Структура и объем работы.

Цель и задачи исследования.

Целью настоящей работы является разработка методов и средств снижения вибрации и шума ГП СУ ТС по результатам исследований выполненных на созданной экспериментальной стендовой базе и научное обоснование полученных результатов.

Для достижения поставленной цели необходимо решение следующих задач:

1. Создать экспериментально-стендовую базу для отработки ГП СУ ТС с низким уровнем собственных акустических помех.

2. Разработать научно-методические основы проектирования малошумных ГП, позволяющие:

· определить оптимальный принцип дросселирования для заданного режима работы прибора;

· получить основные гидравлические параметры проточной части;

· выполнить расчет вибрации и шума ГП на стационарных и нестационарных режимах работы.

3. Обосновать основные принципы конструктивного исполнения проточных частей ГП СУ.

4. Создать методики проведения экспериментальных исследований по снижению шума и вибрации ГП.

Методика выполнения исследований.

Работа выполнена на основе комплексных теоретических, экспериментальных и расчетных исследований, а также конструкторских разработок.

Поиск и выбор вариантов конструктивного исполнения малошумных приборов осуществлялся посредством вариантных расчетов разработанных математических моделей.

Научная новизна.

1. Разработаны методы и средства снижения вибрационных и гидродинамических помех, передаваемых на измерительные участки стенда,определен частотный диапозон применимости этих средств и получены аналитические выражения для расчета их конструктивных параметров.

2. Впервые разработана структура программного управления заданием и поддержанием параметров рабочей среды, позволяющая обеспечить минимальный уровень вибрации, передаваемой от регулирующих органов(РО) на измерительный участок стенда, разработана математическая модель автоматизированного стенда, проведены динамические исследования, показавшие возможность технической реализации предложенной структуры.

3. Впервые экспериментально определены коэффициенты местного гидравлического сопротивления, кавитации и расхода для РО СУ, работающих в переходной области чисел Рейнольдса. Проведена аппроксимация экспериментально определенных основных параметров РО и получены математические выражения, позволяющие выполнить сравнительный анализ результатов с количественной их оценкой на стадии проектирования;

4. Впервые обоснованы научно-методические основы проектирования малошумных ГП СУ, разработан акустический метод расчета, позволяющий выбрать безкавитационный режим работы ГП и произвести расчеты параметров проточной части обеспечивающие заданные трабования по виброакустическим характеристикам(ВАХ.)

Практическая ценность работы.

Практическая ценность работы заключается:

- в разработке научно-методических основ проектирования малошумных ГП СУ, что позволяет на стадии проектирования оценить ВАХ прибора и определить оптимальные характеристики средств акустической защиты, необходимых для каждой конкретной системы,

- в предложенных основных принципах конструктивного исполнения проточных частей малошумных ГП СУ, что позволяет обеспечить заданные акустические характеристики,

- в разработке основ проектирования комплексно-автоматизированных стендов и методов снижения уровней их собственных помех, использование которых позволяет значительно уменьшить вибрацию, передаваемую на измерительный участок.

 

Реализация работы.

Результаты работы реализованы:

- при модернизации стендовой базы ОАО «Концерн «НПО «Аврора»;

- при модернизации стенда ЦКБ «Армас»;

- при проектировании малошумной арматуры НПО «Аврора», «ЦКБА», ЦКБ «Армас»;

- в гидравлических приборах, изготавливаемыех заводами «Варяг», «Армалит-1», «Нептун».

За создание уникальной стендовой базы и на ее основе малошумных приборов СУ техническими средствами коллектив ученых под научным руководством автора настоящей работы удостоен премии правительства РФ в области науки и техники в 2007 году.

За создание новой техники, внедрение ее в производство и улучшение виброакустических характеристик кораблей автор настоящей работы награжден медалями «300 лет флоту России» и «100 лет подводного флота России».

 

На защиту выносятся:

1. Методы 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 ГП.

Достоверность

Достоверность результатов выполненных теоретических и экспериментальных исследований, использованных при обосновании всех основных положений научно-методических основ проектирования малошумных ГП, подтверждена данными виброакустических испытаний созданных ГП.

