Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние вопроса и обоснование задачи исследования 6
1.1. Влияние шума и вибрации на организм человека 6
1.2. Методы исследования вибраций и шума на судах речного флота 8
1.3. СЭУ- повышенный источник вибрации на судне 10
1.4. Традиционная виброзащита на судах 12
1.5. Традиционные средства виброизоляции и перспектива их развития 15
1.6. Низкочастотные колебания ДВС и проблемы виброизоляции 17
1.7. Выводы по главе, постановка цели и задачи 26
ГЛАВА 2. Аналитическое исследование виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости 28
2.1. Синтез виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости 28
2.2. Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости 46
2.3. Выводы по второй главе 56
ГЛАВА 3. Синтез проточной части виброизолирующего механизма 58
3.1. Исследование течения реальной жидкости в канале клапана 58
3.2. Оценка потерь энергии при неустановившемся режиме движения вязкой жидкости при дросселировании через зазор клапана 64
3.3. Выбор эффективного зазора клапана и анализ полученного гидродинамического решения 66
3.4. Аналитическое исследование турбулентного течения в канале клапана виброизолирующего механизма 69
3.5. Исследование течения реальной жидкости в корпусе пневмогидравлического корректора жесткости 79
3.6. Проектирование и расчет одноосного виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости 85
3.7. Выводы по третьему разделу 86
ГЛАВА 4. Экспериментальные исследования виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости 88
4.1. Исследование силовой характеристики виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости 88
4.2. Стендовые испытания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости 92
4.3.Лабораторные исследования упругой подвески с компенсаторами жесткости 100
4.4. Судовые испытания виброизолирующей подвески с пневмогидравлическими компенсаторами жесткости... 105
4.5. Результаты исследований, выводы 109
Заключение 110
Список литературы І..112
Приложения .121
- Низкочастотные колебания ДВС и проблемы виброизоляции
- Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости
- Аналитическое исследование турбулентного течения в канале клапана виброизолирующего механизма
- Стендовые испытания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости
Введение к работе
Вибрация и удары сопровождают работу многих современных машин и механизмов, снижая их надежность и долговечность. Непрерывное повышение энерговооруженности современных судов привело к увеличению шума и вибрации не только в машинных отделениях, но и в жилых, служебных и общественных помещениях. Интенсивный шум и вибрация ухудшают условия труда и отдыха экипажа, они не только вредно действуют на организм человека, но из-за плохой слышимости сигналов или приказаний могут быть косвенной причиной аварии отдельных механизмов и судна в целом. Вполне естественно, что борьба с шумом и вибрацией, имеющая целью улучшение обитаемости судов, приобрела за последнее время первостепенное значение.
Введение «Санитарных норм вибрации на морских, речных и озерных судах» поставило новые проблемы по улучшению санитарно-гигиенических условий труда экипажей и внедрению современных средств техники безопасности, так как на большинстве эксплуатирующихся судов речного флота уровни вибрации превышают допустимые значения.
Следовательно, разработка виброизолирующих подвесок судовых энергетических установок, строящихся и находящихся в эксплуатации теплоходов в настоящее время является одной из актуальных проблем.
Ускорение научно-технического прогресса связано с созданием принципиально новых виброизолирующих механизмов, совершенствованием методов их расчета при сложных динамических режимах нагружения. Способы виброизоляции энергетического оборудования судов с компенсаторами жесткости, как динамические, так и переменной структуры, представляют собой новое, эффективное, прогрессивное в проблеме виброзащиты судна и использование этих методов позволяет снижать как уровни вибрации самих энергетических машин, так и уровни вибраций, передаваемых на фундамент.
На защиту выносятся следующие положения:
- конструкция виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим
компенсатором жесткости;
результаты аналитических исследований виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости;
результаты лабораторных и натурных испытаний виброизоляторов с пневмогидравлическим компенсатором жесткости.
