Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ влияния динамических нагрузок на работоспособность пневматических и гидромеханических систем 13
1.1 Динамические нагрузки в пневматических и гидромеханических системах 13
1.2 Анализ подходов к снижению повышенных динамических нагрузок в пневматических и гидромеханических системах 26
1.3 Анализ методов расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем 31
1.3.1 Анализ методов моделирования турбулентных пульсаций давления и гидродинамического шума 31
1.3.2 Анализ методов моделирования автоколебаний в пневматических системах с регуляторами потока 44
Выводы по разделу 1 53
2 Разработка метода расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем с корректирующими устройствами 55
2.1 Метод расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем 56
2.2 Методика анализа процессов формирования динамических нагрузок в центральном канале гасителя пульсаций 61
2.3 Методика анализа процессов формирования динамических нагрузок в регуляторах потока 62
Выводы по разделу 2 64
3 Математическое моделирование динамических характеристик гасителей колебаний гидромеханических систем 65
3.1 Допущения и область применения разработанной математической модели гасителя . 65
3.2 Выбор структуры гасителя. Предварительное определение динамических характеристик 71
3.3 Моделирование турбулентных пульсаций давления в гасителе колебаний 84
3.4 Моделирование динамических характеристик гидромеханической системы с гасителями колебаний 92
3.5 Проверка адекватности математической модели гасителя 102
3 3.6 Метод виртуальных динамических испытаний гидромеханической системы с гасителями колебаний 108
Выводы по разделу 3 109
4 Математическое моделирование динамических характеристик пневматической системы с регулятором потока 111
4.1 Допущения и область применения разработанной математической модели пневматической системы с регулятором потока 111
4.2 Методика численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала 112
4.3 Моделирование течения газа в запорно-регулирующем элементе регулятора потока 119
4.4 Проверка адекватности методики численного моделирования сверхзвукового
течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала 130
4.5 Моделирование динамических характеристик пневматической системы с регулятором потока 132
4.6 Проверка адекватности математической модели пневматической системы с регулятором потока 144
4.7 Метод виртуальных динамических испытаний пневматической системы с регулятором потока 145
Выводы по разделу 4 146
5 Экспериментальные исследования динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем 147
5.1 Исследование динамических процессов в гидромеханических системах с гасителями колебаний 147
5.1.1 Экспериментальное оборудование для исследования динамических процессов в гидромеханических системах с гасителями колебаний 148
5.1.2 Исследование фонового уровня динамических процессов в гидромеханической системе 152
5.1.3 Исследование динамических процессов в гидромеханической системе с гасителями колебаний 155
5.1.4 Исследование динамических процессов в гасителях колебаний 157
5.2 Исследование динамических процессов в пневматических системах с регуляторами потока 159
5.2.1 Экспериментальное оборудование для исследования динамических процессов в пневматических системах с регуляторами потока 159
5.2.2 Исследование динамических характеристик пневматических систем с регуляторами потока при воздействии стационарного потока воздуха 167
5.2.3 Исследование динамических характеристик пневматических систем с регуляторами потока при воздействии внешней вибрационной нагрузки 179
5.2.4 Исследование динамических характеристик пневматических систем с регуляторами потока при воздействии внутренней пульсационной нагрузки . 182
5.2.5 Анализ условий возникновения автоколебаний в пневматических систем с регуляторами потока 184
5.2.6 Методика экспериментального определения силы дросселируемого газа, действующей на запорно-регулирующий элемент при возникновении автоколебаний в регуляторе потока 186
Выводы по разделу 5 190
6 Практическое использование результатов научной работы 192
6.1 Разработка средств снижения динамических нагрузок в испытательном гидравлическом стенде 192
6.2 Разработка средств снижения динамических нагрузок в испытательном стенде с дренажно-предохранительным клапаном 196
Выводы по разделу 6 199
Заключение 200
Список литературы
- Анализ подходов к снижению повышенных динамических нагрузок в пневматических и гидромеханических системах
- Моделирование динамических характеристик гидромеханической системы с гасителями колебаний
- Методика численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала
- Экспериментальное оборудование для исследования динамических процессов в гидромеханических системах с гасителями колебаний
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Важной проблемой при создании пневматических и гидромеханических систем (ПГС) является обеспечение работоспособности в условиях воздействия динамических нагрузок, таких как вибрация агрегатов и трубопроводов, автоколебания подвижных регулирующих элементов арматуры, акустические и турбулентные пульсации давления рабочей среды и гидродинамический шум. Наиболее остро вопрос снижения динамической нагру-женности ПГС стоит при создании и отработке топливных систем и систем управления летательных аппаратов, а также изделий кораблестроения. Это связано с их высокой энергоёмкостью, которая, как правило, интенсифицирует динамические нагрузки, приводящие к поломкам механических элементов агрегатов и трубопроводов ПГС, а также к отклонению характеристик систем автоматического регулирования, вызывающих, например, возникновение нештатных и аварийных ситуаций.
Повышенные пульсации рабочей среды вызывают вибрацию агрегатов, приводящую к усталостному разрушению корпусных элементов, разрыву трубопроводов, выходу из строя элементов насосов. К примеру, вибрация агрегатов гидросистемы самолёта АН-124, вызываемая пульсациями от насосной станции, приводила к поломкам сигнализаторов давления и разрушению сёдел обратных клапанов. Пульсации, генерируемые насосом в трубопроводах топливной системы двигателя НК-86, приводили к образованию трещин оболочек тракта второго контура двигателя и разрушению его шумоглушащего покрытия. Пульсации, создаваемые насосом в гидросистеме стенда для испытаний рулевых машин ракеты-носителя "Союз", приводили к возникновению продольных трещин в его трубопроводах.
Автоколебания регуляторов потока приводят к их износу и поломкам, снижению качества переходных процессов и точности регулирования, вызывают перегрузки в присоединённой системе. Например, автоколебания клапана постоянного перепада давления регулятора АДТ-16 приводили к возникновению пульсаций в камере сгорания и разрушению диска первой ступени турбины двигателя НК-16СТ. Автоколебания, возникающие в топливной системе двигателя Д-30Ф, приводили к его "зависанию" на режиме малого газа. Автоколебания дренажно-предохранительного клапана ракеты-носителя "Союз", выявленные при его испытаниях, приводили к разрушению седла тарели и её направляющих.
Турбулентные пульсации давления в трубопроводах судовых систем управления на наиболее напряжённых высокорасходных режимах работы приводят к повышению гидродинамического шума и росту усталостных нагрузок на механическую структуру агрегатов, а также являются причиной зарождения и интенсификации кавитационных процессов, вызывающих эрозию внутренних поверхностей регулирующей арматуры. Важность проблемы многократно возрастает, когда речь заходит о проверке работоспособности агрегатов на испытательных стендах. Это связано с тем, что интенсивному динамическому воздействию в связи с необходимостью имитации наиболее напряжённых режимов работы подвержены не только испытываемые агрегаты, но и элементы самих стендовых установок.
