Geum.ru

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

Вид материалаАвтореферат
В главе шесть
В главе семь
Подобный материал:
1   2   3
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 2. 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 Nst, характеризующий передаточную функцию прибора , где - частотный спектр виброускорения на опорных связях прибора, а p2 - 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;

Sh – 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 Nst(f), которые целесообразно использовать при расчетах гидроприборов. Значения Nst относительно 10-8 приведены в табл. 1.

Таблица 1. Значения Nst(f).

f, Гц
1000
1250
1600
2000
2500
3150
4000
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 Nst(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=(р) 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:
  1. 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;
  1. увеличение длин верхней и нижней направляющих затвора РО;
  1. 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;
  1. 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» Рн/Рсл =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 режимах.

Показано, что реализация допустимого числа кавитации в проточной части гидравлического устройства является одним из основных критериев, используемых при проектировании малошумных ГП.

Предложен метод многокаскадного дросселирования, обеспечивающий возможность перераспределения перепадов давления на отдельных каскадах дросселирования с целью реализации допустимого числа кавитации. При этом могут использоваться различные принципы распределения перепадов давления на n каскадах дросселирования.

Установлено, что дросселирование с использованием инерционных потерь ограничено с точки зрения улучшения ВАХ, так как различные конструктивные исполнения каскадов дают сравнительно узкий диапазон изменения коэффициента сопротивления ξi. Включение в каскад дросселирования конструктивных элементов, реализующих вязкостные потери, существенно расширяет возможности обеспечения бескавитационного режима течения жидкости.

Наиболее существенно на уровни вибрации влияет конструкция каскада дросселирования гидравлического устройства, а также параметры течения жидкости. С увеличением давления , и сохранением числа кавитации  вклад в виброактивность возрастает, т.е. для многокаскадного устройства с равным запасом кавитации на каждом каскаде дросселирования определяющими по виброактивности являются первые по течению жидкости каскады.

Экспериментальные исследования виброактивности типового ГП СУД и экспериментального, спроектированного с использованием принципа многокаскадного проектирования, показывают высокую эффективность на средних и высоких частотах (рис.12).

L, дБ

F, Гц

0 10 100 1000 10000 Рис. 12. Сравнительная характеристика виброактивности гидроприборов:
  1. спектр вибрации типового гидроприбора

с двумя каскадами дросселирования;
  1. спектр вибрации экспериментального гидроприбора

с четырьмя каскадами дросселирования.

Выполнен анализ основных гидромеханических источников виброактивности ГП в стационарных режимах работы, на базе которого получены расчетные зависимости, позволяющие на стадии проектирования приборов снижать уровни вибрации от действия кавитации и турбулентности потока. Результаты расчетов и экспериментальные исследования показали возможность прогнозирования уровней вибраций на стадии проектирования ГП СУД, что необходимо использовать при оценки различных вариантов схемно-конструктивных решений.

В реальных условиях ГП СУД работают непрерывно, причём в основном в нестационарных режимах. Виброактивность приборов в этих режимах существенно возрастает, так как происходит динамическое взаимодействие приборов управления СУД с гидроприводами рулевых машин и судовой системой гидравлики, которая в этом случае должна рассматриваться как система с распределёнными параметрами.

Волновые процессы, возникающие в трубопроводе в граничных сечениях с прибором управления, распространяются по линии со скоростью звука и, отражаясь от неоднородностей и граничных сечений, обуславливают появлениие гидравлических ударов.

В связи с этим экспериментальные исследования приборов в нестационарных режимах, проведённые впервые на существующем стенде, имели цель определить на сколько вибрация приборов с различными проточными частями отличается от вибрации в стационарных режимах

С этой целью исследовано влияние процессов, возникающих при нестационарных режимах работы, на виброактивность приборов, результаты исследования носят общий характер и могут быть приняты при проектировании любых гидравлических устройств

Исследование кавитации в нестационарном режиме работы, с учетом акустического метода расчета, показывает, что колебательная мощность от действия кавитации может быть представлена зависимостью

, (10)

где: P*α(t) –временная функция амплитудного давления.

Колебательная мощность j – той нестационарной струи определяется

, (11)

где: Sh – число Струхаля. – частотнозависимый коэффициент определяющий связи между вибрацией ГП в определенном диапазоне частот и его гидравлическими параметрами.

Зависимость (11) предполагает, что механизм образования колебательной мощности для нестационарной струи не меняется по сравнению со стационарной. Это допущение основано на том, что выполняется соотношение tнр>>τпр = 2l / c , где tнр – продолжительность нестационарного режима, τпр – фазовое время пробега волны на длине струи. Выполнение этого условия позволяет рассматривать нестационарный режим как квазистационарный.

