Содержание к диссертации
Введение
1. Виброакустическая нагруженность гидромеханических систем и методы ее снижения 12
1.1. Источники виброакустической нагруженности гидромеханических систем 12
1.2. Анализ методов снижения виброакустических нагрузок в гидромеханических системах 28
1.3. Анализ методов математического моделирования виброакустических характеристик элементов пневмогидромеханических систем 30
1.3.1. Аналитические модели динамических характеристик элементов пневмогидромеханических систем 30
1.3.2. Анализ методов численного моделирования виброакустических характеристик элементов пневмогидромеханических систем 37
2. Математическое моделирование гасителей колебаний рабочей жидкости 42
2.1. Динамические характеристики гасителей колебаний давления 42
2.2. Аналитические методы Моделирования динамических характеристик гасителей колебаний 49
2.3. Численные методы моделирования динамических характеристик гасителей колебаний 54
2.4. Прочность гасителей колебаний рабочей жидкости 57
Результаты и выводы 77
3. Разработка математических моделей виброакустических процессов в разветвленных трубопроводных цепях 78
3.1. Методика проектирования трубопроводной системы с учетом комплексной взаимосвязи статических, динамических процессов и прочностных характеристик 79
3.2. Математическое описание виброакустических и прочностных характеристик пространственно сложных разветвленных трубопроводных систем 99
Результаты и выводы 164
4. Моделирование динамических характеристик элементов гидромеханических систем 166
4.1. Конечно-элементное моделирование динамических характеристик гасителей колебаний давления рабочей жидкости 166
4.2. Моделирование динамических характеристик емкостей с податливыми стенками 179
4.3. Численно-аналитическое моделирование процессов виброакустического взаимодействия в случае плоских поверхностей раздела подсистем 184
4.3.1. Численно-аналитическое моделирование процессов виброакустического взаимодействия в случае плоских поверхностей раздела подсистем в двумерной постановке 184
4.3.2. Численно-аналитическое моделирование процессов виброакустического взаимодействия в случае плоских поверхностей раздела подсистем в трехмерной постановке 193
Результаты и выводы 197
5. Динамические характеристики трубопроводных систем с гасителями колебаний 198
5.1. Математическая модель динамики трубопроводной системы с гасителем колебаний рабочей жидкости 198
5.2. Критерии оценки изменения динамических характеристик трубопроводной системы при введении гасителя колебаний давления 207
5.3. Разработка методики выбора схемы, конструктивных параметров и места установки гасителя для решения задачи заданного снижения виброакустического нагруженности трубопроводной системы 211
Результаты и выводы 218
6. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик элементов пневмогидромеханических систем 219
6.1. Испытательный комплекс 220
6.1.1. Стенд пульсирующих давлений 221
6.1.2. Стенд для исследования динамических характеристик насосных агрегатов 224
6.1.3. Лазерный цифровой спекя-интерферометрический стенд 229
6.1.4 Регистрирующе-анализирующая аппаратура 230
6.2. Методика экспериментального определения демпфирующих характеристик элементов механических систем на базе вейвлет-анализа функции импульсного отклика 235
6.3. Экспериментальная методика определения собственных частот системы на базе вейвлет-анализа данных теста с вариацией скорости 251
6.4. Экспериментальные исследования динамических характеристик металлических рукавов 264
6.5. Расчетно-экспериментальный метод исследования динамических характеристик присоединенной гидравлической цепи 272
6.6. Экспериментальные исследования комплекса собственных характеристик гасителей колебаний давления рабочей жидкости 275
6.7. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик трубопровода с пульсирующим потоком рабочей жидкости 291
6.8. Исследование влияния установки гасителя колебаний на виброакустические характеристики системы 296
6.9. Экспериментальные исследования динамических процессов в гидросистеме пресса Erfurt РТг 2000+1200 307
6.10. Снижение виброакустической нагруженности трубопроводной системы АПРМ 321
Результаты и выводы 331
Основные результаты и выводы 332
Список использованных источников 334
- Аналитические модели динамических характеристик элементов пневмогидромеханических систем
- Конечно-элементное моделирование динамических характеристик гасителей колебаний давления рабочей жидкости
- Регистрирующе-анализирующая аппаратура
- Экспериментальные исследования комплекса собственных характеристик гасителей колебаний давления рабочей жидкости
Введение к работе
Актуальность темы. Современный гидропривод различных технических объектов характеризуется высокой энергонасыщенностью его узлов и элементов. Трубопроводы, являющиеся важным элементом гидропривода, работают в условиях воздействий как статического, так и динамического характера. При этом требования к надежности и работоспособности трубопроводов непрерывно растут. Одним из основных факторов, снижающих работоспособность трубопроводных систем, являются виброакустические нагрузки. К ним относятся вибрационные нагрузки, колебания давления и расхода рабочей жидкости, приводящие к разгерметизации трубопроводных соединений, появлению усталостных трещин. Виброакустические процессы в трубопроводных системах характеризуются широким спектром частот (20 Гц – 5 кГц) и амплитуд колебаний (размах колебаний давления рабочей жидкости – до 20 МПа, виброускорение – до 1000 м/с2). Причем именно колебания давления, амплитуда которых может достигать 50% от среднего значения, являются одной из причин, приводящих к вибрации, усталостным поломкам трубопроводов.
Рис. 2. Схема решения задач динамики и прочности при проектировании гасителя колебаний.