Одним из наиболее эффективных способов снижения уровня динамических нагрузок является использование корректирующих устройств (КУ). Как показано
в работах Ганиева Р.Ф., Попкова В.И. и др., наибольшая доля колебательной мощности ПГС сосредоточена в жидкостном тракте. Поэтому разработка методов проектирования КУ, воздействующих на колебания рабочей среды, позволит решить проблему обеспечения работоспособности ПГС в условиях воздействия повышенных динамических нагрузок. К таким устройствам относятся гасители пульсаций и корректирующие устройства подвижных регулирующих элементов агрегатов.
Существующие методы проектирования КУ основаны на использовании линейных и полуэмпирических моделей динамики рабочей среды. В условиях роста динамической нагруженности ПГС это приводит к тому, что первоначальный образец КУ, как правило, показывает низкую эффективность. Возникает необходимость его экспериментальной доводки, что затрудняет выбор рациональной конструкции КУ и приводит к увеличению временных и материальных затрат при его изготовлении. Поэтому своевременным является разработка новых методов расчёта корректирующих устройств, улучшающих их функциональные характеристики. Это определяет актуальность темы исследования.
Степень разработанности темы. Как отмечено в работах Бугаенко В.Ф., Гликмана Б.Ф., Халатова Е.М., Чегодаева Д.Е. и др. в пневматических системах ракет-носителей одной из важных проблем является обеспечение устойчивости и устранение автоколебаний регуляторов потока рабочей среды. Это связано со сложностью определения расчётным путём параметров КУ, воздействующих на частоты автоколебаний. Математическая модель существующих механизмов возникновения автоколебаний базируется на определении силы газового потока, приложенной к подвижному элементу регулятора. Анализ течения потока в зазоре между подвижным и уплотнительным элементами позволяет выполнять её расчёт. Однако в работах многих авторов определение силы газового потока основано на эмпирических зависимостях для ограниченного круга запорно-регулирующих элементов и данных численных расчётов течений с дозвуковыми скоростями. Работа большинства пневморегуляторов на сверхкритическом перепаде давления усложняет решение поставленной проблемы. Требуется разработка методики численного моделирования сверхзвукового потока, взаимодействующего с твёрдой поверхностью в узком стеснённом канале. Это позволит выполнить виртуальную отработку регулятора в составе системы с использованием математических моделей и выбрать параметры КУ.
В гидромеханических системах изделий кораблестроения основными причинами снижения работоспособности являются вибрация и гидродинамический шум, обусловленные акустическими и турбулентными пульсациями рабочей среды. Эффективным средством подавления пульсаций являются гасители колебаний, различные схемы и области применения которых наиболее полно исследованы в работах академика Шорина В.П. и его учеников. Однако гаситель, рассчитанный на подавление пульсаций, генерируемых гидравлическим насосом, в широком диапазоне частот с помощью существующих методов не приводит к однозначному снижению гидродинамического шума, возникающего от других источников в этом же диапазоне частот. Причина заключается в неучёте возможной интенсификации турбулентных вихревых пульсаций в элементах самого гасителя.
Это может привести к росту гидродинамического шума и усилению вибрационной нагруженности в гидромеханической системе.
Проблема снижения вибрации и гидродинамического шума особенно актуальна при отработке электрогидравлической аппаратуры судовых систем на испытательных стендах (рисунок 1). При этом требуется обеспечивать низкий уровень вибрационной и шумовой помех на виброизмерительном участке. Предварительный анализ показал, что для его динамической изоляции наиболее эффективным является гаситель с постоянным активным волновым сопротивлением (рисунок 2). Он работает в широком спектральном диапазоне, а его способность подавлять пульсации не зависит от места установки. Как показывает проведённый анализ динамических процессов, происходящих в гасителе колебаний, наиболее напряжённым его элементом является центральный канал. Это связано с возможным усилением турбулентных пульсаций в его диффузоре. На высокорасходных и малонапорных режимах амплитуда турбулентных пульсаций может увеличиться до уровня статического давления в системе. Возникающая при этом кавитация приводит к увеличению его динамической нагруженности, развитию эрозии центрального канала и росту гидродинамического шума в присоединённой системе. Существующие методы расчёта гасителей не рассматривают эти процессы. Поэтому разработка новых методов математического моделирования гасителей колебаний, основанных на численном моделировании гидродинамических процессов, позволит выполнить его виртуальную отработку и повысить точность расчёта его эффективности в широком диапазоне режимов работы гидромеханической системы.
Отмеченные проблемы показывают необходимость создания метода расчёта динамических характеристик ПГС с КУ, основанного на математическом моделировании гидродинамических процессов в рабочей среде и учёте степени их воздействия на механическую структуру и присоединённую систему, что позволит повысить эффективность работы КУ по обеспечению работоспособности ПГС в условиях повышенных динамических нагрузок.
Рисунок 1 – Принципиальная схема стенда
Цель исследования состоит в обеспечении работоспособности пневматических и гидромеханических систем за счёт использования методов и средств снижения динамических нагрузок, включающих в себя конструктивные мероприятия,
ЦНС - центробежный насос; ЗК - запорный клапан; ГР - гибкая развязка; ВИУ - виброизмерительный участок; НК - напорный клапан; Р -армированные рукава; РБ - расходный бак; БК -байпасный клапан; СК - сливной клапан
– корпус; 2 – центральный канал; 3
расширительная ёмкость; 4 –
акустическое сопротивление; 5,6 –
присоединительные фланцы
Рисунок 2 – Гаситель пульсаций
с постоянным активным волновым
сопротивлением
разработанные на основе применения методов математического моделирования и виртуальных испытаний таких систем.
Задачи исследования.
-
Анализ влияния динамических нагрузок, таких как пульсации рабочей среды, вибрация и гидродинамический шум, на работоспособность пневматических и гидромеханических систем.
-
Разработка метода расчёта динамических нагрузок в пневматических и гидромеханических системах с корректирующими устройствами, обеспечивающими их работоспособность, за счёт:
снижения повышенных пульсаций, вибрации и гидродинамического шума;
обеспечения устойчивости и устранения автоколебаний.
-
Разработка математической модели гасителя колебаний, обеспечивающего комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума в гидромеханических системах.
-
Разработка моделей расчёта пневматических систем с регуляторами потока с целью повышения их работоспособности путём обеспечения устойчивости и устранения автоколебаний за счёт применения корректирующих устройств.
-
Создание методов виртуальных динамических испытаний пневматических и гидромеханических систем.
-
Разработка и исследование корректирующих устройств с целью проверки адекватности разработанных математических моделей, метода расчёта динамических характеристик и методов виртуальных испытаний.
Научная новизна диссертационной работы заключается в том, что впервые получены следующие результаты.
1 Разработан метод расчёта динамических характеристик пневматических и
гидромеханических систем с корректирующими устройствами, отличающийся
тем, что в нём учитывается вклад турбулентных пульсаций давления, газодина
мической неустойчивости и автоколебаний рабочей среды при определении ди
намических нагрузок, воздействующих на механическую структуру систем.
