Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Состояние вопроса и постановка задачи 8
1.1. Методы борьбы с гидродинамическим шумом центробежных насосов 8
1.1.1. Классификация методов снижения гидродинамического шума 8
1.1.1. Звукопоглощение 8
1.1.2. Звукоизоляция
1.2. Акустическое рассогласование комплекса «насос – система» 22
1.3. Основные принципы создания ГГДШ центробежного насоса 31
Выводы по ГЛАВЕ 1 34
ГЛАВА 2 Расчет звукоизоляторов и принципы акустического рассогласования звукоизолятора и насоса 35
2.1. Требования, предъявляемые к глушителю гидродинамического шума центробежного насоса 35
2.2. Расчет звукоизоляторов
2.2.1. Расчет одиночного резонатора 35
2.2.2. Расчет волноводного звукоизолятора 39
2.2.3. Расчет резонатора с конструкционной жесткостью
2.2.4. Расчет горла резонатора 51
2.3. Акустическое рассогласование комплекса «насос – нагрузка» 56
2.3.1. Акустическое взаимовлияния насоса и нагрузки 56
2.3.2. Методика исследования акустического импеданса 61
2.3.3. Центробежный насос как источник гидродинамического шума -3стр.
2.3.4. Методика определения эффективности звукоизолятора 67
Выводы по Главе 2 68 ГЛАВА
Исследование моделей и макетов глушителей, исследование акустического импеданса центробежного насоса 70
3.1. Исследование моделей звукопоглотителя и звукоизолятора 70
3.1.1. Описание измерительного стенда и методики проведения исследований 70
3.1.2. Исследование модели звукопоглотителя 73
3.1.3. Исследование модели звукоизолятора 77
3.2. Экспериментальные исследования макетов глушителей гидродинамического шума центробежных насосов 85
3.2.1. Описание измерительного стенда и методики проведения исследований 85
3.2.2. Результаты исследований макетов глушителей гидродинамического шума центробежных насосов 87
3.3. Экспериментальные исследования акустического импеданса центробежного насоса 95
3.3.1. Описание измерительного стенда и методики проведения исследований 95
3.3.2. Результаты исследования акустического импеданса центробежного насоса
Выводы по Главе 3
ГЛАВА 4 Испытания глушителей гидродинамического шума центробежных насосов 106
4.1. ГГДШ для электронасосного агрегата ЦН-314 106
4 4.1.1. Описание конструкции ГГДШ .
4.1.2. Описание измерительного стенда и методика проведения испытаний
4.1.3. Результаты испытаний ГГДШ с электронасосным агрегатом ЦН-314
4.1.4. Результаты испытаний ГГДШ с дополнительным излучателем звуковых колебаний
4.2. ГГДШ для электронасоса ЦН-319
4.2.1. Описание конструкции ГГДШ .
4.2.2. Описание измерительного стенда и методика проведения испытаний
4.3.
4.2.3. Результаты испытаний ГГДШ .
4.2.4 Акустическое рассогласование глушителя и насоса
Выводы по Главе 4
Анализ результатов испытаний ГГДШ
Заключение
Литература
- Акустическое рассогласование комплекса «насос – система» 22
- Расчет резонатора с конструкционной жесткостью
- Описание измерительного стенда и методики проведения исследований
- Результаты испытаний ГГДШ с дополнительным излучателем звуковых колебаний
Акустическое рассогласование комплекса «насос – система» 22
В работе /17/ проведен расчет ответвленного резонатора как гасителя колебаний давления в гидравлических системах. Введено понятие коэффициента вносимого затухания. Показано, что каждому значению коэффициента соответствуют два значения частоты. Оба этих значения являются комплексно-сопряженными. Проводится расчет параметров резонатора (объема, размеров горла) в зависимости от частотного диапазона и коэффициента вносимого затухания.