Рис. 1. Схема воздействия гасителя на виброакустические характеристики трубопроводной системы.
Эффективным средством снижения пульсаций давления является применение специальных устройств – гасителей колебаний рабочей жидкости. К настоящему времени создан ряд конструкций гасителей, обеспечивающих эффективное уменьшение амплитуд колебаний рабочей жидкости. При этом результаты применения гасителей не ограничиваются снижением колебаний рабочей жидкости, они приводят к уменьшению уровня вибрации и шума, излучаемого гидромеханическими системами (рис. 1). Более того, во многих случаях конечной целью применения гасителей колебаний является вовсе не снижение амплитуд колебаний давления, а уменьшение переменных напря-жений в трубопроводных сис-темах, вызываемых пульси-рующим потоком рабочей среды.
Однако вопросы влияния гасителей колебаний давления на вибрационные и прочностные характеристики трубопроводных систем до настоящего времени изучены недостаточно. Одной из причин этого является отсутствие математического описания взаимодействия пульсационных и вибрационных процессов в трубопроводных системах сложной пространственной конфигурации. Установка в трубопроводную систему гасителя колебаний не только снижает уровень пульсаций давления, но и приводит к необходимости решения ряда дополнительных задач, которые прежде рассматривались недостаточно тщательно: прочность элементов самого гасителя, необходимость установки дополнительных опор, установка компенсаторов или развязывающих элементов (рис.2). Таким образом, всестороннее исследование процессов виброакустического взаимодействия в трубопроводных системах, основанное на адекватном математическом описании, разработка методик применения гасителей колебаний рабочей жидкости для решения задач снижения виброакустических нагрузок и повышения усталостной прочности трубопроводных систем определяет актуальность данной работы.
Цель работы. Повышение работоспособности гидромеханических систем за счет снижения виброакустических нагрузок путем применения гасителей колебаний рабочей жидкости, разработанных на базе комплексного метода моделирования и анализа динамических и прочностных характеристик трубопроводных систем.
Основные задачи диссертационной работы состоят в следующем:
-
Разработать методы оценки динамических и прочностных характеристик трубопроводных систем с гасителями колебаний при их комплексном (статическом и динамическом) нагружении, в том числе пульсациями рабочей жидкости.
-
Разработать методы численного моделирования виброакустических характеристик трубопроводных систем при их силовом возбуждении пульсациями рабочей жидкости, сочетающие высокую точность и малую трудоемкость расчета. Разработать алгоритмы моделирования и программные комплексы, их реализующие.
-
Разработать методику снижения динамической нагруженности трубопроводной системы с учетом процессов виброакустического взаимодействия механической и гидравлической подсистем.
-
Разработать методику расчета конструктивных параметров гасителей колебаний с учетом прочностных характеристик их элементов на основе создания методов численного моделирования характеристик гасителей колебаний рабочей жидкости.
-
На базе экспериментальных исследований получить полуэмпирические модели элементов трубопроводных систем. Разработать методики анализа данных экспериментального исследования динамических процессов в трубопроводных системах.
Методы исследований включают анализ источников научно-технической информации, постановку задач и проведение теоретических и экспериментальных исследований. Теоретические исследования базируются на применении основных положений теории колебаний, теоретической и вычислительной гидродинамики и акустики, механики стержней, включая методы электродинамической аналогии, метод четырехполюсников, импедансный метод, метод конечных разностей, метод конечных элементов. Экспериментальные исследования базируются на применении основных положений теории математической статистики, теории планирования эксперимента и обработки результатов экспериментальных исследований.
Научная новизна работы заключается в том, что впервые получены следующие результаты:
-
Разработан метод комплексного исследования виброакустического состояния трубопроводных систем, позволяющий анализировать влияние гасителей колебаний рабочей жидкости как на пульсационную, так и на вибрационную нагруженность систем.
-
Разработана математическая модель виброакустических процессов в трубопроводных системах сложной пространственной конфигурации, учитывающая одновременное воздействие на систему силового возбуждения со стороны рабочей жидкости и кинематического возбуждения от присоединенных опор и агрегатов и позволяющая оценивать прочностные характеристики таких трубопроводных систем.
-
Разработан комплексный метод проектирования трубопроводных систем, обеспечивающий требуемые виброакустические и прочностные характеристики в условиях одновременного воздействия на трубопроводы статического нагружения давлением и динамического нагружения пульсациями рабочей жидкости, кинематического возбуждения со стороны опор и присоединенных агрегатов, температурных и внешних силовых нагрузок.
-
На основе развития теоретического описания процессов виброакустического взаимодействия в гидромеханических системах разработана математическая модель динамики и прочности трубопроводных систем с гасителями колебаний.
-
Разработаны конечно-элементные модели гасителей колебаний жидкости, позволяющие определять комплекс собственных характеристик гасителей с учетом распределенности параметров всех их элементов, а также их прочностные характеристики в условиях пульсирующего потока рабочей жидкости.
-
Разработан алгоритм выбора схемы и конструктивных характеристик гасителей колебаний жидкости, мест их установки в систему, обеспечивающий требуемое снижение вибрационных и пульсационных нагрузок при выполнении условий технического задания по гидравлическому сопротивлению, габаритам и массе.
-
Разработаны методы определения интегральных виброакустических характеристик пневмогидромеханических систем на основе вейвлет-анализа экспериментальных данных.
Практическая ценность и реализация результатов работы.
Практическая ценность проведенных исследований заключается в следующем:
1. Разработанная методика моделирования динамических характеристик трубопроводных систем позволяет определять их виброакустические и прочностные характеристики и оценивать на этой базе работоспособность систем, а также необходимость проведения мероприятий по ее повышению.
2. Разработанный метод проектирования гасителей колебаний рабочей жидкости позволяет создавать эффективные конструкции устройств, обеспечивающих снижение как пульсационных, так и вибрационных нагрузок в гидромеханических системах.
3. Предложенный метод численного моделирования динамических характеристик гасителей колебаний в распределенных параметрах расширяет частотный диапазон получения достоверных результатов, что сокращает затраты на доводку гасителей.
4. Разработанные методы и программные средства определения виброакустических характеристик на базе вейвлет-анализа позволяют сократить сроки и повысить точность обработки экспериментальных данных при динамических испытаниях элементов гидромеханических систем.
Результаты, полученные в работе, использованы:
- в ФГУП «ГНП РКЦ «ЦСКБ-Прогресс» при разработке мероприятий по исключению усталостных разрушений трубопроводов агрегата привода для наземных испытаний рулевых машин ракетоносителя;
- в ОАО «Самарское конструкторское бюро машиностроения» при расчете виброакустических характеристик трубопроводных систем с пульсирующим потоком рабочей жидкости, для планирования экспериментов и математической обработки полученных результатов при определении резонансных частот гидромеханических систем;
- на Сызранской ТЭЦ при разработке мероприятий по исключению разрушений маслонасоса турбогенератора;
- в Институте акустики машин при проектировании гасителей колебаний рабочей жидкости;
- в Самарском государственном аэрокосмическом университете при совершенствовании учебных курсов «Динамические измерения и обработка экспериментальных данных» и «Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем».
Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на Международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» (Самара, 1997, 2001, 2006 гг.), 139-ой конференции Акустического общества Америки (Атланта, США, 2000 г.), IV Всероссийской научно-практической конференции «Решетневские чтения» (Красноярск, 2000 г.), 140-ой конференции Акустического общества Америки (Ньюпорт Бич, США, 2000 г.), Международной научной конференции «XXVIII Гагаринские чтения» (Москва, 2002 г.), III конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 2003 г.), Международной научно-технической конференции «Современное состояние и перспективы развития гидромашиностроения в XXI веке» (Санкт-Петербург, 2003 г.), IV конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 2004 г.), VII Международном симпозиуме «Transport Noise and Vibration» (Санкт-Петербург, 2004 г.), IV Школе-семинаре молодых ученых и специалистов «Проблемы тепломассообмена и гидродинамики в энергомашиностроении» (Казань, 2004 г.), V конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 2005 г.), XIV Международном научно-техническом семинаре «Современные технологии в задачах управления, автоматики и обработки информации» (Алушта, Украина, 2005 г.), VI Международной научно-практической конференции «Людина i Космос» (Днепропетровск, Украина, 2005 г.), III Международной научно-технической конференции «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» (Санкт-Петербург, 2005 г.), 5-ой международной научно-технической конференции «Обеспечение и повышение качества машин на этапах их жизненного цикла» (Брянск, 2005 г.), XIII международном конгрессе «Sound and Vibration (ICSV13)» (Вена, Австрия, 2006 г.), VII Международной научно-практической конференции «Людина i Космос» (Днепропетровск, Украина, 2006 г.), 5-ой международной конференции «Авиация и космонавтика – 2006» (Москва, 2006 г.), X международной научной конференции «Решетневские Чтения» (Красноярск, 2006 г.), VIII Международной научно-практической конференции «Людина i Космос» (Днепропетровск, Украина, 2007 г.), Международной конференции «Power Transmission and Motion Control 2007» (Бас, Великобритания, 2007 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 72 научные работы, в том числе 2 монографии, 1 патент на изобретение, 1 патент на полезную модель.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения и списка литературы. Содержит 353 страницы текста, включая 160 рисунков, 8 таблиц, списка использованных источников из 133 наименований.
Аналитические модели динамических характеристик элементов пневмогидромеханических систем
Поскольку основное внимание в диссертации уделено процессам виброакустического взаимодействия в пневмогидромеханических системах, то и обзор математических моделей необходимо начать с математических моделей связанных колебаний рабочей среды и сружающей ее оболочки. Так как изучение процессов в рабочих средах со свободной поверхностью не входит в цели и задачи диссертации, то и здесь подобный анализ будет запущен. Следует отметить, что результаты теоретического исследования явлений виброакустического взаимодействия чрезвычайно малочисленны и к настоящему времени не создано описывающей их единой стройной теории. Некоторые теоретические результаты представлены в [49, 57, 78, 79, 80, 113, 128, 129]. При этом многие исследования ограничены предположением о возможности описания акустических процессов в рабочей среде одномерным волновым уравнением. В [128] моделирование процессов виброакустического взаимодействия реализовано для анала прямоугольного сечения с одной податливой и тремя жесткими ограничивающими оверхностями (рис. 1.13). Показано, что форма вибрации податливой пластины, эзбуждаемой пульсациями давления рабочей среды, представляет собой суперпозицию по меньшей мере двух собственных форм колебаний. Для рассматриваемого частного случая вязанных колебаний составлен функционал Astley [113].
На примере работы [128] можно показать наиболее общие подходы к аналитическому писанию процессов виброакустического взаимодействия в пневмогидромеханических системах. Однако математическая модель разработана для конкретного частного случая и никак не может быть преобразована в обобщенное математическое описание процессов иброакустического взаимодействия. Более того, можно отметить, что современное состояние науки не позволяет решить указанную задачу в общем случае. Настоящий этап развития этого научного направления как раз и состоит в разработке математического писания тех или иных частных случаев, накоплении экспериментального материала.
Большое внимание в настоящее время уделяется созданию методов моделирования динамических характеристик гидронасосов [17, 18, 19, 40, 41, 48, 49, 64, 71, 78, 105, 108, 124, 25]. Связано это, как уже отмечалось выше, с тем, что на стадии проектирования наиболее эффективным способом обеспечения виброакустического качества гидромеханической системы является снижение пульсационной производительности насосного агрегата. А это «возможно без тщательного моделирования его динамических характеристик.
Из приведенных выше работ, посвященных математическому моделированию характеристик насосов, лишь небольшая часть рассматривает и использует аналитические методы моделирования. В [40] представлены математические модели динамических характеристик аксиально-плунжерных гидромашин. Показано, что подача такого насоса в :нагнетательный трубопровод складывается из двух составляющих - кинематической подачи : подачи сжатия, обусловленной сжимаемостью рабочей жидкости. Приводятся формулы ;ля расчета временных зависимостей этих составляющих подачи. Однако в работе принят ад серьезных допущений. Так, например, для простоты принимается трапецеидальная форма индикаторной диаграммы с линейным изменением давления по углу поворота блока цилиндров. Кроме того, в модели довольно упрощенно задаются граничные условия.
В [19, 49, 108] представлена математическая модель динамики шестеренного насоса. Пестеренный насос представлен в виде эквивалентной разветвленной гидравлической цепи, которую входят цепи периферийных утечек в зоне зацепления. Система уравнений, описывающая процессы внутри насоса, замыкается уравнениями нагрузок, присоединенных нему по линиям всасывания, нагнетания и механического привода. Полученная модель позволяет достаточно точно моделировать пульсационную производительность насоса, однако никаких уравнений, описывающих его вибрационное состояние, в модель не входит. Одним из серьезных допущений является не учет сжимаемости рабочей жидкости. Кроме ого, модель чрезвычайно громоздка при анализе и практически не позволяет получить никаких аналитических выражений для выходных процессов насоса.
В [64, 71, 105] основное внимание уделено моделированию динамических характеристик лопастных насосов. В [64] разработаны аналитические модели для расчета пульсаций давления и скорости в лопастных насосах, методы оптимизации динамических, габаритных и эксплуатационных характеристик. Однако в уравнения разработанных математических моделей зачастую входят эмпирические коэффициенты, что снижает общность проделанного анализа. Кроме того, как и во многих других работах, недостаточно внимания уделено описанию граничных условий - динамических характеристик присоединенных гидравлических цепей. В [71, 105] акцент сделан на моделировании динамических характеристик лопастных насосов, работающих в условиях кавитации (как развитой, так и скрытой). Поскольку в данной научной области еще нет однозначного понимания физики происходящих явлений, то и разработанные математические модели (при всей их безусловной научной ценности) зачастую многовариантны и взаимопротиворечивы. В [41] также сформулирована математическая модель динамики шнекоцентробежного насоса, в том числе и в условиях кавитации. Модель работы [41] имеет большую общность, чем [64]. В ней детально учтены динамические характеристики присоединенных гидравлических цепей. Однако, в [41], как и в [64] используется ряд коэффициентов, определяемых по экспериментальным графикам напорной и расходной характеристик, что сдерживает использование этой математической модели на стадии проектирования как насоса, так и системы в целом.
В [78] математическая модель шнекоцентробежного насоса рассматривается с точки зрения распространения с выхода на вход насоса внешних вынужденных пульсаций давления. При этом учитывается кавитационные явления в полостях шнекоцентробежного насоса. Ряд коэффициентов, входящих в эту модель взят из работы [71, 105], где они определены эмпирически. Таким образом, нельзя не отметить полуэмпирический характер аналитической модели работы [78], что также ограничивает возможность ее использования на стадии проектирования насосного агрегата. Модель основана на использовании импедансного метода, что ограничивает область ее использования установившимися режимами работы гидравлической системы.
Проделанный анализ позволяет сделать вывод, что решение задачи расчета виброакустических характеристик насосных агрегатов различных типов аналитическими методами представляет собой весьма сложную и очень редко до конца разрешимую проблему.
Другим, не менее важным, чем насос, элементом гидромеханических систем, которому посвящены обширные экспериментальные и теоретические исследования, является грубопровод. Результаты аналитического моделирования виброакустических характеристик грубопроводов представлены в работах [19, 20, 22, 23, 24, 41, 49, 73, 78, 93, 110, 119, 134]. Влияние трубопровода учитывается, в основном, путем коррекции значения модуля упругости рабочей жидкости, например, из [73].
Вопросы воздействия пульсирующего потока рабочей жидкости на вибрационные характеристики трубопровода рассмотрены в существенно меньшем числе работ. Аналитическому моделированию виброакустических характеристик трубопроводов при их силовом возбуждении колебаниями давления рабочей жидкости посвящены работы [1, 43, 79, 90]. Пионерской в этом направлении является работа [43]. В этой работе решается задача определения вибропараметров при параметрических колебаниях прямолинейного участка трубопровода на податливых опорах с линейными упругими характеристиками с учетом демпфирования. Несмотря на очевидную важность работы [43], нельзя не отметить ее недостатков.
В работе [1] разработан аналитический метод исследования устойчивости трубопроводной системы с учетом расширенного спектра внешних воздействий, таких как старение материала, воздействие неустановившегося потока жидкости (газа), вязкоупругого основания, сжимающего (растягивающего) продольного усилия. Исследования проводились на основе следующего модельного уравнения.
Конечно-элементное моделирование динамических характеристик гасителей колебаний давления рабочей жидкости
Рассмотрим, как изменяется вид этих графиков при учете в аналитической модели распреленности параметров инерционного канала. Выражение для коэффициентов матрицы передачи и комплекса собственных характеристик гасителя получаются подстановкой соотношения (4.1) в формулы (2.4) и (2.5). Расчетные зависимости в графическом виде представлены на рис. 4.2 и 4.3 (кривые 2).
Однако прежде чем обсуждать сходство или различие результатов моделирования по аналитическим моделям в сосредоточенных параметрах и с учетом распределенности параметров инерционного канала, проведем расчет характеристик гасителя колебаний на базе использования предложенной методики конечно-элементного моделирования. Задача решалась в осесимметричной постановке (двумерная модель) с использованием встроенного в ANSYS языка программирование APDL. Листинг расчетной программы для одного из вычислительных экспериментов приведен в приложении 1. При построении модели использованы дополнительные допущения:
1) на границе «жидкость - структура» поглощение энергии звуковых волн отсутствует;
2) корпус гасителя и инерционный канал - абсолютно жестокие.
Результаты расчета коэффициента собственного затухания, волновых сопротивлений со стороны входа и выхода и частотнозависимых коэффициентов матрицы передачи гасителя колебаний в программном комплексе ANSYS с использованием предложенной методики и разработанной конечно-элементной модели представлены на рис. 4.2 и 4.3 (кривые 3).
Сравнение результатов расчета по аналитическим моделям в сосредоточенных параметрах и с учетом распределенности параметров центрального канала показывает их некоторое количественное различие. Однако, качественно почти все характеристики этих двух моделей схожи друг с другом. Некоторое отличие наблюдается для коэффициента D. Для модели в сосредоточенных параметрах этот коэффициент частотнонезависим и равен единице. При учете распределенности параметров инерционного канала в рассмотренном диапазоне частот со = 0...5 зависимость этого коэффициента от частоты представляет собой монотонно убывающую кривую.
Если же сравнить результаты расчетов по аналитическим и численной моделям, то можно сделать вывод, что при со 2 различие результатов по всем моделям незначительное. Однако, при со 2 появляется их качественное расхождение. Так, коэффициенты В и С для аналитических моделей является монотонно возрастающими с увеличением со . В то же время графики этих коэффициентов для конечно-элементной модели имеют максимум, после которого их значения убывают.
Аналогичная ситуация наблюдается и для коэффициента собственного затухания Кс (рис. 4.3,а). Для аналитических моделей при со 1 зависимость Кс{со) монотонно возрастает. Для конечно-элементной модели она характеризуется максимумом при со = 2,6...2,8 и минимумом при со = 3,9. При со » 4 величина коэффициента собственного затухания Кс приближается к единице и диапазон частот со = 3,7...4,2 является полосой пропускания гасителя. Поскольку ниже будут приведены расчетное обоснование и описание причин появления полосы пропускания, то здесь лишь кратко остановимся на физике процесса. Данный гаситель, относящийся к классу акустических фильтров низких частот, обеспечивает ограничение интенсивности колебаний в гидравлической системе за счет их отражения. При этом для колебательной составляющей потока рабочей жидкости расширительная полость обладает существенно меньшим сопротивлением по сравнению с зауженным центральным каналом, что и обеспечивает локализацию пульсаций давления на входном участке гасителя. Однако расширительная полость является пространственно распределенным элементом достаточно сложной формы, в котором реализуются процессы интерференции акустических волн. При со »4 возникает ситуация, когда из-за данной интерференции полость начинает представлять существенное сопротивление колебательной составляющей потока рабочей жидкости и пульсации давления через инерционный канал проникают на выход гасителя, снижая коэффициент собственного затухания. С дальнейшим ростом частоты вновь происходит перераспределение положения узлов и пучностей в расширительной полости, что обеспечивает ее эффективную работу в структуре гасителя. Коэффициент собственного затухания при этом возрастает. Качественное отличие аналитических и конечно-элементной моделей наблюдается и для зависимости ZC1 (со) при со 3 (рис. 4.3,6). Для аналитических моделей при со графики этой функции являются монотонно возрастающими. Для конечно-элементной модели при со « 3,8 \ZC1 — оо, т.е. имеет место резонансное увеличение \ZC1 .
Такое различие результатов по аналитическим и конечно-элементной моделям объясняется отсутствием учета в аналитических моделях распределенности параметров расширительной полости. Здесь еще раз следует отметить, что учет распределенности только параметров инерционного канала не приводит к качественному изменению вида характеристик гасителя по сравнению с моделью в сосредоточенных параметрах.
Более детально сейчас остановимся на свойствах расширительной полости. Матричное уравнение гидравлической емкости в сосредоточенных параметрах записывается в виде (1.8). Согласно этому соотношению амплитуда колебаний давления во всех точках емкости является одинаковой. Однако понятно, что интерференция волн при их отражении от стенок емкости (особенно для случаев их сложной пространственной конфигурации) приводит к нарушению данного соотношения и расширительная полость перестает работать как идеальная гидравлическая емкость. В качестве иллюстрации сказанного на рис. 4.5 приведено распределение амплитуд давлений в расширительной полости рассматриваемого гасителя колебаний в продольном (а) и радиальном (б) направлениях.
