трубопроводах и воздушный шум в окружающем пространстве.
Для достаточно простых элементов трубопроводных гидравлических систем такой подход на основе аппроксимации экспериментальных данных реализован в работах [1, 4]. К сожалению, для основных элементов систем управления - гидравлических приборов такой подход реализовать не удается. Основным методом для разработки мероприятий, направленных на снижение их виброактивности, является-экспериментальный метод.
В'технической литературе по этим вопросам отсутствуют не только^ данные по уровням вибрации используемых в корабельных ЯПЭУ и регулирую-' щих клапанов различного конструктивного исполнения, в том числе для долевых нагрузок, но имеющиеся данные по коэффициентам кавитации Кс определены по несовершенным методикам исключительно для случаев течения рабочей среды в зоне развитой турбулентности, т.е. в той области чисел Рейнольдса, где коэффициент гидравлического сопротивления не зависит от скорости потока, а потери давления на рассматриваемых элементах прямо пропорциональны квадрату скорости, для РО с незначительными пропускными способностями, а рекомендуемые экспериментально полученные коэффициенты гидравлических сопротивлений С, численные значения по которым приведены, например, в работе [89] также относятся к квадратичной области.
Учитывая специфические перечисленные требования и особенности корабельных САР при их создании не могут быть использованы (даже как прототипы) общепромышленные регулируемые органы, в связи с чем принята практика индивидуальной разработки РО этих систем на базе имеющегося опыта с трудоёмкой индивидуальной экспериментальной доводкой их конструкций на специализированных стендах при изготовлении, а также в период наладочных работ на строящихся объектах.
Из изложенного следует актуальность проведения экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих создать методологию проектирования, входящих в САР безкавитационных малошумных приборов, отвечающих
27
предъявляемым к ним требованиям во всём диапазоне их возможной работы.
Применительно к гидравлическим приборам с различными рабочими средами необходимо:
- выявить основные причины возникновения шума в гидравлических приборах;
- разработать требования, предъявляемые к стендам для исследования ВШХ гидравлических приборов и доработать стенды в соответствии с этими требованиями;
- разработать и апробировать методы выявления источников стендовых помех;
- разработать методы и средства снижения стендовых помех;
- разработать методики экспериментального исследования ВШХ гидравлических приборов с различными рабочими средами;
- провести экспериментальные исследования в соответствии с разработанными методиками и проанализировать полученные результаты;
- сформулировать рекомендации по снижению виброактивности гидравлических приборов с различными рабочими средами.
В последующих главах будут рассмотрены вышеперечисленные положения.
28
ГЛАВА 2. ПРОБЛЕМЫ СОЗДАНИЯ СПЕЦИАЛИЗИРОВАННОГО СТЕНДА ДЛЯ ПРОВЕДЕНИЯ ИСПЫТАНИЙ ВШХ
2.1. Требовании, предъявляемые к стендам
В настоящее время большинство гидравлических приборов систем управления техническими средствами подвергается виброакустическому контролю. В процессе этого контроля проверяется соответствие виброакустических характеристик приборов-действующим требованиям.
Современные виброакустические требования распространяются на следующие параметры:,
- уровни стационарной вибрации, т.е. третьоктавные уровни вибрации при постоянной работе ГП на заданном стационарном режиме, соответствующем малошумному ходу заказа;
- уровни воздушного шума как в октавных полосах частот на режиме полной мощности, так и в третьоктавных полосах частот на малошумном-режиме;
- уровни нестационарной импульсной вибрации, т.е. третьоктавные уровни вибрации при изменении режима работы ГТТ;
- уровни гидродинамического шума, т.е. третьоктавные уровни акустического возмущения в рабочей среде трубопроводов на входе и выходе ГП.
Кроме этого для выявления основных дискретных составляющих в ходе междуведомственных испытаний должны измеряться также узкополосные спектры вибрации.
Следует отметить, что процедуры контроля уровней вибрации и воздушного шума достаточно традиционны (они контролируются уже не одно десятилетие), а процедуры контроля ГДШ и импульсной вибрации только осваиваются промышленностью.
Все вышеперечисленные параметры при контроле арматуры и гидравлических приборов измеряются на специальных стендах. Стенды для контроля
29