В работах /18/, /19/ приведены эквивалентные электрические схемы гасителей пульсаций давления гидравлических магистралей в виде одиночной расширительной камеры и двойной расширительной камеры. Определены коэффициенты затухания и граничные частоты диапазонов эффективности. Указано, что гасители обладают мнимым акустическим импедансом. Отмечено, что имеет место взаимодействие гасителя с системой. Рассматривается проблема соотношения импеданса системы и гасителя.
В работе /20/ оценка эффективности и расчет гасителей пульсаций давления производится методом 4-х полюсников. Коэффициенты затухания и отражения определяются исходя из импеданса самого гасителя и источника (насоса). Выведена формула, определяющая коэффициент затухания при использовании в качестве гасителя ответвленного резонатора. Показано, что значительное влияние на коэффициент затухания оказывают как акустический импеданс насоса, так и акустический импеданс системы.
Работа /21/ посвящена проблеме обоснования использования резонатора в качестве гасителя вынужденных колебаний давления в гидросистемах. В работе решаются дифференциальные уравнения для движения жидкости в горле и в емкости резонатора. В результате, при разделении действительной и мнимой частей импеданса, определяется импеданс резонатора и коэффициент вносимого затухания. Приведена формула расчета необходимого объема резонатора.
В работе /22/ на примере трубопровода химической установки с поршневым насосом рассматривается методика исследования пульсаций давления. Рассмотрена возможность снижения пульсаций с помощью резонатора, встраиваемого в трубопровод за насосом. Приведены диаграммы пульсаций давления, показывающие эффективность использования резонатора.
Жесткость классического резонатора Гельмгольца определяется жесткостью жидкости, заполняющей его сосуд. Для снижения жесткости резонатора и уменьшения его объема, в сосуд резонатора вводят различные упругие элементы. В работе /23/ рассмотрена конструкция, в которой упругие демпфирующие камеры установлены на перфорированном участке трубопровода. В данной конструкции перфорация стенок играет роль горл резонаторов. В работе /24/ в качестве упругого элемента используется сильфон, заполненный нейтральной жидкостью, при этом, в жидкости размещены упругие шары. Сходная конструкция приведена в работе /25/. При повышении давления рабочая среда сжимает сильфон и упругие шары, вытесняя нейтральную жидкость в газовую полость, которая сжимается и гасит импульс давления.
В работе /26/ рассмотрены демпферы, соединяющиеся с трубопроводом через экран, имеющий специально подобранные отверстия. В жидкости расположена полость, заполненная газом. Полость заключена в эластичную оболочку и настраивается на резонансную частоту системы при помощи изменением объема. Газовая полость гасит колебания, но приводит к -появлению дополнительного резонанса. Для снижения амплитуд резонанса необходимо увеличивать демпфирование, что достигается за счет создания вокруг полости перфорированного экрана.
В работе /27/ в качестве упругих элементов используются резиновые мембраны, снабженные ограничителями хода. Конструкция, рассмотренная в работе /28/, представляет собой резонатор, выполненный в виде упругой пластины, закрепленной в стенке волновода. Та же конструкция (резонатор в виде упругой пластины) рассмотрена в работе /29/. Рассматривается конструкция элемента с упругими стенками. Выведена формула, по которой рассчитывается толщина стенки упругого элемента при заданной величине относительного изменения объема. Приведены номограммы расчета толщины стенок в зависимости от размера упругого элемента и величины статического давления.
Теоретическое решение задачи отражения звука от упругой мембраны с внутренними потерями предложено в работе /30/. При уменьшении отношения внутреннего акустического сопротивления пластины к ее сопротивления излучения, звукоизоляция увеличивается. При отсутствии внутренних потерь, звукоизоляция стремится к бесконечности.