Низкочастотные колебания ДВС и проблемы виброизоляции
Борьба с шумом и вибрацией на судах ведется по следующим основным направлениям. 1. Снижение активности источника шума и вибрации путем выполнения мероприятий конструктивного, технологического и эксплуатационного харак тера [4],[14],[15],[32],[43],[103],[107]. Сюда относятся: - изменение параметров физико-химических процессов горения в ДВС, взаимодействие жидкости или газа с лопатками турбин (в реактивных двигателях); пульсации жидкости или газа в трубопроводах; электромагнитные явления в двигателях и генераторах и т.п.; - уменьшение динамических реакций внутри виброисточника с помощью движущихся тел; - предотвращение или устранение резонансных режимов с помощью выбора эксплуатационных параметров; - - предотвращение увеличения вибрационных нагрузок в процессе работы с помощью правильной эксплуатации и поддержание механизмов в исправном состоянии. 2. Виброизоляция источника вибрации с помощью применения виброзащитных систем (ВЗС) и вибропоглащающих материалов [11],[27],[32],[34],[80]. 3. Борьба с вибрацией на путях ее распространения [11],[27],[32]. В основном это мероприятие осуществляется путем динамического гашения колебаний с помощью специальных динамических гасителей колебаний (ДГК) или с помощью применения средств виброизоляции, только не для самого источника непосредственно, а на различных этапах прохождения колебаний от источника до объекта защиты. Дадим общую характеристику всех вышеизложенных методов: а) борьба в источнике позволяет в значительной мере снизить виброопас ность СЭУ. Однако для этого требуется значительно усложнить конструкцию машины: соблюдение точности изготовления деталей машины и их сборки; строгое соблюдение эксплуатации и обслуживания этих машин; б) ДГК представляют собой специальное твердое тело рассчитанной мас сы, прикрепленное к объекту виброзащиты. Но в традиционном качестве ДГК имеет существенный недостаток - всегда остается некоторая доля колебаний, которую он погасить не в состоянии; в) виброизоляция традиционно сводится к ослаблению связей между ис точником вибрации и защищаемым объектом. Однако это связано с увеличени ем статических смещений объекта относительно источника, увеличением ам плитуд колебаний, этот путь представляется наиболее применимым для вибро защиты на судах, т.к. он не требует изменения СЭУ. Подробнее рассмотрим метод виброизоляции судовых энергетических установок. Распространение вибрации по корпусу судна ограничивают путем установки СЭУ на специаль ные упругие опоры - виброизоляторы [13],[14],[31],[34],[62]. Это позволяет снизить уровни виброизоляции на 10-15 ДБ. Различают методы виброизоляции двух видов: с активными и пассивными системами [20],[32],[47].В активных виброзащитных системах используют дополнительный источник вибрации, получающий возбуждение от виброприемника, размещенного в определенной точке вибрационного поля. Активные системы виброзащиты по энергетическим признакам подразделяются: - системы, в которых работа дополнительных излучателей в непосредственной близости от источника вибрации приводит к изменению нагрузочного импеданса этого источника и уменьшает излучаемую или активную мощность; - системы, в которых в районе расположения дополнительных источников вибрации поле снижается; - системы, в которых дополнительные источники вместе с первичным источником образуют систему, обладающую заданной направленностью.
При использовании активных систем виброзащиты в вибрационное поле вводится дополнительная колебательная энергия [20],[32], которая должна в какой-то области пространства материализоваться. Существенным ограничением применения активной виброзащиты является невозможность обеспечения широкой частотной полосы гашения различных мод [32]. В качестве дополнительного источника вибрации используют гидравлические, пневматические, электромеханические и электромагнитные системы. Выбор типа системы привода определяется предъявленным к ней техническим требованиям. Вибрационная защита с помощью активных систем оказывается высокоэффективной в области низких частот. Эти системы сложны в изготовлении и обслуживании; не обеспечивает широкой частотной полосы гашения и так же имеют большие габариты и стоимость, они не нашли широкого применения в качестве виброизоляторов под СЭУ.
Наибольшее распространение в промышленности и на транспорте нашли пассивные опорные виброизоляторы, обеспечивающие снижение колебаний в одном направлении [25],[30],[76]. Пассивные системы имеют ряд преимуществ по сравнению с распространенными ранее способами. Существенным является то, что такая виброизоляция не требует принципиальных изменений энергетической установки и может быть применена в любом транспорте и на судне.
Таким образом, анализируя перечисленные методы виброзащиты, приходим к выводу: наиболее применимым видом виброизоляции СЭУ является установка их на виброизолирующие механизмы с пассивной системой, имеющих одну степень свободы.
Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости
Аналитическое выражение (3.47) и (3.35) позволяют проанализировать влияние зазора клапана виброизолирующего механизма и параметров потока масла при дросселировании на крупномасштабность вихреобразований в механизме и на энергетические затраты на индуцирование вихрей. Из этих выражений видно, что они зависят от отношения (R/ro ) — Ot, подводимого перепада давления Р — Р0, кинематического коэффициента вязкости V и коэффициента пропорциональности К. В нашем случае коэффициент ОС будет достаточно велик, поэтому с первого взгляда вихреобразования будут обширными и энергозатраты будут рости. Но значения этих выражений пропорциональны и коэффициенту К, его можно назвать коэффициентом определяющим крутку потока. Несмотря на то, что коэффициент кинематической вязкости V входит в полученные выражения, влияние вязкости на формирование вихря проявляется главным образом не в этом коэффициенте, а в коэффициенте определяющим крутку потока (К). Здесь возникает ассоциация с понятием пограничного слоя, введенным Прандтлем. Исходя из теоретических соображений и некоторых простых экспериментов, он показал, что течение в окрестности тела можно разделить на две области: область очень тонкого пограничного слоя вблизи тела, где трение играет существенную роль, и область вне этого слоя, где трением можно пренебречь. Именно влиянием вязкости в пограничном слое был объяснен тот парадоксальный факт, в соответствии с которым небольшие по величине силы трения, обусловленные малым коэффициентом вязкости, оказывали решающее влияние на процесс движения. В нашем случае вязкость играет существенную роль при формировании вихрей неустановившегося движения в отверстии зазора клапана, а уже вихри оказывают решающее воздействие на движение жидкости вне зазора.
Таким образом выражения (3.47) и (3.45) позволяют судить о процессах, которые возникают при неустановившемся движении несжимаемой вязкой жидкости при дросселировании через зазор клапана. Однако для вычисления нужен коэффициент крутки потока К, который нельзя получить теоретическим путем, решая точные задачи гидродинамики. Поэтому полученная зависимость открывает путь для дальнейших исследований инженерного решения этой проблемы. Проанализируем данные выражения для установившегося движения масла через зазор клапана. Из опытов, проведенных Г.Г. Зелькиным, можно заключить, что в зазоре клапана при неустановившемся движении вследствие вязкости наводится (индуцируется) вихревой поток, на создание которого затрачивается энергия. Он затягивает время переходного процесса (время на установление), т.е. направление вихревого потока противоположно на его создание энергии. Это означает, например, что при разгоне жидкости он препятствует росту ее скорости, при этом в вихревом потоке аккумулируется часть энергии. С уменьшением скорости движения жидкости аккумулированная вихревым потоком энергия препятствует этому уменьшению, т.е. энергия, затраченная на создание индуцированного вихревого потока, при всяком изменении скорости (расхода) жидкости препятствует такому изменению. Эта энергия не переходит в тепло, а сохраняется в наведенном ею вихревом потоке. Поэтому по своему характеру эта энергия реактивная. Реактивная энергия имеет место только при неустановившемся движении жидкости. Диссипативная энергия существует, как при неустановившемся движении жидкости, так и при установившемся. Тогда потери энергии, вычисляемые по формуле (3.23) включают себе потери энергии, вычисленные по формуле (3.46). Из этого можно заключить, что параметры зазоров, подсчитанные в данной главе, действительно, являются эффективными с энергетической точки зрения. Диссипативная энергия (энергия, затрачиваемая на трение) приводит к замедлению окружной скорости винтового движения, т.е. к уменьшению коэффициента крутки потока К. Тогда, учитывая формулы (3.45) и (3.47), заключаем, что при установившемся движении жидкости через зазор клапана, энергия будет минимальной, а вихре-образование при дросселировании тоже будет минимальным. Поэтому можно сделать вывод, что при работе виброизолирующего механизма затраты энергии будут вполне удовлетворительными, а гидравлические шумы будут значительными, только при пуске жидкости и на неустановившимся режиме работы.
Как отмечалось в главе 1 перспективным направлением в виброизоляции СЭУ является их установка на гидравлические корректоры жесткости (компенсаторы жесткости). С точки зрения виброизоляции основной характеристикой любого упругого устройства является силовая, или жесткостная характеристика. Проведенные аналитические исследования в главе 2 показали, что жесткостная характеристика гидравлического корректора имеет нелинейный вид, так как жидкость, протекающую в корректоре и элементы самого корректора нельзя считать жесткостными по отношению друг к другу.
Рассмотрим движение вязкой жидкости в полости корректора 1 при наличии градиента давления. Корпус корректора и клапан, связанный с защищаемым объектом, можно представить в виде двух параллельных пластин, расположенных одна над другой на малом расстоянии друг от друга. Пластины раздвигаются с постоянными скоростями Zj и Z2. Выберем систему координат таким образом, чтобы ось Ох пошла по одной из пластин (рис. 3.7). Считаем, что жидкость несжимаема и поток считается установившемся. Тогда граничные условия запишем в виде.