Разработанный метод позволил повысить достоверность расчёта динамических характеристик:
гидромеханической системы с гасителями колебаний, обеспечивающими комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума;
пневматической системы с регулятором потока,
и на этой основе впервые создать методы виртуальных динамических испытаний агрегатов и систем.
2 Разработана математическая модель гасителя колебаний для гидромехани
ческих систем с диаметром проходного сечения от 6 до 200 мм, впервые учиты
вающая влияние турбулентных пульсаций давления на динамическую нагружен-
ность его собственных элементов, а также на способность гасителя снижать ди
намические нагрузки в присоединённой гидромеханической системе. В отличие
от существующих моделей разработанная модель позволяет с приемлемой по
грешностью, не превышающей 15 %, рассчитывать динамические характеристики
гасителя для систем с режимом течения рабочей среды при числах Рейнольдса до
6,5-106 и Струхаля от 103 до 450.
-
Разработана математическая модель пневматической системы с регулятором потока, впервые учитывающая влияние сверхзвукового нестационарного течения рабочей среды в районе запорно-регулирующего элемента на его динамическую нагруженность и позволяющая более точно описывать условия возникновения автоколебаний с приемлемой погрешностью расчёта их параметров, не превышающей 10 %.
-
Разработана методика численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала, позволившая в три раза повысить точность определения силы воздействия дросселируемой рабочей среды на запорно-регулирующий элемент регулятора потока по сравнению с методиками, использующими существующие модели турбулентности.
5 Разработана методика экспериментального определения силы дроссели
руемого газа, действующей на запорно-регулирующий элемент при возникнове
нии автоколебаний в регуляторе потока.
Теоретическая и практическая значимость работы. Теоретическая значимость работы заключается в том, что разработанный метод расчёта динамических характеристик ПГС с КУ позволил повысить достоверность расчёта динамических характеристик:
- гидромеханической системы с гасителями колебаний, обеспечивающими ком
плексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума;
- пневматической системы с регулятором потока.
Практическая значимость работы заключается в том, что разработанный метод расчёта динамических характеристик ПГС с КУ, а также созданные математические модели и методы динамических виртуальных испытаний корректирующих устройств позволяют:
сокращать объём натурных испытаний пневматических и гидромеханических систем до одного – двух опытных образцов за счёт обеспечения адекватного моделирования динамических процессов на этапе проектирования;
разрабатывать гасители колебаний, обеспечивающие комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума в трубопроводах гидромеханических систем;
разрабатывать конструктивные мероприятия, повышающие устойчивость пневматических систем с регуляторами потока, используемыми, в том числе, в изделиях ракетной техники, исключая при этом этап селективной сборки.
Результаты, полученные в работе, использованы:
при разработке средств повышения устойчивости и устранения автоколебаний дренажно-предохранительного клапана системы наддува и дренажа баков системы топливопитания ракеты-носителя "Союз" (работа выполнена в интересах ФГУП "ГНП РКЦ "ЦСКБ-Прогресс", г. Самара);
при разработке гасителей, снижающих динамические нагрузки в испытательном стенде для тестирования динамических характеристик электрогидравлической аппаратуры судовых систем (работа выполнена в интересах ОАО "Концерн "НПО "Аврора", г. Санкт-Петербург),
что подтверждено соответствующими актами внедрений.
Методы исследований. Общий методологический подход, использованный при выполнении работы, базируется на математическом моделировании процессов взаимодействия гидродинамики течения рабочей жидкости, её акустических колебаний, а также колебаний подвижных элементов агрегатов пневматических и гидромеханических систем. Для решения задач применяются методы аэро- и гидроакустики, механики, вычислительной гидро- и газодинамики, метод четырехполюсников, импедансный метод. Экспериментальные исследования проводились на стендовом оборудовании в "Институте акустики машин при СГАУ", ФГУП ГНП "РКЦ "ЦСКБ-Прогресс", ОАО "Концерн "НПО "Аврора". Экспериментальные данные обрабатывались с использованием методов спектрально-корреляционного анализа.
Объектом исследования являются динамические процессы в пневматических и гидромеханических системах летательных аппаратов и изделий кораблестроения.
Предметом исследования являются методы и методики создания корректирующих устройств, снижающих динамические нагрузки в пневматических и гидромеханических системах.
Положения, выносимые на защиту.
-
Метод расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем с корректирующими устройствами, учитывающий вклад турбулентных пульсаций давления, газодинамической неустойчивости и автоколебаний рабочей среды в определение динамических нагрузок, воздействующих на механическую структуру систем.
-
Метод виртуальных динамических испытаний гидромеханической системы с гасителями колебаний, обеспечивающими комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума.
-
Метод виртуальных динамических испытаний пневматической системы с регулятором потока.
-
Математическая модель гасителя колебаний, учитывающая влияние турбулентных пульсаций давления на динамическую нагруженность его собственных элементов и эффективность гасителя по снижению динамических нагрузок в присоединённой гидромеханической системе.
-
Математическая модель пневматической системы с регулятором потока, учитывающая влияние сверхзвуковых газодинамических процессов в рабочей среде в районе запорно-регулирующего элемента на его динамическую нагружен-ность.
-
Методика численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала, позволяющая определять силу воздействия дросселируемой рабочей среды на запорно-регулирующий элемент регулятора потока.
-
Методика экспериментального определения силы дросселируемого газа, действующей на запорно-регулирующий элемент при возникновении автоколебаний в регуляторе потока.
Достоверность результатов. Достоверность разработанного метода расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем с кор-
ректирующими устройствами подтверждается созданными на его базе конструкторскими мероприятиями, показавшими свою эффективность в результате экспериментальных исследований. Достоверность математической модели гасителя колебаний, методики численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала, модели пневматической системы с регулятором потока подтверждаются экспериментальными исследованиями по оценке их адекватности. Максимальное расхождение результатов моделирования с результатами экспериментальных исследований не превышает 15%.
Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на III, IV и V конференциях пользователей программного обеспечения CAD FEM GmbH (Москва, 2003 г., 2004 г., 2005 г.); международных научно-технических конференциях "Проблемы и перспективы развития двигателестроения" (Самара, 2003 г., 2006 г., 2009 г., 2011 г.); IV школе-семинаре молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН В.Е. Алемасова (Казань, 2004 г.); VI, VII, XI, XII международных молодёжных научных конференциях "Королёвские чтения" (Самара, 2001 г., 2003 г., 2011 г., 2013 г.); международном научно-техническом семинаре "Современные технологии в задачах управления, автоматики и обработки информации" (Алушта, 2005 г.); II и V международных научно-технических конференциях "Экология и безопасность жизнедеятельности промышленно-транспортных комплексов", ELPIT (Тольятти, 2005 г., 2011 г.); VII, IX и XIII международных молодёжных научно-практических конференциях "Людина I Космос" (Днепропетровск, Украина, 2005 г., 2007 г., 2011 г.); международной научно-технической конференции "Обеспечение и повышение качества машин на этапах их жизненного цикла" (Брянск, 2005 г.); III международной научно-технической конференции "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика" (Санкт-Петербург, 2005 г.); IX международной научно-технической конференции "Инновация, экология и ресурсосберегающие технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства" (Ростов-на-Дону, 2010 г.); XVII, XVIII, XIX, XX международных конгрессах "Sound and Vibration (ICSV)" (Каир, Египет, 2010 г.; Рио де Жанейро, Бразилия 2011 г.; Вильнюс, Литва, 2012 г.; Бангкок, Таиланд, 2013 г.); региональной научно-практической конференции, посвящённой 50-летию первого полёта человека в космос (Самара, 2011 г.); международной научно-практической конференции "Инженерные системы" (Москва, 2011 г.); XII скандинавском международном конгрессе "Fluid Power" (Тампере, Финляндия, 2011 г.); XIX всероссийской научно-технической конференции по неразрушающему контролю и диагностике (Самара, 2011 г.); Х международной научно-практической конференции "Инженерные, научные и образовательные приложения на базе технологий National Instruments" (Москва, 2011 г.); международной научной конференции "Колебания и волны в механических системах" (Москва 2012 г.); XXVIII международном конгрессе "Aeronautical Sciences (ICAS)" (Брисбен, Австралия, 2012 г.); VIII международной конференции "Fluid Power (IFK) " (Дрезден, Германия, 2012 г.); международной научно-технической конференции с участием молодых учёных "Динамика и виброакустика машин" (Самара, 2012 г.); XVII Международной научной конференции "Решетнёвские чтения" (Красноярск, 2013 г.); международном на-
учно-техническом симпозиуме "ASME/BATH 2013 Symposium on Fluid Power & Motion Control FPMC2013" (Сарасота, Флорида, США, 2013 г.); V международной научно-технической конференции "Experimental Vibration Analysis for Civil Engineering Structures EVACES 13" (Оуро Прето, Бразилия, 2013 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 82 научные работы, в том числе 21 работа в рецензируемых научных журналах, рекомендуемых ВАК РФ, 5 работ в изданиях, входящих в международную базу цитирования Scopus, коллективная монография, получено 3 патента на изобретение и патент на полезную модель.
Структура и объём диссертации. Диссертация состоит из введения, шести разделов, заключения, списка литературы из 249 наименований. Основное содержание работы изложено на 225 страницах (включает 160 рисунков и 11 таблиц).
Анализ подходов к снижению повышенных динамических нагрузок в пневматических и гидромеханических системах
Достоверность результатов. Достоверность разработанного метода расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем с корректирующими устройствами подтверждается созданными на его базе конструкторскими мероприятиями, показавшими свою эффективность в результате экспериментальных исследований. Достоверность математической модели гасителя колебаний, методики численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала, модели пневматической системы с регулятором потока подтверждаются экспериментальными исследованиями по оценке их адекватности. Максимальное расхождение результатов моделирования с результатами экспериментальных исследований не превышает 15%.
Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на III, IV и V конференциях пользователей программного обеспечения CAD FEM GmbH (Москва, 2003 г., 2004 г., 2005 г.); международных научно-технических конференциях "Проблемы и перспективы развития двигателестроения" (Самара, 2003 г., 2006 г., 2009 г., 2011 г.); IV школе-семинаре молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН В.Е. Алемасова (Казань, 2004 г.); VI, VII, XI, XII международных молодёжных научных конференциях "Королёвские чтения" (Самара, 2001 г., 2003 г., 2011 г., 2013 г.); международном научно-техническом семинаре "Современные технологии в задачах управления, автоматики и обработки информации" (Алушта, 2005 г.); II и V международных научно-технических конференциях "Экология и безопасность жизнедеятельности промышленно-транспортных комплексов", ELPIT (Тольятти, 2005 г., 2011 г.); VII, IX и XIII международных молодёжных научно-практических конференциях "Людина I Космос" (Днепропетровск, Украина, 2005 г., 2007 г., 2011 г.); международной научно-технической конференции "Обеспечение и повышение качества машин на этапах их жизненного цикла" (Брянск, 2005 г.); III международной научно-технической конференции "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика" (Санкт-Петербург, 2005 г.); IX международной научно-технической конференции "Инновация, экология и ресурсосберегающие технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства" (Ростов-на-Дону, 2010 г.); XVII, XVIII, XIX, XX международных конгрессах "Sound and Vibration (ICSV)" (Каир, Египет, 2010 г.; Рио де Жанейро, Бразилия 2011 г.; Вильнюс, Литва, 2012 г.; Бангкок, Таиланд, 2013 г.); региональной научно-практической конференции, посвящённой 50-летию первого полёта человека в космос (Самара, 2011 г.); международной научно-практической конференции "Инженерные системы" (Москва, 2011 г.); XII скандинавском международном конгрессе "Fluid Power" (Тампере, Финляндия, 2011 г.); XIX всероссийской научно-технической конференции по неразрушающему контролю и диагностике (Самара, 2011 г.); Х международной научно-практической конференции "Инженерные, научные и образовательные приложения на базе технологий National Instruments" (Москва, 2011 г.); международной научной конференции "Колебания и волны в механических системах" (Москва 2012 г.); XXVIII международном конгрессе "Aeronautical Sciences (ICAS)" (Брисбен, Австралия, 2012 г.); VIII международной конференции "Fluid Power (IFK) " (Дрезден, Германия, 2012 г.); международной научно-технической конференции с участием молодых учёных "Динамика и виброакустика машин" (Самара, 2012 г.); XVII
В разделе проведён анализ исследований в области динамики пневматических и гидромеханических систем. Показано, что наиболее полно решить вопросы снижения динамических нагрузок в таких системах возможно только при использовании комплексного подхода к их анализу. Суть этого подхода заключается в том, что генерация и распространение упругих колебаний и волн в пневматических и гидромеханических системах рассматривается как взаимодействующая совокупность пульсаций рабочей среды, вибрации механических элементов и излучаемого шума.
Рассмотрены методы расчёта динамических процессов в жидкостном тракте и механической структуре пневматических и гидромеханических систем Показано, что наиболее приемлемой процедурой математического моделирования динамических нагрузок является численный анализ полной системы уравнений гидродинамики рабочей среды. Определены требования к моделированию рассматриваемых процессов.
Динамические нагрузки в пневматических и гидромеханических системах
Повышенные пульсации рабочей среды вызывают вибрацию агрегатов, приводящую к усталостному разрушению корпусных элементов, разрыву трубопроводов, выходу из строя элементов насосов. К примеру, при наземных испытаниях на функционирование рулевых машин (РМ) ракет-носителей (РН) "Союз" ФГУП "ГПН РКЦ "ЦСКБ-Прогресс" наблюдалась повышенная вибрация элементов стенда, в том числе трубопроводной обвязки, в результате чего происходило образование продольных трещин на трубопроводах напорной магистрали и нарушение работоспособности испытательного стенда (рисунок 1.1) [84, 197]. Проведённые экспериментальные исследования показали высокий уровень пульсаций давления рабочей среды в напорной гидромагистрали. Зарегистрированный в ходе экспериментов спектр пульсаций давления непосредственно на выходе из плунжерного насоса представлен на рисунке 1.2.