 

Апробация работы.

Основные результаты, выводы и практические рекомендации, полученные в процессе выполнения настоящей работы, докладывались на заседаниях научно-технических советов НПО «Аврора», на отраслевых, межотраслевых российских и всесоюзных семинарах и конференциях.

Результаты работ, положенные в основу диссертации, представлялись автором на 21 Российских и Международных конференциях и симпозиумах по шуму и вибрации. Шум и вибрация на транспорте 1994, 1996, 1998, 2002, NSN’2003 годах, Санкт-Петербург; Международный симпозиум по системам трубопроводов ISOPE EUROMS, Москва 1999 г.; Механика неоднородных деформируемых тел: методы, модели, решения, Севастополь 2005 г.; Самара 2006 г., Экологический конгресс ELPIT, Тольятти 2007 и 2009 г.г.; Transport noise and vibration, Таллин 1998 г.; Международный акустический конгресс, Берлин 1999 г.; Internoise – 2001, Гаага 2001 г.; Форум акустиков, Севилья 2002 г.; International Congress on sound and Vibration, Стокгольм 2003 г.; Международный конгресс по шуму и вибрации ICSV12, Лиссабон 2005 г.; ICSV13, Вена 2006 г.; ICSV14, Ливон 2007 г.; ICSV17, Каир 2010 г.

 

Публикации.

По проблеме, представленной в диссертации, опубликовано 52 научных работы, в том числе 28 статей, 11 докладов, 1 тезисы доклада, 9 авторских свидетельств, 1 патент РФ, 2 коллективных монографии. Доля автора составляет от 50 до 80 %. В изданиях, опубликованных в перечнях ВАК, 9 статей, все статьи написаны лично автором,его доля составляет от 65 до 75%.

 

Структура и объем работы.

Диссертационная работа состоит из введения, семи глав, заключения, списка цитированной литературы и приложения. Основное содержание работы изложено на 315 страницах текста, включает 150 рисунков и 13 таблиц. Список литературы состоит из 158 наименований, приложение на 5 страницах.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении приводится общая характеристика состояния вопроса по созданию модели динамического взаимодействия потока с обтекаемыми внутренними поверхностями ГП СУ и разработке методов расчета их виброакустических характеристик.

Обосновывается актуальность проблемы снижения шума и вибрации СУ путем снижения виброактивности определяющего источника - ГП.

Проводится анализ опубликованных работ в области динамического взаимодействия потока с обтекаемыми поверхностями, формулируются цели и задачи исследований.

В первой главе конкретизируются задачи исследования. Показано, что ГП современных СУ характеризуются исключительным разнообразием параметров и выполняемых ими функций, в силу чего проточные части практически всех приборов с точки зрения гидродинамики являются плохообтекаемыми.

При течении рабочей среды в них формируется акустическая энергия, которая проявляется в виде вибрации, гидродинамического (ГДШ) и воздушного шума (ВШ). Источником этой энергии является процесс взаимодействия рабочей среды, проходящей через проточную часть, с обтекаемыми поверхностями корпуса прибора.

Решение задачи о колебаниях и излучении упругих конструкций при воздействии произвольной нагрузки обычно определяется методом импульсных характеристик. Точное математическое представление с использованием этих соотношений может быть получено для достаточно ограниченного класса задач, т.е. для тех задач, для которых известна функция Грина. Кроме этого необходимо знать характеристики внешнего воздействия, которые в настоящее время получены только для случая наружного обтекания. Таким образом, строгое математическое решение задачи об акустическом возмущении внутренним потоком конструкций с произвольными конструктивными неоднородностями в настоящее время невозможно.

Имеющиеся данные по коэффициентам кавитиции Кс и коэффициентам гидравлического сопротивления определены исключительно для случаев течения рабочей среды в зоне развитой турбулентности, т.е. в той области чисел Рейнольдса, где они не зависят от скорости потока, а потеря давления на рассматриваемых элементах прямо пропорциональны квадрату скорости, рекомендуемые коэффициенты гидравлических сопротивлений также относятся к квадратичной области.