Аналитическое исследование турбулентного течения в канале клапана виброизолирующего механизма
Проще всего (2.26) решать графически, причем можно строить различные зависимости при варьировании параметров изучаемой системы: а(со) - резонансные кривые при фиксированных значениях С00, П и А0. Характерный вид трехмерного графика при фиксированных параметрах частоты С00, П, К и m представлена на рисунке (2.15). Мачертив, линии уровня мы можем построить характерные амплитудно-частотные характеристики данного решения (рис. 2.16). (рис. 2.17), (рис. 2.18), (рис. 2.19). Из анализа данных графиков можно заключить, что при К = 0 /цінная система ведет себя, как обычная линейная система с демпфером, при К О резонансные пики смещаются в область высоких частот (рис. 2.19), при К О резонансные пики смещаются в область низких частот (рис. 2.18). Отсюда можно заключить, что при использовании этого механизма возможно будет подобрать такую характеристику восстанавливающей силы, что при колебаниях механизма, резонансные пики будут смещаться в область низких частот, при лом будут хорошие виброизолирующие свойства механизма на рабочей частоте. Исследование особенностей поведения кривых а(со)показывает, что при одной и той же частоте возмущающей силы в системе могут существовать колебания различных амплитуд (рис. 2.20). Следует отметить, что не каждое стационарное состояние движения механических систем, отвечающее математически строгому решению дифференциальных уравнений реализуется в действительности. Нереализуемость состояний, отвечающих некоторым найденным решениям, объясняется тем, что в уравнениях движения не учтено наличие малых сил и отклонений в начальном состоянии реальной механической системы, которые в действительности неизбежно существуют и возмущают равновесие и движение, в одних случаях слабо, в других - сильно. Виброизолирующие системы на начальных частотах не имеют достаточной энергии, чтобы раскачать систему до полученных амплитуд. В связи с этим возникают проблемы устойчивости и чувствительности механических систем по отношению к отклонениям (возмущениям) начальных условий, параметров внешнего возбуждения и параметров самой системы от их номинальных (невозмущенных) значений. Исследование устойчивости в случае вынужденных нелинейных колебаний должно производиться путем составления уравнений в вариациях в окрестности изучаемого периодического решения [41]. Неравенство (2.28) определит на плоскости (a, CD J области неустойчивых решений. Вообще говоря, если при некотором СО имеется три решения, то ус 51 тойчивы, например, первое и третье, а второе неустойчиво. Это говорит о том, Рис.2.15. Зависимость АО от (о и а. что сколь угодно малые возмущения, всегда присутствующие в реальной механической системе, приведут колебания системы со второго режима к первому или третьему. Нужно обратить внимание на следующее, что увеличение сил сопротивления в виброизолирующем механизме вынуждает упругую систему находиться «запертой» все больше в верхних значениях возмущающей частоты 00. Следовательно, при применении механизма в упругих подвесках СЭУ силы демпфирования нужно уменьшить до минимума. Аналитическим исследованием виброизолирующих механизмов с пнев-могидравлическим компенсатором жесткости установлено, что: - компенсирующее устройство обладает отрицательной формой силовой характеристики восстанавливающей силы; - варьируя параметрами компенсирующего устройства, можно изменять суммарную жесткость механизма и задавать разные формы силовых характеристик, что позволяет изменять частоту собственных колебаний без изменения его несущей способности; - форма силовых характеристик виброизолирующего механизма существенно зависит от перепада давления на входе и в полости, от диаметра клапана, от параметров входной трубы и проточной части пневмогидравлического компенсатора; Исследованием вынужденных колебаний виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости установили, что: - снижение суммарной жесткости виброизолирующего механизма позволяет смещать резонансные кривые в области низких частот; - силы демпфирования в виброизолирующем механизме нужно сводить до минимума. В главе 2 отмечалось, что виброизолирующий эффект механизма с пнев-могидравлическим компенсатором жесткости в значительной степени зависит от выбора параметров проточной части клапана и дроссельных отверстий. Клапан и дроссельные отверстия обеспечивают необходимый контроль давления жидкости в полости пневмогидравлического компенсатора. Естественно, что формы и размеры клапана и дроссельных отверстий должны обеспечивать необходимые параметры системы в пределах заданных перемещений. Одним из вопросов синтеза проточной части является задание режима движения жидкости. В данном случае нужно отдавать предпочтение ламинарному режиму движения жидкости, при котором расход жидкости меньше. Зависимость расхода от размера сечения больше, а гидравлические шумы меньше. Поверхности, образующие проточную часть клапана, в конструктивном исполнении могут иметь различную форму. Из множества существующих поверхностей выберем плоский кольцевой зазор. Основное достоинство принятой формы заключается в широком диапазоне сопротивлений, технологической простоте изготовления, возможности построения моделей течения.