Анализ графиков рис. 4.5 показывает, что, если распределенность параметров колебаний в радиальном направлении невелика (р„ф, » 0,984) и ею можно пренебречь, то распределенность в продольном направлении весьма значительна (pmi„ «0,67). Таким образом, представление характеристик полости гасителя колебаний матричным уравнением (1.8) при высоких частотах колебаний приводит к существенному расслоению графических результатов, полученных для аналитических и численной моделей.
Во втором примере рассмотрим двухкаскадный гаситель колебаний схемы Б.5 рис. 2.1. Принципиальная схема и электрический аналог рассматриваемого двухкаскадного гасителя приведены на рис. 4.6. Данный гаситель имеет примерно те же геометрические характеристики (см. рис. 4.7), что и ранее рассмотренный однокаскадный. Поэтому можно ожидать, что выводы, полученные из анализа динамических характеристик однокаскадного гасителя, будут справедливыми и для рассматриваемого гасителя колебаний. Однако, отличие заключается в том, что поперечная перегородка разделяет его расширительную полость на две части. Таким образом, продольный линейный размер полости одного каскада двухкаскадного гасителя, который и определяет распределенность параметров, примерно в два раза меньше, чем в случае однокаскадного. Вследствие меньшего влияния распределенности параметров расширительной полости можно ожидать большей сходимости результатов аналитического и численного моделирования (см. раздел 2). Покажем это расчетом. Переход от обобщенной структуры к схеме выбранного гасителя осуществлялся присвоением элементам X, соответствующих значений. Первый каскад гасителя колебаний реактивного типа имеет следующие элементы: Хс соответствует емкости первого каскада, Хш соответствует индуктивности резонансных трубок первого каскада, XL соответствует индуктивности центрального канала первого каскада, XR1 = оо соответствует сопротивлению первого каскада. Второй каскад гасителя имеет следующие элементы: Хс - емкость второго каскада, Хш - индуктивность резонансных трубок второго каскада, XL - индуктивность центрального канала второго каскада, XR2 = оо -сопротивление второго каскада. XRj =оо соответствует разделительным перегородкам между двумя каскадами. XL0J = XL02 - индуктивности инерционных (резонансных) трубок первого и второго каскада равны. Кроме того, рассматривается симметричный гаситель, у которого объемы расширительной полости первого и второго каскадов равны.
Регистрирующе-анализирующая аппаратура
Регистрирующе-анализирующая аппаратура виброакустической лаборатории позволяет регистрировать, хранить и обрабатывать измеряемые динамические сигналы при помощи автоматизированных систем цифровой обработки. В ее состав входит широкий спектр источников виброакустических процессов, измерительных преобразователей, усилителей, анализаторов: 1. Измерительные преобразователи колебаний давления.
1.1. Комплект датчиков М101АО6 (фирма РСВ) пьезоэлектрического типа со встроенным ІСР-усшгателем, присоединительный размер Ml 0, чувствительность порядка 1,5 мВ/кПа, максимальное статическое давление 34,5 МПа.
1.2. Комплект датчиков ЛХ-412 тензометрического типа, присоединительный размер М20; работают совместно с тензоусилителем 4АНЧ-22; обеспечивают измерение амплитуд колебаний давления в частотном диапазоне до ЗкГц; температурный диапазон - до + 40 С.
1.3. Комплект датчиков ЛХ-611 пьезоэлектрического типа, присоединительный размер Ml8; работают совместно с усилителем заряда РШ-2734; обеспечивают измерение амплитуд колебаний давления в частотном диапазоне до 20кГц; чувствительность не менее 0,2мВ/кПа.
1.4. Комплект датчиков ЛХ-415 тензометрического типа, присоединительный размер М20; работают совместно с тензоусилителем 4АНЧ-22; обеспечивают измерение амплитуд колебаний давления в частотном диапазоне до 1кГц; температурный диапазон - до + 40 С.
1.5. Комплект датчиков ЕТМ-375 (фирма Kulite) пьезорезистивного типа, присоединительный размер М10; напряжение питания 12 + 4В; обеспечивают измерение амплитуд колебаний давления в частотном диапазоне до 5кГц; температурный диапазон - от — 55" С +120 С.
2. Измерительные преобразователи вибрации.
2.1. Комплект датчиков ДН-4М1 пьезоэлектрического типа; масса 13 г; частотный диапазон -до 12,6 кГц.
2.2. Комплект датчиков ДН-ЗМ1 пьезоэлектрического типа; масса 50 г; частотный диапазон -до 5кГц.
2.3. Комплект датчиков АР2037 пьезоэлектрического типа со встроенным 1СР-усилителем; масса - 10 г; частотный диапазон -до 15 кГц; осевая чувствительность 10 мВ/g.
2.4. Комплект трехкомпонентных датчиков М356В21 (фирма РСВ) пьезоэлектрического типа со встроенным ICP-усилителем; масса - 4 г; частотный диапазон - до 10кГц; чувствительностью мВ/g 2.5. Комплект датчиков М353В16 (фирма РСВ) пьезоэлектрического типа со встроенным ІСР-усилителем; масса - 1,5 г; частотный диапазон - до 20кГц; осевая чувствительность 10 мВ/g.
2.6. Комплект датчиков АР98-100-01 пьезоэлектрического типа со встроенным ІСР усилителем; масса - 25 г; частотный диапазон - до 12кГц; осевая чувствительность 100+2% мВ/g.
3. Измерительные преобразователи шума.
3.1. Комплект 1/2 микрофонов типа 40AF с предусилителями типа 26АК (фирма GRAS); чувствительность 47,46 мВ/Па; напряжение поляризации - 200В; частотный диапазон -от 3 Гц до 20кГц.
3.2. Комплект 1/2 микрофонов модели 2640РМ с предусилителями (фирма Larson-Davis); чувствительность 16,04 мВ/Па; напряжение поляризации - 200 В ; частотный диапазон от 3 Гц до 20кГц.
4. Измерительные усилители
4.1. Измеритель шума и вибрации ВШВ-003-М2, обеспечивающий измерение уровней звукового давления и параметров вибрации в диапазоне частот от 2 Гц до 18 кГц и в октавных полосах в диапазоне частот от 2 Гц до 8 кГц.
4.2. Точный импульсный шумомер 00 023.
4.3. Четырехканальный усилитель заряда РШ-2734, обеспечивающий усиление зарядовых сигналов с пьезоэлектрических измерительных преобразователей в частотном диапазоне 0,05 Гц - 200 кГц и имеющий 6 дискретных значений коэффициентов усиления на каждый канал.
4.4. Прецизионный шумомер и анализатор спектра Октава 101А, предназначенный для измерения шума в диапазоне уровней 16...146дБА .
4.5. Четырехканальный шумомер, виброметр, анализатор спектра SVAN-959, обеспечивающий измерение всех параметров акустических и вибрационных сигналов. Частотный диапазон - от 1 Гц до 20кГц. Диапазон измерений: шума - от 25 до 140дБА, виброускорений - от 56 до 260 дБ (относительно 10 мм/с2).
4.6. Портативная 12-канальная система для измерения, регистрации и анализа данных LMS SCADAS Mobile. Обеспечивает частоту опроса до 102,4 кГц на каждый канал с 24-битным разрешением.
4.7. Универсальный мобильный 8-канальный измерительный комплекс MIC-400D для регистрации и анализа как динамических, так и статических параметров.
4.8. Усилитель мощности LV-103.
4.9. Усилитель согласующий ПУ.НЖ-1-002. Коэффициент гармоник усилителя в диапазоне частот от 20 Гц до 100 кГц - не более 0,5%. Предел погрешности в режиме усилителя заряда - не более ± 2%.
5. Генераторы динамических сигналов.
5.1. Звуковой генератор ЗГ-39.
5.2. Калибратор акустический CAL200. Частота генерируемого сигнала 1кГц. Уровни генерируемого сигнала - 94 и 114 дБ.
5.3. Калибратор акустический CAL250. Частота генерируемого сигнала 250Гц. Уровень генерируемого сигнала -114 дБ.
5.4. Портативный виброкалибратор 394С06. Частота генерируемого сигнала 159,2 Гц.
Генерируемая виброперегрузка - \g.
5.5. Вибростол TIRAvib S 522. Максимальное выталкивающее усиление - 200Н. Частотный диапазон - до 7 кГц. Максимальное виброускорение - lOOg.
Кроме указанной выше номенклатуры в созданном комплексе виброакустических лабораторий используется следующая специализированная аппаратура и оборудование: всенаправленный источник звука (додекаэдр) Д301, усилитель мощности с генератором белого и розового шума АМ301, комплект источников питания ICP одноканальных R480C02 с ni-cad аккумуляторами и зарядными устройствами, сетевой 4-канальный ICP блок питания 482А22 и многое другое.
Экспериментальные исследования комплекса собственных характеристик гасителей колебаний давления рабочей жидкости
В рассмотренном выше (см. раздел 5) алгоритме автоматизированного проектирования оптимального корректирующего устройства, предназначенного для снижения виброакустических нагрузок в гидромеханических системах, важным этапом является расчет динамических характеристик КУ. Теоретическая база расчета разработана достаточно полно (см. разделы 2, 4, 5). Однако лишь результаты экспериментальных исследований позволяют судить об адекватности характеристик расчетной модели и свойств реального объекта. В данном разделе рассматривается методика исследования динамических характеристик агрегатов гидравлических систем, математическая модель которых описывается пассивным четырехполюсником (это гасители колебаний рабочей жидкости, трубопроводы, фильтры, различные полости), и приводятся результаты экспериментального исследования характеристик трубопровода и регулируемого гасителя колебаний.
Здесь необходимо повторить, что при использовании понятия "четырехполюсник" динамические свойства элемента гидравлической системы полностью описываются матрицей передачи, с помощью которой устанавливается связь между комплексными амплитудами давления и расхода на входе и выходе гасителя. Знание частотно зависимых коэффициентов матрицы передачи А(сф, В (а), С(а), D(o) позволяет достаточно просто переходить и к другим динамическим характеристикам, например, к волновым сопротивлениям и коэффициенту собственного затухания (см. разделы 2, 4).
Таким образом, в наиболее общей постановке задача экспериментального исследования динамических характеристик устройств коррекции и многих других элементов гидросистем может быть сведена к определению частотнозависимых коэффициентов матрицы передачи этих устройств.
Решение этой задачи показано в работах [82,109, 111]. При экспериментальном определении величины параметров A,B,C,D исследуемого элемента трубопроводной системы необходимо измерять значения амплитуд колебаний давления и объемной скорости на входе и выходе, а также фазовые соотношения между ними. В настоящее время средства измерения переменного расхода чрезвычайно дороги. Кроме того, их использование не всегда возможно конструктивно. Поэтому применяемые на практике методы экспериментального определения динамических характеристик направлены в обход непосредственного измерения переменного расхода. В этой работе рассматривается метод экспериментального определения параметров А, В, С, D в трех опытах без измерения объемной скорости, где предполагается использование одного элемента трубопроводной системы с известной частотной характеристикой и трех датчиков давления согласно схеме рис. 6.38. При этом используется свойство пассивных четырехполюсников изменять места коэффициентов А и D в матрице передачи при перемене входа и выхода устройства.
Обозначим на схеме рис. 6.38: параметры элемента трубопроводной системы с известными частотными характеристиками -Ai, Bi, Cj,Di; параметры исследуемого объекта - Д» В» Сх, Dx.
Анализ графиков позволяет отметить удовлетворительную сходимость теоретических и экспериментальных результатов. Некоторое несоответствие результатов может быть объяснено влиянием погрешностей измерительного канала.
Предпринимались также поцытки определения комплекса динамических характеристик и по высшим гармоникам пульсатора (второй - четвертой). Однако в этой области частот было зафиксировано весьма существенное расхождение между расчетными и экспериментальными значениями характеристик. Объясняется это тем, что амплитуды высших гармоник пульсатора существенно меньше амплитуды основной гармоники возбуждения (разница составляет 1-2 порядка), следовательно, увеличивается погрешность определения амплитуды. А особенностью метода является весьма существенная зависимость погрешности определяемых значений коэффициента собственного затухания Кс и волнового сопротивления Ze от отклонения измеренного значения амплитуды сигнала относительно ее расчетной величины. Так на рис. 6.40 показано, как деформируются значения Кс и ZB при наличии систематической погрешности в 5% хотя бы по одному измерительному каналу. Коэффициент передачи погрешности достигает значений: 4 для коэффициента собственного затухания и 50 для модуля волнового сопротивления. Из вышеизложенного можно сделать вывод, что увеличение точности определения динамических характеристик агрегатов гидравлических систем возможно путем применения более точного измерительного оборудования (в частности применения АЦП с большим числом разрядов).
Рассмотренный метод был использован для экспериментального определения комплекса собственных характеристик Кс, Zcl, ZC2 гасителя колебаний давления, конструктивная схема которого приведена на рис. 6.41. Гаситель колебаний имел следующие конструктив-ные параметры: цк=0.25 м; d«K=8 мм; =0.25 10 м . Величины сопротивлений МР-дросселей по результатам статических проливок составили 9376 и 7501 МПа с/м3. Исследования, как и в предыдущем случае, проводились на масле АМГ-10. Для сопоставления теоретических и экспериментальных результатов был проведен расчет характеристик гасителя на основе разработанной математической модели в сосредоточенных параметрах (см. раздел 2.2) при следующих относительных безразмерных параметрах: Rj=2; R2=l.6; 1.28 » 7.23. Эти величины определены в соответствии с фактическими конструктивными параметрами и сопротивлениями, действительной скоростью распространения звука, найденной в результате экспериментов, по соотношениям.
Анализ графиков позволяет отметить удовлетворительную сходимость теоретических и экспериментальных результатов.
По рассматриваемому методу проводились также экспериментальные исследования комплекса собственных характеристик и частотно-зависимых коэффициентов матрицы передачи регулируемого гасителя колебаний, конструктивная схема которого приведена на рис. 6.43. Структурная схема гасителя изображена на рис. 6.44. Гаситель колебаний давления имеет следующие регулируемые параметры:
- длина проточного канала и емкость расширительной полости;
- активное сопротивление жиклеров на входе;
- индуктивное сопротивление резонансных трубок на входе;
- активное сопротивление жиклеров на выходе.
Достоинствами этого гасителя колебаний являются:
- возможность регулирования многих параметров гасителя позволяет "на месте" настраивать его на максимальное снижение виброакустических нагрузок;
- зная зависимость характеристик гасителя колебаний давления от значений его регулируемых параметров, возможно его использование при исследованиях динамических характеристик источников колебаний по методике, рассмотренной в работах [6, ПО]. Эта методика предусматривает использование трех различных гидравлических нагрузок для определения пульсационной производительности и внутреннего импеданса насоса. Использование регулируемого гасителя колебаний позволяет при одном монтаже экспериментальной установки получить три различные нагрузки изменением значений регулируемых параметров гасителя.
Было проведено исследование численными методами степени «расслоения» собственных характеристик рассматриваемого гасителя колебаний давления при изменении настройки его регулируемых параметров. При этом расчеты проводились при постоянных длине проточного канала и емкости расширительной полости, так как после установки КУ в реальную систему изменение этих регулируемых параметров может быть невозможно вследствие жесткой компоновки системы. Некоторые результаты расчета представлены на рис. 6.45-6.47.
Каждому из изображенных на рис. 6.45 графиков соответствует свое определенное значение длины резонансной трубки, выражающееся через ее относительную индуктивность (под относительной индуктивностью здесь понимается отношение индуктивности резонансной трубки текущей длины к ее максимально возможному значению при данном конструктивном исполнении).