При нестационарном режиме возникают существенные волновые процессы, характеризующиеся колебаниями давления в гидролиниях. Параметры колебаний давления определяются из совместного решения уравнений движения жидкости и граничных условий, характерных для данной гидросистемы. При взаимодействии волны давления с гидравлическим устройством возбуждается вибрация последнего на собственных частотах вынужденных колебаний. Колебательная мощность от действия волновой составляющей имеет вид

, (12)


где: - волновая составляющая давления, определяемая с учётом параметров в напорной (сливной) линии;

S – площадь воздействия волновой составляющей;

r1 – характерный размер площади воздействия волны;

rизмн , rизмc – расстояния между поверхностями воздействия волны и измерения со стороны напора и слива соответственно.

Эта величина определяет вклад волновых процессов в вибрацию гидравлических устройств при нестационарных режимах работы.

С учетом всех составляющих имеем уровни виброакустических характеристик ГП в нестационарном режиме работе в виде:

, (13)

где: n – количество источников кавитации;

m – количество источников турбулентности;

l – количество источников возбуждения волновых процессов.

Для расчета по формуле (13) необходимо определить значения частотнозависимых коэффициентов при воздействии каждого типа источников и частотные области существования связей. Результаты расчета вибрации ГП в нестационарном режиме работы, сопоставленные с экспериментальными данными, представлены на рис.13.



Рис.13. Вибрация гидроприбора в нестационарном режиме работы:

1. Экспериментальные данные; 2. Расчётные данные.


На основе проведённых исследований разработана инженерная методика расчёта проточных частей.

В главе рассмотрены также результаты экспериментальных исследований виброактивности распределительной золотниковой пары, которая является основным элементом приборов СУД.

Показано, что в акустической системе, образованной пространством между поясками золотника, собственные частоты колебаний могут находиться в зоне частоты автоколебаний.

Чтобы избавиться от резонансов имеются две возможности:
  1. уменьшение возмущающей силы;
  1. смещение собственной частоты в область, где проявление резонансов может не оказывать влияние на нормируемые виброакустические характеристики прибора.

Для этого необходимо уменьшать скорости истечения в щелях за счет введения многокаскадного дросселирования и уменьшения акустических упругостей полостей, куда происходит истечение жидкости.

Исследования показали, что прямоугольная форма дросселирующей щели способствует возникновению автоколебаний. Представляется целесообразным выполнять щель как набор круглых мелких отверстий. В этом случае одна мощная струя разобьется на ряд мелких струй, а расширяющиеся ядра отдельных струй будут перекрывать друг друга и взаимно гасить кинетическую энергию в результате турбулентного перемешивания.

Таким образом выполненный анализ основных гидромеханических источников виброактивности ГП в нестационарных режимах работы, на базе которого получены расчетные зависимости, позволяет на стадии проектирования приборов принимать меры для снижения уровней вибрации от действия кавитации, турбулентности потока и волновых процессов.

В главе семь показаны результаты использования разработанных методов при создании малошумных электрогидравлических приборов (ЭГП) и агрегатов (ЭГА).

Необходимость разработки новых ЭГП была продиктована, с одной стороны, требованиями по снижению шумности ГП, с другой стороны, уменьшением объемов, предназначенных для размещения ЭГП в помещениях кораблей и судов. В связи с чем было положено начало созданию малошумных ЭГА.

При создании агрегата были решены задачи уменьшения объема в 1,5 раза, массы в 1,2 раза, электрических вводов в 2 раза, гидравлических вводов в 7 раз по сравнению с монтажом на раме и были получены необходимые раходно-перепадные и виброакустические характеристики.

С целью обеспечения требуемых ВАХ для ЭГА был разработан распределитель, реализующий принцип параллельно-последовательного дросселирования. Применен распределитель с 8 каскадами последовательного дросселирования. Суть последовательного дросселирования состоит в том, что весь перепад, срабатываемый на распределителе, определенным образом распределятся по его каскадам – дросселирующим окнам таким образом, чтобы скоростной напор в каждом дросселирующем окне не превышал статическое давление в данном сечении, а давление предыдущего каскада было подпором для последующего.

Экспериментальные исследования ЭГА подтвердили правильность технических решений, принятых при конструировании в обеспечение, с одной стороны, специфических требований по работе в условиях значительно внешнего гидростатического давления и, с другой стороны, удовлетворяющих современным требованиям по уровню ВАХ, что отражено на рис. 14.



Рис. 14. Сравнительная диаграмма вибрационных характеристик ЭГА и гидроприбора НГ 3 поколения.