Наиболее интенсивная частотная составляющая пульсаций давления соответствует плунжерной гармонике насоса (503 Гц). Амплитуда колебаний давления на этой частоте в зависимости от среднего давления в линии нагнетания (Pс =\4...20МПа) изменялась в диапазоне
2,9...4,0 МПа. Кроме того, в спектре пульсаций присутствуют высшие гармоники с частотами 1010, 1510 и 2020 Гц. Их вклад в общую энергетику колебаний давления весьма значителен и составляет порядка 52-60% для различных режимов работы стенда. На рисунке 1.3 представлен спектр виброскорости, зарегистрированный пьезоакселерометром, установленным на корпусе обратного клапана линии нагнетания. Максимальная амплитуда в спектре виброскорости соответствует частоте плунжерной гармоники насоса. В спектре вибрации также присутствуют частотные составляющие, соответствующие всем высшим плунжерным гармоникам. – электродвигатель с гидронасосом; 2 – гаситель пульсаций рабочей жидкости; 3 – магистраль всасывания; 4 – гидробак; 5 – линия дренажа; 6 – воздушная магистраль; 7 – магистраль наддува; 8 – внешняя ёмкость; 9 – магистраль заправки; 10 – магистраль вакуумирования гидросистемы; 11 – магистраль подачи; 12 – магистраль слива; 13 – вакуумная установка; 14 – система поворота камер сгорания; 15 – приспособление закольцовки магистралей подачи и слива Рисунок 1.1 - ПГС стенда испытаний рулевых машин РН
Спектр пульсаций давления Рисунок 1.3 – Спектр виброскорости в линии на выходе насоса гидростенда испытаний РМ РН нагнетания гидростенда испытаний РМ РН Для повышения работоспособности стенда и снижения вибронапряжённости элементов трубопроводной обвязки предложены мероприятия по коррекции динамических характеристик гидромагистрали. Были разработаны гасители колебаний жидкости типа ответвлённого резонатора. При этом для точной подстройки под режим работы стенда предусматривалась возможность регулирования объёма полости резонатора [47]. В напорную гидромагистраль было установлено два таких резонатора: один – непосредственно на выходе из насоса; второй – на расстоянии 0,8 м от насоса.
На рисунке 1.4 представлена зависимость коэффициента вносимого затухания по первой гармонике, определяемого как отношение амплитуды пульсаций давления в каком-либо сечении системы до и после установки гасителя колебаний, от объёма регулируемой полости второго резонатора. При этом объём полости первого резонатора был настроен на оптимальную величину. Применение резонаторов с оптимальным объёмом позволило снизить амплитуду колебаний давления рабочей жидкости на плунженрной гармонике в 6,5 раз. При этом ресурс работы трубопроводной обвязки увеличился приблизительно в 2 раза. Однако резонаторы, обеспечив значительное снижение пульсаций давления на плунжерной гармонике, практически не повлияли на интенсивность высших гармоник.
Для более эффективного снижения амплитуд пульсаций давления всех колебательных компонентов на выходе из насоса был установлен гаситель ёмкостного типа объёмом 13 л, осуществляющий гидравлическую развязки источника колебаний – насоса и трубопроводную систему стенда. Установка гасителя пульсаций давления ёмкостного типа привело к снижению среднеквадратичного значения пульсаций более чем в 30 раз. При этом замеры вибрации на трубопроводе в месте его разрушения показали снижение среднеквадратичного значения виброскорости более чем в 6 раз (рисунок 1.5) практически на всех гармониках плунжерной частоты. Некоторое увеличение виброскорости было зарегистрировано на третьей гармонике. Это объясняется тем, что установка гасителя изменила массовые характеристики системы, и собственная частота рассматриваемого участка трубопроводной системы оказалась близка к частоте третьей плунжерной гармоники.
Моделирование динамических характеристик гидромеханической системы с гасителями колебаний
Для снижения динамических нагрузок в агрегатах пневматических и гидромеханических систем применяются специальные мероприятия, корректирующие их динамические характеристики. При этом разработка корректирующих устройств, как правило, происходит в два этапа. На первом этапе осуществляется расчёт основных параметров, определяющих конструкцию. Затем идёт изготовление опытного образца и его доводка в составе агрегата или системы на испытательных стендовых установках.
В настоящее время во многих отраслях промышленности отмечается тенденция сокращения или полного отказа от этапа доводочных работ, которые зачастую реализуются в виде итерационных циклов с труднопрогнозируемой структурой. Так, например, в производстве авиационной и космической техники доработка изделия планируется по результатам лётных испытаний [8]. В автомобильной промышленности выпуск новой модели предполагает изготовление одного, максимум двух опытных образцов. К моменту их изготовления уже планируется решить такие вопросы как оптимизация по массе, долговечности, шумо- и виброкомфорту, аэродинамическому качеству. В кораблестроительной отрасли основные усилия сосредоточены на проектировании судов с заданными динамическими и прочностными свойствами [94]. Всё это связано с необходимостью сокращения временных и материальных затрат при выпуске продукции на рынок, что значительно увеличивает её конкурентоспособность. Вопросы, решаемые до недавнего времени с помощью трудозатратных натурных испытаний, планируется решить с помощью виртуальных испытаний.
При проектировании устройств коррекции динамики потребность в доводочных испытаниях была продиктована отсутствием математического аппарата, способного учесть нелинейные физические процессы, происходящие в рабочей среде и её взаимодействии с элементами агрегатов. Так расчёт коэффициента вносимого затухания гасителя колебаний давления рабочей жидкости позволял изготовить его опытный образец. Затем проводилась установка гасителя и его настройка, которая подразумевала монтаж помимо гасителя датчиков пульсаций давления, выполнение нескольких циклов проливки, обработки показаний датчиков, демонтажа гасителя и внесения изменений в его конструкцию. Это требовало больших ресурсов, а стремление сократить количество итераций, необходимых для доводки, приводило к недостаточной проработке проекта и в конечном итоге его удорожанию. Ситуация осложнялась, если замены или доработки требовал дорогостоящий и сложный в изготовлении элемент. При этом не было гарантии, что на новом шаге проверки изменения не приведут к ухудшению работы гасителя. Такая ситуация была характерна и для внедрения многих других корректирующих устройств.
Интенсивное развитие численных методов решения системы уравнений динамики жидкости, значительный прогресс в области создания суперкомпьютеров и технологий параллельных вычислений создали условия проведения не только пространственного моделирования гидродинамических, прочностных и акустических характеристик агрегатов, но и многократного повторения таких расчётов при изменении конструкции с целью получения наилучших, рациональных параметров, близких к оптимальным. Другими словами, стало возможным проведение виртуальных динамических испытаний агрегатов пневматических и гидромеханических систем. При этом одной из главных задач является применение математических моделей течения рабочей среды к моделированию процессов, происходящих в жидкостном тракте пневматических и гидромеханических систем.