В работе /31/ рассматриваются конструкции гасителей пульсаций
давления зарубежных фирм. В частности, устройство фирмы «Pulsation Controls Corporation» представляет собой перфорированный участок трубопровода в герметичном корпусе, заполненным упругими шарами. Устройство фирмы «Phillips Petroleum Co» представляет собой также перфорированный участок трубопровода и герметичный корпус, образующий камеру. Эластичный элемент, расположенный между участком трубопровода и корпусом делит камеру на две: газовую и жидкостную. Жидкостная камера соединяется через перфорацию с трубопроводом, а газовая камера с источником газа. Для больших диаметров трубопровода (более 500 мм) предлагается устройство, в котором демпфирующий элемент выполнен в виде цилиндрической камеры с -16-упругими мембранами, разделяющими камеру на три полости: первую гидравлическую и две газовые, которые соединены с аккумулятором газа. В работе рассмотрены также: - гаситель с разделительными гофрированными мембранами; - гаситель с разделительным упругим элементом в виде гофрированной вставки; - гаситель в виде трубопровода эллиптического сечения. Снижение пульсаций давления осуществляется за счет упругих деформаций стенок; - гаситель пульсаций давления с упругими камерами, расположенными вокруг трубы; - гаситель пульсаций давления с упругими элементами в виде трубок эллиптического сечения, расположенными вокруг трубы.
Расчет резонатора с конструкционной жесткостью
Опуская выкладки, проведенные по приведенной выше схеме, получим в окончательном виде зависимость величины звукоизоляции от параметров звукоизолятора и от частоты:
В полученной формуле, как и в формуле (2.2.18), максимальная звукоизоляция наблюдается вблизи резонанса. Однако, величина звукоизоляции, рассчитанная по формуле (2.2.24), на резонансе принимает конечные значения.
Как показано в главе 1, для снижения габаритных размеров резонаторов и снижения их жесткости, в емкость резонаторов вводят упругие элементы. При этом, суммарная жесткость упругих элементов должна быть, как минимум, в несколько раз ниже жесткости воды. В противном случае применение упругих элементов теряет смысл. Минимальной жесткостью обладает объем воздуха. Однако, при изменении статического давления, жесткость воздушного объема будет меняться, а, следовательно, изменятся частотные диапазоны эффективности.
Для звукоизоляторов гидродинамического шума насосов наиболее рационально применение так называемых упругих элементов (УЭ) с конструкционной жесткостью. В УЭ этого типа требуемая жесткость обеспечивается свойствами конструкции. В работах /75/, /76/ приведен расчет металлического УЭ в виде уплощенного цилиндра и в виде тороидальной оболочки с плоскими мембранами. Очевидно, что УЭ таких форм сложны в изготовлении и плохо выдерживают циклические нагрузки.
Ниже проведен расчет металлического УЭ в виде плоского цилиндра с двумя мембранами работающими в диапазоне упругих деформаций, жесткость которых не зависят от величины статического давления (рис. 2.1.А) Толщина мембраны УЭ при условии, что мембрана оперта по контуру шарнирно, определится по формуле /77/:
Приращение объема, при деформации мембраны, возникающее под действием максимального рабочего статического давления, может быть приближенно определено как объем сегмента шара. То есть прогиб мембраны -46 А) Упругий элемент с мембранами, приваренными по наружному контуру.
Возможные схемы УЭ приведены на рис. 2.1. Зазор между мембранами УЭ выбирается равным двойному максимальному прогибу мембраны. Это делается для того, чтобы при превышении статическим давлением величины максимального рабочего давления, мембраны УЭ сомкнулись. Величина напряжений в мембране останется в диапазоне упругих деформаций, что позволит сохранить упругие свойства мембраны.
Жесткость УЭ может быть значительно снижена при создании в его внутреннем объеме статического давления воздуха. Наименьшая жесткость УЭ достигается при соединении полости УЭ с воздушным компенсатором (рис 2.1.В). В этом случае давление внутри УЭ всегда равно величине внешнего статического давления. Ниже приведены расчеты УЭ с системой компенсации внешнего статического давления.
При расчете будем рассматривать объем воздуха в УЭ как одно целое с объемом воздуха в системе компенсации. Такое допущение правомочно для частот, лежащих ниже частоты резонанса системы «компенсатор -соединительная трубка» (ниже эта частота будет определена). При максимальном давлении объем системы компенсации стремится к нулю. Тогда, уравнение, связывающее объем системы компенсации, объем УЭ и статическое давление запишется как: где: Pz (Па) - давление предварительной зарядки системы компенсации; Ртах (Па) - максимальное статическое давление; Пк м3 ]- объем системы компенсации; Пе м3 - суммарный внутренний объем УЭ. Жесткость воздуха в системе компенсации определится из уравнения: плотность воздуха при атмосферном давлении; Q м3 - объем системы компенсации при максимальном рабочем давлении. Независимость жесткостных характеристик УЭ от статического давления определяется условием: кк ке Суммарная жесткость определится как сумма конструкционной жесткости УЭ и жесткости воздуха в системе компенсации. С учетом уравнений (2.2.27) и (2.2.28) имеем: 2 ҐПал (2229) 3 р0 с ум3 ) птгАх3а2+Ах2 Р0 Се+& кт=к + кк=Р На частотах, лежащих ниже резонансной частоты системы «соединительная трубка – компенсатор», воздух в УЭ и воздух в системе компенсации составляет единый объем. Жесткость воздуха, заполняющего УЭ должна рассчитываться совместно с жесткостью воздуха, заполняющего компенсатор. Выше частоты резонанса жесткость воздуха в УЭ должна рассматриваться отдельно от жесткости воздуха в системе компенсации. На этих частотах жесткость воздуха может стать соизмеримой с жесткостью УЭ.
Описание измерительного стенда и методики проведения исследований
Как правило, характер излучения центробежного насоса неизвестен. Поэтому полученные уравнения (2.3.6) (2.3.7) представляют собой два крайних случая: насос - источник звукового давления, насос – источник колебательной скорости. При расчете амплитудно-частотной характеристики комплекса «насос-нагрузка» целесообразно использовать оба полученных уравнения. Отметим, что равенство знаменателей в уравнениях (2.3.6) и (2.3.7) определяет появление резонансов и антирезонансов комплекса «насос-нагрузка» не зависимо от типа источника звука.
Проблема измерения акустического импеданса, определяемого по формуле (1.2.1), представляет собой серьезную инженерную задачу, поскольку отсутствует измерительное средство, позволяющее проводить одновременное измерение колебательной скорости и звукового давления в одной точке трубопровода. Из уравнения (1.2.3) видно, что акустический импеданс может быть определен в любой точке трубы, если известны комплексные амплитуды давления падающей и отраженной волн.
Пусть имеется два приемника звукового давления (гидрофоны), разнесенные вдоль оси трубы с координатами х1 и х2. При наличии в трубе отражающего препятствия, каждый гидрофон будет воспринимать суммарное звуковое давление, создаваемое падающей и отраженной звуковой волной.
Значения комплексных величин звуковых давлений Р1,Р2 в точках х1 и х2 запишутся в виде системы из двух линейных уравнений, содержащих две неизвестные величины - комплексные амплитуды падающей и отраженной волны А, В : В уравнениях (2.3.9), (2.3.10) используются значения комплексного звукового давления. Однако гидрофон измеряет не комплексную величину, а модуль этой комплексной величины. Таким образом, для приведения уравнений к пригодному для машинного расчета виду комплексные значения звуковых давлений необходимо записать в виде: Р Р.е1 Р2=Р2ечн где: (рх (р2 - фазы комплексных звуковых давлений. Уравнения (2.3.9) и (2.3.10) записаны в комплексной форме. Приводя эти уравнения к виду, удобному для машинного счета, умножим их на комплексно-сопряженную величину знаменателя. Затем, проведя простые преобразования, получим: Aj - p, - n {Па) (23.11) 2 sin Л -2 - хг J (22) где: Ь(р = ср2-(рх - разность фаз между звуковыми давлениями Р , Р Для определения акустического импеданса препятствия подставим в уравнение (1.2.3) уравнения для комплексных амплитуд (2.3.9) и (2.3.10). Тогда уравнение (1.2.3) запишется в виде: Рх sin і - х2 Z-P2 elA,p sin І і - Xj Px cos І і - x2 Z P2 e A P cos І і - X Избавляясь от комплексности в знаменателе и проведя необходимые преобразования, получим в окончательном виде действительную (R) и мнимую
Из полученных выражений, видно, что акустический импеданс может быть определен в любом сечении трубопровода, если в двух точках трубопровода измерены звуковые давления и разность фаз между ними.