Из изложенного следует необходимость проведения экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих создать методологию проектирования безкавитационных малошумных приборов, отвечающих предъявляемым к ним требованиям во всём диапазоне их возможной работы. В том числе:

- разработать требования, предъявляемые к стендам для исследования ВШХ ГП и доработать стенды в соответствии с этими требованиями;

- разработать и апробировать методы выявления источников стендовых помех и средства их снижения;

- разработать методики экспериментального исследования ВШХ ГП с различными рабочими средами;

- провести экспериментальные исследования и сформулировать рекомендации по снижению виброактивности ГП с различными рабочими средами.

Во второй главе рассмотрены проблемы создания специализированного стенда для проведения испытаний ВШХ ГП

Формулируются требования, предъявляемые к стендам.

Дается описание процесса распространения колебательной мощности по трубопроводам.

При этом рассматриваются все виды колебаний собственно трубопровода (два изгибных, продольные и крутильные колебаний). Кроме этого учитываются также акустические колебания в рабочей среде.

Выделяется участок, на котором отсутствуют различные посторонние элементы, такие как фланцы или штуцера, колена, тройники, подвески трубопровода, гибкие вставки и т.п., т.е. выделенный участок трубопровода представляется прямым стержнем кругового поперечного сечения. При стремлении длины этого участка к нулю получаем мощность, проходящую через выделенное сечение.

(1)

Первый член в выражении (1) описывает колебательную мощность, переносимую продольными колебаниями стенок трубопровода. Второй и третий - мощности, переносимые изгибными колебаниями трубопровода в плоскости XOY и XOZ, четвертый – мощность, переносимую крутильными колебаниями трубопровода, пятый - мощность, переносимую плоскими акустическими волнами, распространяющимися в рабочей среде.

Таким образом, зная параметры акустических колебаний как собственно трубопровода, так и его рабочей среды, с использованием известных геометрических характеристик трубопровода можно рассчитать поток полной колебательной мощности, проходящий через любое сечение трубопровода.

Теоретически обоснована возможность экспериментального определения места источников акустического возбуждения в системе трубопроводов. Это базируется на том факте, что поток излучаемой активной колебательной мощности всегда направлен от источника колебаний.

Показано, что место расположения источника должно характеризоваться максимальной величиной фазы колебаний.

Предложен метод обнаружения источников акустической мощности в трубопроводах. На нем произвольно выбираются две контрольные точки. В этих точках измеряются фазы колебаний (интересующего нас типа колебаний) относительно какой-либо произвольной опорной точки. В соответствии с вышесказанным та точка, в который фаза колебаний больше, расположена ближе к источнику колебаний. Эта точка оставляется, следующая точка выбирается по направлению ближе к возможному источнику колебаний. После этого процесс измерений фазы повторяется до того момента, пока не будет определено место с максимальной фазой колебаний.

В третьей главе рассмотрены вопросы, связанные с разработкой методов и средств снижения стендовых помех и их реализация при модернизации стенда ВШХ ОАО «Концерн «НПО «Аврора»

На основе разработанных методов были определены источники стендовой помехи и разработаны средства её снижения.

Применительно к модернизированному стенду потери колебательной энергии при ее распространении от источника акустического возмущения по длине трубопровода определяются выражением:

, где L_H - уровень вибрации источника;

- затухание вибрации на j -том участке трубопровода;

- количество участков трубопровода.

Величина затухание вибрации на каком-либо j -том прямолинейном участке трубопровода определяется по формуле:

 

(2)

где: - наружный диаметр, H_j - толщина стенки,

- плотность материала, l_j - длина j -того участка,

- модуль упругости материала стенок трубопровода;

- круговая частота; η - коэффициент потерь, учитывавший наличие рабочей среды.

Полученные аналитические выражения позволили выполнить расчет падения уровня вибрации для трубопроводов различных диаметров и построить графически зависимость .

По графикам, изображенным на рис.1, можно определять соотношения длины и диаметра трубопроводов, обеспечивающие минимальные уровни вибрации, передаваемые по трубопроводам.