Разработка мероприятий по улучшению динамических характеристик системы. На основе многочисленных экспериментальных исследований представленных в разделе 1, известно, что колебательная энергия пневматических и гидромеханических систем сосредоточена в жидкостном тракте. Рабочая среда одновременно является основным источником и проводником колебаний. Передача колебательной энергии по системе происходит за счёт пуль-сационного и гидродинамического воздействия рабочей среды на подвижные элементы агрегатов, их гидравлическую и механическую подсистемы. Это воздействие основано на механизме трансформации давления и скорости потока в колебания механической структуры и подвижного механического элемента агрегата, а также колебания давления и скорости его гидравлической подсистемы. На рисунке 2.1 представлена схема расположения источников динамических нагрузок и путей распространения динамических возмущений в пневматических и гидромеханических системах. Источниками динамического возмущения в рабочей среде являются пульсации и колебания гидродинамически нестабильного течения рабочей жидкости. Как правило, пульсации воздействуют на агрегат, поступая из присоединённой гидравлической системы. Их источником могут быть машины подачи жидкости и газа (насосы, компрессоры), фасонные поверхности трубопроводов, дросселирующие элементы клапанов. Поступая на агрегат, пульсации вызывают колебания рабочей среды в нём, которые с некоторым коэффициентом усиления распространяются далее в систему, а также вызывают колебания механической подсистемы агрегата – структурную вибрацию. При наличии подвижного управляющего элемента в агрегате, например, такого как запорно-регулирующий элемент регулятора потока, возможно резонансное усиление колебаний рабочей среды. Всё это приводит к повышению пульсаций в присоединённой гидравлической
Колебания гидродинамически нестабильного течения рабочей жидкости, как правило, возникают в результате формирования нелинейной зависимости режима течения от режима работы агрегата. Воздействие при этом воспринимает подвижный элемент, колебания которого передаются в механическую структуру в виде вибрации, а также в гидравлическую подсистему, где трансформируются в пульсации давления рабочей среды. Кроме того, существует линия об 58 ратной связи, по которой возмущения в рабочей среде на входе в агрегат через подвижный элемент возвращаются в присоединённую гидравлическую систему, тем самым, усиливая источник колебаний. Положительные обратные связи возникают и при воздействии внешней вибрации и шума на механическую подсистему агрегата.
Мероприятия по улучшению динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем схематично представлены на рисунке 2.2. Все они по степени близости к источнику динамического возмущения могут быть условно разделены на три уровня.
Первый уровень – наиболее близкий к источнику – расположен на входе в агрегат. На нём присутствуют три канала передачи энергии колебаний. Два канала в линии прямой связи (распространение пульсаций давления и распространения гидродинамических возмущений) и один – в линии обратной связи (колебания подвижного элемента, вызывающие усиление входного гидродинамического возмущения). На этом уровне используются такие устройства, как демпфер колебаний давления и гаситель пульсаций давления рабочей жидкости. Этот уровень характеризуется максимальной эффективностью стабилизации рабочих параметров пневмоги-дромеханической системы, поскольку препятствует распространению динамического возмущения непосредственно от источника далее по системе и по линиям обратной связи.
Второй уровень расположен на выходе агрегата. Основная его задача – не пропустить динамические возмущения, возникшие в агрегате далее по потоку. В нём уже присутствуют четы 59 ре канала распространения динамических возмущений. Три – в прямой связи и один – в обратной. Это канал распространения пульсаций, канал распространения гидродинамических возмущений и канал распространения вибрации, которая по линии обратной связи замыкается на корпус агрегата и механические элементы. При этом не оказывается никакого действия на динамическую нагруженность самого агрегата.
Поскольку идеология работы корректирующих устройств направлена на снижение колебаний после себя, то третий уровень, по сути, изолирует систему от окружающей среды и необходим только для удовлетворения санитарных норм или решения вопросов акустической скрытности. Он не оказывает защитного воздействия на сам агрегат и присоединённые к нему системы.
Метод расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем в составе с корректирующими устройствами базируется на технологии виртуальных динамических испытаний, которая позволяет снизить время проектирования за счёт сокращения объёма натурных испытаний и увеличения точности оценки эффективности работы проектируемого корректирующего устройства. Суть метода заключается в следующем (рисунок 2.3).
На первом этапе определение уровня динамических процессов в пневматических и гидромеханических системах происходит с использованием упрощённых моделей динамики рабочей среды. Определяются области устойчивости системы, рассчитываются параметры динамического качества. Формируется первоначальный облик корректирующего устройства.
На втором этапе с помощью разработанных математических моделей более детально рассматриваются гидродинамические процессы взаимодействия агрегата и присоединённой системы, а также влияние на них корректирующих устройств. Его целью является уточнение величины динамического воздействия рабочей среды на механическую структуру и присоединённую систему. Для этого выполняется анализ течения рабочей жидкости в области формирования интенсивных гидродинамических нагрузок. При этом решается полная система уравнений гидродинамики с применением численных методов. Величины динамических нагрузок, полученные в ходе выполнения второго этапа, используются для расчёта эффективности корректирующего устройства и выбора его рациональных конструктивных параметров. Этот процесс является многоповторным. Он аналогичен работам по экспериментальной доводке. Поэтому его можно характеризовать как виртуальные динамические испытания.
Методика численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала
В разделе рассмотрены вопросы математического моделирования гидромеханических систем с гасителями колебаний. Разработанная математическая модель гасителя, помимо распространения акустических пульсаций и возникающей при этом вибрации механической подсистемы, учитывает механизм формирования вихревых структур в рабочей жидкости, их распространение, распад и воздействие на податливую жидкую среду и механическую структуру.
Допущения и область применения разработанной математической модели гасителя При разработке математической модели гасителя колебаний были приняты следующие допущения.
При моделировании отрыва вихревого течения в диффузоре центрального канала гасителя используются законы, описывающие вязкий подслой, логарифмический слой и слой следа (ри сунок 3.1). Введение этого допущения связано с тем, что практический интерес представляет расчёт характеристик гасителей, диаметр центрального канала которых больше величины по граничного слоя течения рабочей жидкости (рисунок 3.2). Средняя скорость в канале гасителя много меньше скорости звука в рабочей среде, поскольку именно такой режим течения характерен для большинства гидромеханических систем.
В явном виде рассчитываются динамические процессы с частотами до 1 кГц. Это обусловлено особенностями спектра гидродинамического шума гидромеханических систем. Как правило, крупновихревые структуры, вносящие наибольший вклад в формирование динамических нагрузок, расположены в области частот от 5 Гц до 1 кГц. Возникающий в процессе их распада инерционный интервал не требует точного явного разрешения, т.к. для развитой турбулентности описывается законом -5/3 (рисунок 3.3). 1 - вязкий подслой, 2 - логарифмический слой, 3 - слой следа
Не учитывается влияние шероховатости поверхности на формирование пристеночных турбулентных пульсаций давления рабочей жидкости. Как показано в работе [111], заметное влияние шероховатости поверхности на уровень гидродинамического шума возникает на режимах течения, начиная с числа Рейнольдса Rh = 100 (при его расчёте за характерный размер выбирается высота шероховатости). Для таких сред как вода, керосин, масло АМГ-10 и других жидкостей, применяемых в гидромеханических системах, при средней скорости потока 20 м/с это соответствует высоте шероховатости h = 5 мкм . Внутреннюю поверхность гасителя колебаний, как правило, выполняют по 8-му классу шероховатости со среднеарифметическим отклонением профиля 0,32... 0,64мкм. Поэтому во всём диапазоне рабочих режимов работы большинства гидромеханических систем шероховатость внутренней поверхности гасителя колебаний не будет вызывать значимое для практического рассмотрения усиление турбулентных пульсаций давления и гидродинамического шума. Принятые допущения следующим образом определяют область применения разработанной математической модели.
Модель не рассматривает влияние вихревых структур, образующихся в пограничном слое, на течение в ядре потока. Поэтому минимальный диаметр центрального канала гасителя dmin определяется из условия равенства максимальной длины гасителя lmax длине разгонного участка для цилиндрической трубы lразг (рисунок 3.4): lшх =l разг = — d-Re, (3.1) где d - диаметр центрального канала гасителя, Re = — число Рейнольса, V - средняя ско Д/Р рость потока в поперечном сечении канала, J, - динамическая вязкость рабочей жидкости, р -плотность рабочей жидкости. Максимальная эффективность гасителя во всём диапазоне рабочих частот, определяемая по коэффициенту собственного затухания, реализуется при условии равенства его длины l половине длины волны пульсаций давления рабочей жидкости, соответствующих максимальной частоте колебаний (рисунок 3.5):
Как отмечалось ранее, основной задачей является снижение пульсаций на частотах до третьоктавной полосы со среднегеометрическим значением частоты 1 кГц, поэтому можно принять fпах «1000 Гц . Примерное значение скорости звука в рабочих жидкостях гидромеханических систем без учёта податливости стенки канала лежит в пределах от 1290 м/с для масла АМГ-10 до 1530 м/с для морской воды при нормальных условиях окружающей среды. Ограничивая скорость звука значением a =1600 м/с, получим величину максимальной длины проточного канала гасителя порядка lш = 800 мм . Максимальный диаметр проходного сечения трубопроводов гидромеханической системы dnmx определяется из условия сосредоточенности параметров в радиальном направлении
Соотношение длины канала Рисунок 3.5 – Изменение коэффициента собст гасителя и разгонного участка венного затухания гасителя от его длины [144]
Далее необходимо оценить порядок скорости потока Vmn, характеризующей режимы течения в гидромеханической системе с минимально допустимым значением турбулентных пульсаций давления. Как показано в работах [9, 14, 18, 19, 133], минимальный уровень гидродинамического шума в системах испытательных стендов соответствует турбулентным пульсациям рабочей среды порядка 90±5 дБ. Соотношение, характеризующее спектр мощности турбулентных пульсаций давления гладкой прямой трубы W(f), получено в работе [22]: # r
На рисунке 3.6 представлена зависимость интегрального значения уровня турбулентных пульсаций давления от диаметра проходного сечения трубопровода и скорости потока в нём. Расчёт выполнен для гидромеханической системы, использующей в качестве рабочей среды пресную воду при нормальных условиях окружающей среды. Как видно, турбулентные пульсации давления выше уровня 90 дБ наблюдаются, начиная со скорости V =0,45 м/с во всём диапазоне изменения диаметров проходного сечения трубы (от d = 1 мм до dymx = 200 мм).
Уровень турбулентные пульсации давления для гладкой прямой трубы. Рабочая жидкость – вода при температуре 20оС
При варьировании температуры в пределах от 0оС до 100оС и скорости потока от 0,45 м/с до 30 м/с изменение уровня турбулентных пульсаций давления не превышало 4,2 дБ (рисунок 3.7). Это говорит о малой чувствительности расчёта скорости Vmin к изменению условий работы гидромеханической системы.
Знание величины минимальной скорости потока рабочей среды Vmin и максимальной длины гасителя lmax позволяет рассчитать минимальный диаметр проходного сечения гидромеханической системы dmin , определяющий область применения разработанной математической модели. Это значение определяется зависимостью d
Максимальная скорость потока Vmax , ограничивающая область применения модели, определяется из условий возникновения гидродинамической кавитации в рабочей жидкости. Согласно уравнению Бернулли и уравнению неразрывности, кавитация возникает при скоростях потока, определяемых следующим соотношением
Максимальный уровень турбулентных пульсаций давления на местных гидравлических сопротивлениях находится в пределах 180-210 дБ, что соответствует колебаниям давления с амплитудой Ap =0,02...0,6МПа. Поэтому для обеспечения кавитационного запаса уровень среднего давления в гидромеханической системе не должен опускаться ниже p = 0,5...0,6МПа . Рассматривая крайний случай, когда перепад на гидравлическом сопротивлении Аp сопоставим с напором p, для бескавитационной работы скорость потока не должна превышать
Проведённый анализ показывает, что область применения разработанной математической модели ограничена расчётом гасителей колебаний для гидромеханических систем с диаметром проходного сечения от 6 до 200 мм со средними скоростями потока рабочей среды до 30 м/с. 3.2 Выбор структуры гасителя. Предварительное определение динамических характеристик
Расчёт гасителя с использованием модели выполняется в два этапа. На первом этапе по известным методикам определяются предварительные параметры гасителя.
В работах академика Шорина В.П. и его учеников на базе анализа и обобщения внедрённых в промышленность гасителей колебаний, разработаны обобщённая расчётная модель и классификация гасителей (рисунок 3.8), включающая схемы, начиная от простейших гасителей (блок А) и заканчивая многоконтурными гасителями (блок Д).
Ввиду подобия уравнений, описывающих распространение вынужденных колебаний в трубопроводах и электрических линиях, для анализа динамических процессов в гасителях используются методы теории четырёхполюсника [144]. Из теории четырёхполюсника известен тип гасителей, принцип действия которых аналогичен принципу действия электрических фильтров нижних частот [37, 136]. Поэтому назначением каскада, построенного на базе гасителя такого типа, будет снижение амплитуд колебаний в высокочастотной области гидродинамического шума. В структуре этого устройства реактивные элементы содержатся как в последовательных, так и в параллельных плечах. Причём в последовательном плече гасителя должен быть элемент индуктивного сопротивления, конструктивно представляющий собой трубопровод зауженного сечения, а в параллельном плече – элемент емкостного сопротивления, реализуемый расширительной полостью. Физически работа такого гасителя объясняется тем, что на низких частотах индуктивные сопротивления малы, а емкостные велики. На высоких частотах наоборот – индуктивные сопротивления велики, а емкостные малы. Поэтому на низких частотах колебания распространяются без сопротивления через центральный канал гасителя на его выход и не проникают в ёмкость. В области высоких частот проточная часть гасителя представляет собой большое акустическое сопротивление, и колебательная энергия гидродинамического шума замыкается на расширительной полости, обладающей для неё большой акустической проводимостью.