Когда препятствие поглощает звуковые волны, действительная часть импеданса - положительная величина. В этом случае числитель уравнения (2.3.14) может быть записан как неравенство /81/: sink -x.jin yo (2.3.16) Полученное условие может быть также выведено из сравнения выражений для амплитуд бегущих волн (2.3.11) и (2.3.12). Если амплитуда падающей волны больше амплитуды отраженной волны, то условие (2.3.16) выполняется.
Для проведения дальнейших расчетов, потребуются значения комплексного коэффициента отражения, однозначно связанные со значениями комплексного акустического импеданса. Из уравнений (1.2.2) и (2.3.13) имеем: У _Z-pc_R + iX-pc Z + pc R+iX+pc Избавляясь от комплексности в знаменателе и разделяя действительные и мнимые части, получим коэффициент отражения в виде его модуля и аргумента (фазы):
Центробежный насос как источник гидродинамического шума /82/. Колебательное воздействие на жидкость, создаваемое центробежным насосом может иметь различный характер: это может быть либо переменная сила, приложенная в сечении трубы, либо переменный источник жидкости (источник расхода).
При возбуждении трубы источником колебательной сторонней силы, граничные условия в месте приложения этой силы запишутся в виде:
В этом случае выполняется условие равенства колебательных скоростей по обе стороны сечения, а разность давлений с обеих сторон от сечения площадью S должна уравновешиваться сторонней силой F.
При возбуждении трубы источником расхода, граничные условия в месте установки источника запишутся в виде:
В этом случае выполняется условие равенства давлений по обе стороны сечения, а разность колебательных скоростей с обеих сторон от сечения площадью S уравновешивается расходом Q.
Представление центробежного насоса в качестве источника колебательного расхода или источника колебательной силы является реализацией двух крайних случаев акустической нагрузки, на которую работает насос. Рассмотрим общий случай, когда центробежный насос является одновременно источником и переменного расхода и переменной силы. Источник колебаний размещен в трубопроводной системе с суммарным импедансом справа от источника Z/ и слева от источника Zg. Величина Zg характеризует суммарный импеданс насоса и импеданс системы, находящейся слева от насоса.
Результаты испытаний ГГДШ с дополнительным излучателем звуковых колебаний
В ходе дальнейших экспериментов длина звукоизолятора продолжала наращиваться при постоянном коэффициенте перфорации є=0.0628. На рис. 3.5 приведены спектрограммы, показывающие перепад амплитуд между звуковым давлением до и после звукоизолятора при изменении его длины.
Как видно рис. 3.5, наибольшее расхождение теории и эксперимента наблюдается в частотном диапазоне вблизи резонанса резонаторов. Необходимо отметить, что в зарезонансной области частот увеличение длины звукоизолятора приводит к росту величины звукоизоляции.
Проведенные эксперименты показали, что при увеличении длины звукоизолятора, величина звукоизоляции возрастает в хорошем соответствии с теорией. Вблизи резонансной частоты величина звукоизоляции возрастает до определенных пределов, а затем с дальнейшим наращиванием длины звукоизолятора, увеличения величины звукоизоляции не происходит. В результате проведенных экспериментов достигнуты максимальные значения величины звукоизоляции (до 30 дБ), а частотный диапазон звукоизоляции простирался от 1300 Гц до 4300 Гц.