 

 

Рис. 1. Расчетное снижение уровня вибрации по длине трубопровода, в зависимости от его конструктивных размеров на частотах 50, 315, 1000, 10000 Гц.

 

Одним из наиболее доступных и эффективных способов снижения низкочастотных вибраций является использование виброзадерживаюших масс (ВЗМ).

Если представить массу в виде массива, охватывающего трубопровод со всех сторон и разрезать его вместе с трубопроводом по образующей, то полученную конструкцию можно считать пластиной с некоторой толщиной h, длиной а и высотой b.

Тогда виброизоляция поля изгибных колебаний ВЗМ, установленной на пластине, может быть представлена уравнением (3):

(3)

где , - масса пластины и ВЗМ;

, - волновые числа изгибных и крутильных колебаний ВЗМ;

- волновое число изгибных колебаний пластины;

а - длина ВЗМ;

Эффективность применения железобетонного ВЗМ размерами , , с хомутовым креплением стального трубопровода диаметром 0,15 м, заполненного водой под давлением 5 МПа и объемным расходом в час иллюстрирует рис. 2.

	L, дБ

f, Гц

Рис. 2. Третьоктавные спектры вибрации трубопровода диаметром 0,15 м: спектр 1- до ВЗМ, спектр 2 - после ВЗМ.

 

Для снижения высокочастотных пульсаций в потоке рабочей жидкости, генерирующих высокочастотные вибрации трубопровода, весьма эффективно использование гибких развязок. Развязки представляют собой коллекторы, соединенные между гибкими шлангами, проходное (суммарное) сечение которых больше или равно проходному сечению трубопровода.

Известно, что акустическая мощность, излучаемая источником, пропорциональна квадрату расхода, т. е. или проходному сечению. Если источник имеет «n» проходных каналов с суммарным сечением S, то акустическая мощность одного канала , а суммарная мощность n - каналов - и , таким образом, наличие n - трубопроводов вместо одного, большей площади, уменьшает излучаемую энергию пропорционально 1/n.

При замене одного трубопровода на n - трубопроводов с равной суммарной площадью сечения и, введя коэффициент m, учитывающий снижение уровня вибрации, передаваемой по трубопроводу, получаем падение уровня вибрации на развязке:

, (4)

На рис. 3 представлены результаты расчета и экспериментальные данные для гибкой развязки из 40 шлангов с радиусом R = 0,01 м, скоростью потока = 2 м/с, m = 5 и подводящим трубопроводом диаметром 0,2 м с жидкостью (водой), объемный расход – . Показана эффективность на средних и высоких частотах.

Рис. 3. Эффективность гибкой развязки на рабочем режиме: 1 - перепад вибрации расчетный, 2 - перепад вибрации экспериментальный

 

Для снижения уровня ГДШ, источником которого на ряду с насосными агрегатами является подпорный клапан, на сливном трубопроводе, в районе подпорного клапана, установлена гибкая вставка. Эффективность этого мероприятия показана на рис. 4.

	L, дБ

 

f, Гц

Рис. 4. Третьоктавные спектры ГДШ до (1) и после (2)

установки гибкой вставки.

Предложена структура системы программного управления заданием и поддержанием параметров рабочей среды, позволяющая обеспечить минимальный уровень вибрации, передаваемой от регулирующих органов на измерительный участок стенда. Разработана математическая модель автоматизированной установки и выполнены динамические исследования, показавшие возможность технической ее реализации.

Разработан и реализован оригинальный способ программного управления заданием и поддержанием параметров рабочей среды с использованием ЭВМ.

Способ основан на поддержании бескавитационного перепада давления на всех клапанах, которые регулируют параметры рабочей среды

Все необходимые стендовые регулировки производятся так, чтобы гарантированно обеспечивалось отсутствие кавитационнных явлений в регулирующих клапанах.

В результате внедрения разработанных мероприятий достигнуто значительное снижение общего уровня вибрационной помехи стенда (рис. 5).

 

Рис. 5. Изменение спектрального состава вибрационной помехи на измерительном участке при скорости потока рабочей среды 1 м/с

1 – 2007 год, 2 – 1982 год.

 

Впервые, с учетом разработанных и внедренных мероприятий создан уникальный стенд, обеспечивающий возможность проведения гидравлических и виброакустических испытаний ГП на соответствие современным и перспективным требованиям по ВАХ.

В четвертой главе рассмотрены результаты экспериментальных исследований регулирующих органов (РО) СУ пароэнергетическими установками (СУ ПЭУ). Сформулированы основные требования, предъявляемые к гидравлическим устройствам СУ ПЭУ.

Показано, что для создания РО необходимо критически проанализировать известные соотношения для определения местных гидравлических сопротивлений, в том числе: коэффициент гидравлического сопротивления ξ, потери при внезапном изменении сечения, потери в диафрагмах, коэффициент сжатия струи, потери в конфузорном переходе.

Проведен всесторонний анализ конструктивных, гидравлических и вибрационных характеристик РО корабельных СУ ПЭУ. Для экспериментальных исследований были выбраны следующие варианты РО:

односедельные и двухседельные плунжерные клапана с линейной и равнопроцентной пропускными характеристиками; двухступенчатый РО; клетковые макеты разной конфигурации; регулирующий орган с цилиндрическим затвором и профилированными окнами.

Проверка большинства из перечисленных РО в едином корпусе позволила выполнить сравнительный анализ их кавитационных характеристик с исключением возможного влияния на эти характеристики параметров самого корпуса.

Структурная схема проточной части клапана представлена на рис. 6.

Рис. 6. Схема проточной части прибора.

 

С целью определения кавитационных и виброакустических характеристик раздельно ступеней двухседельных корабельных РО были изготовлены специальные макеты различных вариантов седел и затворов, отличающихся углами кольцевых конфузоров и их количеством. За счет профилировки элементов проточной части обеспечивалась возможность определения искомых характеристик при различном направлении подачи рабочей среды.

Показано, что известные эмпирические зависимости для расчетов ζ не учитывают специфических особенностей корабельных РО.

В то же время знание характера и особенностей зависимостей типа ζ=ƒ(Rе) и их математических выражений для расчетов коэффициентов ζ корабельных РО необходимы как при проектировании, так и при выявлении зависимости акустических параметров от основного параметра - гидравлического сопротивления.

Приводятся результаты экспериментальных исследований общего характера зависимостей ζ=ƒ(h), ζ=ƒ(Rе) от гидравлических параметров корабельных РО, а также сравнительный анализ полученных результатов с аналогичными данными РО общепромышленного назначения.

Общий характер зависимостей Кv=f (h) РО, реализующих равнопроцентные характеристики за счет выполнения профиля в виде линейного конфузора и коноидальной части приведен на рис. 7.

 

Рис. 7. Зависимости Кv=f(h) ряда РО.

 

Пропускные характеристики анализируемых РО достаточно близки по характеру, линейны в пределах конфузоров, а наклон их соответствует углам конусности конфузоров. Полученные зависимости используются в ходе проектирования ГП.

Методика обработки экспериментальных данных и характер исследуемых зависимостей ζ=ƒ(Rе) показаны на примере типового корабельного РО.

Рис. 8. Зависимости коэффициентов гидравлического сопротивления от числа Рейнольдса ζ=ƒ(Rе).

Анализ приведенных на рис. 8. зависимостей ζ=f (Re) показывает, что для всех зависимостей ζ= f (Re) характерно уменьшение ζ с ростом Re, т.е. процессы проходят в переходной области.

Предложен и апробирован, применительно к РО корабельных СУ, вибрационный метод определения коэффициентов кавитации.

Этот метод позволяет определить характер изменения уровней вибрации в турбулентном и кавитационном режимах в зависимости от основных гидравлических параметров, а также выявить влияние на указанные величины вибрации конкретных конструктивных особенностей исследуемых РО. Метод дает возможность определения значений коэффициентов Кс по началу возникновения самого процесса кавитации и может быть применен при исследовании РО, работающих при любых значениях чисел Рейнольдса и величинах пропускной способности.

Для выявления влияния кавитации на ВШХ выполнены исследования РО при работе их как в бескавитационных режимах, так и при наличии кавитации. Полученные при относительном открытии затвора l =0,16 экспериментальные зависимости Lв=ƒ(Δр) для значений противодавлений р₂=1,0 и 10,0 кгс/см² приведены на рис.9.

Рис.9. Зависимости Lв=ƒ(Δр)

- Р₂=1,0 кгс/см²

- Р₂=10,0 кгс/см²

.

Отличительная черта бескавитационного режима – незначительные величины вибрации в низком и среднем диапазоне частот, с некоторым повышением в высокочастотной области.

С появлением кавитации характер вибрации значительно меняется. В первую очередь возрастает вибрация на частоте 10 кГц, достигая величины 75 дБ. При дальнейшем увеличении перепада уровни достигают значений (85…88) дБ и далее практически не меняются, при этом начинается рост уровней вибрации на более низких частотах.

Как показывает практика, обычно уровень вибрации на частоте 10 кГц является определяющим.

Проведенный анализ виброшумовой активности РО показал, что ВШХ как параметр отражает особенности гидродинамики проточных частей РО.

Глава пять посвящена результатам разработки методов расчета конструктивных параметров РО СУ ПЭУ. Приводятся методики расчета различных вариантов проточной части прибора. Предложен акустический метод расчёта малошумных ГП.

При выполнении акустического расчета предполагается, что кавитация в потоке отсутствует, т.е. выполняется условие c³2. Расчет должен производиться для двух режимов работы прибора: для стационарного и нестационарного.

В стационарном режиме работы гидравлического клапана основным источником вибрации, замеряемой на опорных и неопорных связях, являются турбулентные пульсации давления. Оценка влияния турбулентности на спектр вибрации является сложной научной задачей, строгое решение которого невозможно.

Приближенный метод, положенный в основу расчета проточных частей ГП, основан на имеющийся информации по результатам испытаний аналогов, которая позволяет принять некоторый частотно-зависимый коэффициент N_st, характеризующий передаточную функцию прибора , где - частотный спектр виброускорения на опорных связях прибора, а p ² - спектр среднеквадратичного значения давления потока. Данный подход дает достаточно хороший результат в зоне частот 1 кГц – 10 кГц и позволяет при проектировании устройств осуществить экспертную оценку альтернативных вариантов.

Приближённая оценка, полученная в процессе изучения проблемы, основана на энергетическом подходе к колебательному процессу. Величина колебательной мощности прибора определяется зависимостью:

, (5)

где: - модуль единичного радиуса сферы;

S_h – число Струхаля;

- средняя пульсационная скорость потока;

f – частота;

– пульсационная составляющая скорости;

- площадь боковой поверхности усечённого конуса, на которой происходит дросселирование;

, - поправочные коэффициенты, учитывающие условия на границах вода-сталь, вода-титан соответственно.

Опуская промежуточные выкладки, уровни вибрации по ускорению можно представить в виде:

, (6)

где: Вт – пороговое значение мощности;

М – масса прибора;

- частота собственных колебаний прибора на амортизаторах;

f – текущая частота.

При расчете, боковая поверхность конуса, на которой происходит дросселирование, разбивается на n частей площадью , а расстояние от этих фрагментов площади до расчетной точки составит 2i. По результатам обработки большого количества экспериментальных данных определены значения N_st(f), которые целесообразно использовать при расчетах гидроприборов. Значения N_st относительно 10^-8 приведены в табл. 1.

Таблица 1. Значения N_st(f).

f, Гц								5k	6,3k	8k	10k
Nst/10-8	54,3	49,70	48,56	48,22	46,52	43,31	32,55	24,08	15,70	12,82	9,75

 

Из анализа коэффициента N_st(f) следует, что резкий спад функции наблюдается на частотах f > 3150 Гц, следовательно, конструктивно приборы способны интенсивно поглощать высокочастотные колебания.

Нестационарный режим определяет уровни ГДШ в трубопроводе радиу -са R.

В случае произвольного возбуждения, когда функцию пульсационной составляющей расхода можно представить в виде Фурье-разложения, уровни ГДШ в трубе определяются функцией.

 

(7)

 

Результаты расчета уровней вибрации для одного из режимов работы ГП сопоставленые с экспериментальными данными приведены на рис. 10.

Рис. 10. Сопоставление экспериментальных и расчётных уровней вибрации гидроприбора: 1– расчёт; 2 – эксперимент;

 

Приводятся рекомендации по компоновке корабельных РО и конструированию их профильной части.

При этом для минимизации погрешности при определении значений Кс по предложенной методике целесообразно исходить из следующего:

- значения противодавления р₂ необходимо выбирать таким образом, чтобы точка, соответствующая перепаду давлений, при котором появляется кавитация не находилась на начальном участке характеристики гидродинамической вибрации, которая обычно характеризуется значительным изменением производной, поскольку в этом случае достаточно трудно определить значения критических перепадов давлений с необходимой точностью;

- стремиться к значительному увеличения значений р₂ также не следует, поскольку, с увеличением противодавления уменьшается наклон «кавитирующей» ветки по отношению к зависимости La=¦(Dр) при бескавитационном режиме, что также может сказаться на погрешности в определении искомых значений Кс.

Для уменьшения вибраций на средних частотах при разработке РО могут быть рекомендованы следующие меры:

· смещение резонансной частоты затвора за пределы полосы самовозбуждения за счет рационального размещения опор затвора, изменения его массы и геометрических размеров, а также компоновки элементов РО;

· увеличение длин верхней и нижней направляющих затвора РО;

· организация плавного входа потока в проточную часть РО, в том числе за счет использования приборов с наклонными расположением плунжера (по отношению к подключенным трубопроводам) или угловых клапанов;

· увеличение сечения выходного патрубка и создание его плавной формы для предотвращения ударов потока о стенки РО.

С использованием вибрационного метода, в результате достаточно большого объема экспериментальных исследований, применительно к односедельным, двухканальным и двухступенчатым РО, для расчета значений коэффициентов гидравлического сопротивления ζ одноступенчатых РО с проточной частью в виде кольцевых конфузоров (с конусностью γ) и определения значений коэффициентов кавитации Кс РО от их конструктивных параметров получены эмпирические зависимости:

 

 

 

(8)

 

 

С учетом изложенного, при проектировании проточной части РО САР корабельных ПЭУ получена удобная для использования зависимость, позволяющая по заданным значениям расхода среды, давлению перед РО и площади фланца РО на входе потока, определить площадь минимального сжатого сечения проточной части, при которой начинается процесс кавитации:

(9)

 

На основе приведённых выше методик расчёта РО были спроектированы, изготовлены и поставлены на заказы питательные, дроссельные и байпасные клапана СУ ПЭУ, а также регулятор давления рабочей воды, состоящий из клапана с проточной частью, реализующей инерционно-вязкостные потери на асимметричном кольцевом зазоре.

На рис. 11 приводятся результаты измерений ВАХ пускового питательного клапана ППК-1 входящего в СУ «Алькор», в котором реализованы предложения автора, поставляемого на вновь строящиеся заказы и аналогичного клапана для систем «Муссон», находящихся в эксплуатации.

Рис.11. Спектрограмма вибрации систем «Алькор» и «Муссон» Р_н/Р_сл =26,5/23 кгс/см², Q=40 м³/час.

 

Рассчитанная и изготовленная по предлагаемой методике проточная часть клапана ППК позволила снизить уровень вибрации на 7-8 дБ практически на всём диапазоне частот.

В главе шесть приводятся результаты экспериментальных исследований и разработка на их основе методов расчёта конструктивных параметров регулирующих органов систем управления движения (СУД).

СУ ПЭУ и СУД функционально выполняют различные задачи, кроме этого в СУД в качестве рабочей среды используется жидкость ПГВ и минеральные масла. Вследствие этого проточные части ГП принципиально отличаются, что делает необходимо отдельное их рассмотрение.

Исследование виброакустических и гидравлических характеристик приборов СУД проведены применительно к номенклатуре приборов, построенных на базе традиционных золотников с двумя каскадами дросселирования, а также на золотниках нового типа с четырьмя каскадами дросселирования.

Исследования проводились как на стационарных, так и на нестационарных режим