Эффективность работы гасителя можно повысить за счёт введения в его состав элементов активного акустического сопротивления, рассеивающих энергию колебаний, локализованную на его реактивных элементах [135, 144]. Работа гасителя с постоянным активным сопротивлением предполагает выполнение условия максимального поглощения энергии колебаний. Это обеспечивается при условии равенства волнового сопротивления гасителя волновому сопротивлению присоединённого трубопровода. Поскольку в большинстве случаев волновое сопротивление присоединённого трубопровода активное и не зависящее от частоты, то диссипатив-ный элемент гасителя должен обеспечивать схожий характер волновых сопротивлений в граничных сечениях гасителя. Активные волновые сопротивления, реализуемые в виде дросселирующих элементов, включены в состав ветвей четырёхполюсника такого гасителя. Условия активности и постоянства волновых сопротивлений четырёхполюсника имеют вид г = р-а
Экспериментальное оборудование для исследования динамических процессов в гидромеханических системах с гасителями колебаний
Моделирование течения газа в запорно-регулирующем элементе регулятора потока выполнено на примере дренажно-предохранительного клапана (ДПК) системы наддува и дренажа бака ракеты-носителя (рисунок 4.1). Исследуемый агрегат является регулятором с управлением от рабочей среды, с усилителем клапанного типа. Способ задания управляющей нагрузки -пружинный с газовой камерой. Основным настроечным элементом является газовая камера, конструктивно выполненная в виде газовой пружины. Давление в газовой пружине регулируется с помощью пилотного клапана. Механическая пружина только возвращает замыкающий орган основного клапана на седло при снижении давления в газовой камере. Замыкающий (рабочий) орган - тарельчатый. Регулятор пропорционального действия, малоподъёмный. Направление воздействия на рабочий орган - с подачей под золотник. Специальных демпфирующих устройств в конструкции регулятора не предусмотрено. В роли своеобразного демпфера, работающего за счёт рассеивания энергии колебаний с помощью сухого трения, выступают направляющий шток 1, центрирующий рабочий орган, и стакан тарели. 120 Поддержание давления в газовой подушке бака с компонентом топлива происходит следующим образом. При давлении, меньшем давления настройки, тарель 3 основного клапана Б (рисунок 4.1) прижата к седлу 1 силой пружины 5 и давления в газовой пружине 6 основного клапана. Сильфон газовой пружины 6 наддувается баковым давлением, проникающим через дроссель 4. При увеличении давления в испытательной ёмкости А выше настроечного сильфон 11 пилотного клапана Е сжимается и шток-толкатель 9 перемещает тарель 11 от седла 7.
Давление в газовой пружине 6 основного клапана падает, и запорный элемент открывается, стравливая давление из бака. А – испытательная ёмкость; Б – основной клапан; В – пилотный клапан; Г – трубопровод сброса давления из сильфона основного клапана; Д – трубопровод подвода давления к сильфону пилотного клапана; Е – трубопровод сброса давления из сильфона основного клапана; 1 - седло основного клапана с направляющим штоком; 2 – корпус ДПК; 3 – тарель основного клапана; 4 – дроссель; 5 – пружина основного клапана; 6 – сильфон газовой пружины основного клапана; 7 – седло пилотного клапана; 8 – тарель пилотного клапана; 9 – шток-толкатель пилотного клапана; 10 – пружина пилотного клапана; 11 –сильфон пилотного клапана; 12 – разрезные пружины-опоры штока-толкателя и тарели пилотного клапана; 13 – настроечная пружина пилотного клапана; 14 – регулировочный винт пилотного клапана Рисунок 4.1 – Дренажно-предохранительный клапан В ходе испытаний таких регуляторов у некоторых из них наблюдается неустойчивая работа, которая проявляется в виде повышенной вибрации подвижных элементов и корпуса регулятора, колебаний давления в баке испытательного стенда и импульсном тональном шуме – "гудении". Это приводит к занижению регулируемого параметра - давления в присоединённой ёмкости, надирам в парах трения и разбивке уплотнительного элемента регулятора.
Использование методики численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала, для ДПК позволило выполнить проверку её адекватности, а также подобрать форму тарели ДПК, способствующую формированию режима течения на запорно-регулирующем элементе, исключающего появление автоколебаний. В расчётную область входит область в районе запорно-регулирующего элемента клапана (рисунок 4.2), часть присоединительного патрубка к ёмкости и зона окружающей среды вокруг ДПК (рисунок 4.3). Граничные условия задавались в виде полного и статического давления на входе и выходе, соответственно, также задавались условия взаимодействия с твёрдой поверхностью и условия симметрии (для уменьшения размерности задачи и экономии вычислительных ресурсов задача решалась в осесимметричной постановке). Исходные данные для моделирования течения в районе запорно-регулирующего элемента ДПК (рисунок 4.4) представлены в таблице 4.1. На малых подъёмах (до x/dv =0,0027) зависимость носит убывающий характер. В среднем диапазоне высот (от x/dv =0,0027 до x/dv =0,0218) статическая характеристика возрастает. На больших высотах (от x/dv =0,0218 до x/dv =0,125) характеристика слабо убывает. Немонотонность статической характеристики объясняется изменением режима течения в зазоре с подъёмом тарели. Так каждой ветви кривой соответствует отличное друг от друга расположение прямого скачка уплотнения в зазоре между тарелью и седлом. Связь силы пружины и высоты подъёма тарели имеет линейный характер и пересекает статическую характеристику аэродинамической силы во всех трёх областях. Точки пересечения кривых соответствуют статическому равновесию. Рассмотрим поведение системы при малых отклонениях от равновесных положений. Подъём и снижение тарели в районе высот, соответствующих точкам 1 и 3 , приводит к её возвращению к исходным равновесным положениям (рисунок 4.6). Это устойчивые положения равновесия. Точка 2 соответствует неустойчивому положению равновесия. Отклонение от точ 123 ки 2 приводит к переводу системы в новые равновесные положения, соответствующие точкам 1 и 3 Между точками 1 и 3 нельзя устойчиво удерживать клапан при помощи давления. Такое поведение системы наблюдается при постоянном перепаде давления на тарели. В случае наддува ёмкости постоянным расходом перепад на тарели будет немного изменяться в районе давления настройки. Статическая характеристика будет перемещаться вверх и вниз (рисунок 4.7). Пусть система находится в положении неустойчивого равновесия в точке 2 При движении тарели в сторону уменьшения высоты подъёма давление в ёмкости вырастет и перепад увеличится до Дp 1, и кривая статической силовой характеристики займёт новое более высокое положение относительно исходного состояния. Возникнет новое неустойчивое равновесие, соответствующее точке 2/ Тарель продолжит своё движение на раскрытие, пока не дойдёт до точки 124 1/ (перепад Аp2).