Исследовалась зависимость величины звукоизоляции от коэффициента перфорации. Изменение коэффициента перфорации осуществлялось «включением» резонаторов не подряд, а равномерно по всей длине звукоизолятора. Длина звукоизолятора оставалась постоянной и составляла / = 0.76 м. Коэффициент перфорации принимал следующие значения: 1=0,0104; гг2= 0,0208; гг3=0,0312; 4=0,0417 є5=0,0521; є6 = 0,0626 На рис. 3.6 приведены экспериментальные спектрограммы, показывающие перепад амплитуд между звуковым давлением до и после звукоизоляторов при различном коэффициенте перфорации є. По данным эксперимента при уменьшении коэффициента перфорации є происходит снижение эффективности звукоизоляции в области частот, лежащей вблизи резонанса и общее сужение частотной полосы эффективности звукоизолятора.
Выше было отмечено, что при увеличении длины звукоизолятора, величина звукоизоляции растет до определенного предела («30 дБ). При дальнейшем увеличении длины эффективность звукоизолятора практически не увеличивается. Однако, теоретические расчеты показывают, что должна существовать пропорциональная зависимость между величиной звукоизоляции и длиной звукоизолятора. Наибольшие расхождения теории и эксперимента наблюдаются в частотной области вблизи резонанса резонаторов, где эффективность звукоизолятора - максимальна. Объяснить обнаруженный эффект можно при помощи следующего предположения.
Сравнение экспериментальных характеристик эффективности макета волноводного звукоизолятора в зависимости от коэффициента перфорации. При распространении звука по жидкости, заполняющей трубу, возникает вибрация стенок трубы. Вибрация, распространяющаяся по стенкам трубы, не задерживаются звукоизолятором. Вибрирующие стенки, в свою очередь, являются причиной возбуждения звука в жидкости за звукоизолятором.
Очевидно, что звуковое давление, «наведенное» вибрацией стенок трубы значительно меньше звукового давления в волне, распространяющейся непосредственно по жидкости. Однако, при хорошей звукоизоляции, звуковое давление, наведенное вибропомехой, может регистрироваться измерительным гидрофоном.
Стенд для исследования макетов глушителей гидродинамического шума насосов ГДШ-5 (рис 3.7) представляет собой систему нагнетания насоса ЭМО 100/20 - 1500, состоящую целиком из металлических труб общей длиной около 20 м и внутренним диаметром 100 мм. Всасывающая и нагнетательная магистраль насоса замкнуты на гидробассейн, разделенный на приемный приямок и основную часть. На расстоянии 4 м от напорного патрубка насоса находится сменный эталонный проставок в виде прямого отрезка трубы, длиной 1,5 м, который в процессе испытаний заменялся тем или иным ГГДШ. За эталонным проставком, на расстоянии 2м от него, располагался измерительный гидрофон.
Определение акустической эффективности глушителей осуществлялось по упрощенной методике путем сравнения звуковых давлений, измеренных при установке эталонного проставка и при установке глушителя. Звуковое давление воспринималось гидрофоном типа 8103, соединенным с кондиционирующими предусилителями 2650. Сигнал с предусилителя подавался на 1/3-октавный спектр–анализатор типа 2131. При проведении испытаний электронасос создавал подачу 100 м3/час при напоре 20 м в. ст.
Звукопоглотитель, работающий на основе «эффекта Брюстера», представлял собой три металлические пластины длиной 500 мм и шириной 80 мм каждая. Пластины расположены друг за другом и оклеенные с двух сторон листовой резиной марки МБ-А-С толщиной 12 мм. Общая длина звукопоглотителя составляла около 1.5 м. На рис. 3.8 приведена 1/3-октавная спектрограмма гидродинамического шума, зарегистрированная при работе насоса на эталонный проставок и при установке звукопоглотителя. Как видно из приведенного рисунка, звукопоглотитель снижает гидродинамический шум насоса практически во всем частотном диапазоне, лежащем выше 40 Гц. Акустическая эффективность звукопоглотителя не превышает 10 дБ. При установке звукопоглотителя отмечается увеличение уровней гидродинамического шума насоса (2-10 дБ) на частотах, лежащих ниже 40 Гц. Возможно, это увеличение связано с гидродинамическим шумом, возникающим при обтекании пластин звукопоглотителя.