Стендовые испытания виброизолирующего механизма с пневмогидравлическим компенсатором жесткости
С помощью формул (3.14) и (3.22), варьируя основными параметрами системы, мы можем подобрать эффективный, для практических целей, зазор клапана. По формуле (3.23) производились расчеты энергии для минерального смазочного масла кинематической вязкостью V=0,05 Стокса, динамической вязкостью (1=1,29 (Н сек)/м2, плотностью р=875 (Н сек2)/м4 для различных Н и клапана ( - ширина зазора клапана, Н - высота зазора клапана). зазора клапана Анализируя график 3.3 можно заключить, что эффективными параметрами зазора клапана будут, например, Н=0,01 м, =0,01 мм; при этом потери энергии будут меньше, чем 105 Ватт. Из формулы (3.14) можно получить эпюру скорости (рис. 3.4)
При установившемся движении эпюра в канале зазора клапана (рис. 3.4) получилась похожей на эпюру скоростей Пуазейля в канале щели. В реальности при неустановившемся движении должны появляться обратные течения, которые, возможно, связаны с энергетическими особенностями течения. Эпюру скоростей для неустановившегося движения теоретически получить достаточно трудно, так как невозможно получить теоретически формулу для расчета градиента давления, поэтому для решения данной задачи нужно подключать экспериментальные методы, которые, возможно, позволят оценить интеграл от параметра Fn(t) и тогда с помощью формулы (3.14) можно будет построить эпюру скорости.
Изучением движения жидкости или газов по трубам небольшого сечения занималось множество ученых. Первым ученым, обратившим внимание на это, был М.В. Ломоносов. Он обнаружил, что разные жидкости вытекают из капиллярных трубок с весьма различными скоростями, и предложил использовать подобные наблюдения для характеристики различных жидкостей. Тем самым он положил начало развитию капиллярных приборов для измерения вязкости жидкостей. Движение жидкости через капилляры лежит в основе кровообращения, и потому не случайно детально исследовал законы такого течения французский врач Пуазейль. Огромную роль при изучении движения жидкости через капилляры сыграл II.П. Петров.
Основываясь на законах внутреннего трения жидкостей было обнаружено, что профиль скоростей представляет собой отрезок параболы, ось которой совпадает с осью капилляра (рис. 3.5). Следует помнить, что такой профиль скоростей возможен только при определенных условиях, которые точно указаны Н.П. Петровым, т.е. применим для капилляров, длина которых превышает по меньшей мере в десять раз их диаметр, до тех пор, пока число Рейнольдса остается меньшим тысячи (Re = 1000, где Г - радиус капилляра; а - средняя скорость движения жидкости в капилляре; (І - диаметр капилляра; Г коэффициент вязкости жидкости). Эпюра скорости (рис. 3.4), рассчитанная по формуле (3.14) полностью удовлетворяет вышесказанному. Число Рейнольдса действительно 1000. Поэтому, можно утверждать, что параметры зазора клапана, рассчитанные по формулам (3.14) и (3.23) могут быть эффективными при инженерном проектировании пневмогидравлического компенсатора жесткости.
При прохождении вязкой жидкости через зазор клапана при неустановившемся движении вследствие вязкости в нем наводится (индуцируется) вихревой поток, на создание которого затрачивается энергия. Эта энергия не переходит в тепло, а сохраняется в наведенном ею вихревом потоке. Поэтому по своему характеру эта энергия реактивная. Данные потери энергии нужно снижать до минимума, что повлечет за собой снижение гидравлических шумов.
Рассмотрим следующую схему истечения вязкой несжимаемой жидкости через круглую щель, находящуюся в сечении П-П. Виброизолирующий механизм представим как цилиндр радиусом RQ и соединен с подводящим трубо-проводом(рис.З.б).
Рассмотрим следующую схему движения вязкой несжимаемой жидкости через узкую круглую щель, находящуюся в сечении П-П (рис. 3.6). Имеется открытый резервуар цилиндрической формы радиусом RQ, заполненный вязкой несжимаемой жидкостью. Резервуар соединен с трубой с жесткими стенами, радиус которой R . Давление Р создаваемое в резервуаре, передается через объем жидкости в трубопровод, в котором установлена узкая щель радиусом Г0 « R. Длина трубы от сечения II-II до свободного конца равна L . Движение осесимметричное относительно оси Ох. Начало координат выбрано в центре щели. Сечение II—IT совмещено со свободной поверхностью в резервуаре. Плотность жидкости постоянна. Движение рассматривается из состояния покоя. Требуется определить поле скоростей жидкости после щели в зависимости от подводимой энергии и затрат энергии на преодоление щели.
Для построения решения будем пользоваться не классическими уравнениями, а следующими, получающимися точными математическими преобразованиями из уравнений Навье-Стокса, [53]:
