книги / Справочник по судовой акустике

Глава 8

СНИЖЕНИЕ ШУМА СУДОВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ,

КОМПРЕССОРОВ И ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН

ющая арм атура.

И нтенсивность и спе ктр а льн ы й состав воздуш ного ш ум а и вибрации судовой гидравлической арм атуры зависят от ее ко н с тр у кц и и , от перепадов давлений местных ги д р а вл и че ски х сопротивлений» ско р о сти и температуры рабочей среды.

давлений дросселирование сопровождается кавитацией, представляющ ей собой мощный исто чн и к а кусти че ско й эн ергии . П оэтом у виброш умовы е ха р а кте р истики гидравлической арм атуры обычно вы р а ж а ю т в зависимости от числа ка витации, связы ваю щ его м е ж д у собой основные гидравлические парам етры потока:

где р2 — давление в п отоке ж и д ко с ти за арм атурой; рп — давление парообразо­

от 60 до м иним ал ьны х значений наблюдается резкое возрастание уровней воздуш ­

растают по мере увеличения коэффициентов местных сопротивлений тем интен­ сивнее, чем меньш е значение сгк . Это объясняется тем, что в арматуре с меньш им сопротивлением ка ви та ц и я п ри тех ж е зн аче ни ях сгк развивается медленнее.

Р и с . 8 .6 . С пе ктр о гр а м м ы ви брац ии р е гул и р ую щ е й арм атуры .

/ — клапан дроссельный, Dv = 60 мм; 2 — клапан дроссельный, Dу = 'tO мм; 3 — клапан редукционный, Dy = 50 мм.

Спектрограммы вибрации отдельных видов запорной и регулирующей арма­ туры даны на графиках рис. 8.5 и 8.6, из которых очевидна преобладающая роль высокочастотных составляющих в спектрах.

В результате аппроксимации опытных данных получены следующие прибли­ женные зависимости общих уровней воздушного шума и вибрации судовой ги­ дравлической арматуры от числа кавитации:

Рис. 8.7. Конструктивные схемы проточных частей малошумной дроссель­ ной арматуры.

уровень шума LmàX, дБ

уровень вибрации, L y max> дБ

Из трех основных типов арматуры — запорной, распределительной и регу­ лирующей — наиболее интенсивным источником шума является регулирующая арматура, так как рабочий процесс в ней основан на принципе дросселирования потока.

Основными путями снижения шумности гидравлической арматуры можно считать ограничение перепада давлений (на Одну ступень) докритическим по на­ чалу возникновения кавитации значением и совершенствование конструктивных форм проточных частей. Достигнутые в этой области результаты являются весьма обнадеживающими [1]. На рис. 8.7 в качестве примера показаны некоторые

конструкции проточных частей многоступенчатых дроссельных клапанов, кото­ рые обеспечивают значительное снижение шума и вибрации по всему спектру по сравнению с одноступенчатыми клапанами, рассчитанными на те же параметры.

Интенсивными источниками шума и вибрации в гидравлических системах являются также некоторые исполнительные органы, используемые главным об­ разом в системах гидравлического регулирования. К наиболее виброактивным элементам этих систем принадлежат различного рода манипуляторы, золотники и клапаны. Источниками шумообразования в них, помимо гидравлических при­ чин (вихреобразоваиия, пульсации давления и кавитации), являются трение и соударение контактируемых деталей — в частности, удары клапанов о гнезда в клапанных коробках, удары и трение в сочленениях приводов золотников, манипуляторов и в других звеньях.

Вибрация и пульсации давлений, порождаемые насосами, арматурой и испол­ нительными гидравлическими механизмами, передаются трубопроводам, которые связывают эти элементы, а также распространяются по потоку жидкости.

Распространение возмущений в потоке, происходящее со скоростью звуковой волны, не зависит от скорости движения жидкости в трубопроводе. Пуль­ сации давлений в трубопроводах затухают на весьма значительных расстоя­ ниях от источника. Это справедливо главным образом для прямолинейных уча­ стков трубопроводов. Наличие колен, разветвлений, гибких рукавов, различной арматуры на пути потока в значительной мере способствует отражению, рассеива­ нию и преобразованию пульсационной энергии. Если этих средств оказывается недостаточно, используют специальные противопульсационные устройства, ко­ торые подключаются к системе трубопроводов.

Наиболее распространенный тип противопульсацнонных устройств — воз­ душные колпаки. Принцип действия воздушных колпаков основан на аккумули­ ровании импульсов давления в потоке и последующем выравнивании их за счет периодического сжатия и расширения воздуха, заключенного под колпаком. В современных конструкциях воздушных колпаков водяная и воздушная полости разделены резиновой диафрагмой, которая предотвращает растворение воздуха в воде.

Снижению интенсивности пульсаций потока в значительной мере способ­ ствуют различные емкости, включаемые в систему — баки, ресиверы и т."п. Воздухоотделители, устанавливаемые на наиболее высокорасположенных уча­ стках трубопроводов, оказывают двойное действие по уменьшению интенсив­ ности пульсаций потока: предотвращают нарушение сплошности потока и демпфи­ руют колебания давления за счет упругости воздуха, скапливающегося в возду­ хоотделителе.

Противопульсационные устройства, снижающие активность возмущений в потоке, не исключают' появления резонансных колебаний трубопроводов и столбов заключенной в них жидкости. Для отстройки от резонансов необходимо, чтобы отношение частот возмущающих сил о к собственным частотам колебаний трубопроводов или заключенной в них жидкости ш0 находилось за пределами

Собственные частоты колебаний жидкости в трубопроводах füt Гц, могут быть

где с — скорость звука в жидкости, м/с; п — любое целое положительное число; 1ЗКВ — эквивалентная длина трубопровода, м, равная / + А/ для трубы, откры­ той с одного конца, и / -|- 2А/ для трубы, открытой с обоих концов.

Согласно Рэлею поправка А/ = яг/4, где г — радиус трубы, м.

Частота собственных колебаний столба жидкости fQl Гц, в трубопроводе, оканчивающемся камерой (коллектором), может быть найдена по формуле

где s — площадь поперечного сечения трубы, м2; V — объем камеры, м3; I— длина

трубы, м.

Способы определения частот собственных колебаний жидкости в сложных

где а — коэффициент, характеризующий способ закрепления концов рассматри­ ваемого участка трубопровода; I — длина рассматриваемого участка, м; Е — мо­ дуль упругости, Па; J — момент инерции поперечного сечения трубы, м4; т — масса L м длины, кг/м.

Вследствие непрерывности трубопровода он рассматривается обычно как неразрезная балка. Для многопролетных балок с равными расстояниями между опорами одинаковой жесткости коэффициента при определении основной частоты принимают а = 3,14. Значение этого коэффициента для трубопровода без про­ межуточных опор, рассматриваемого как балка с защемленными концами, для

ворот в сечении опоры, можно рассматривать как состоящий из двух балок, каж­ дая из которых имеет защемленный и шарнирно опертый концы. Значения коэф­ фициентов для основного тона, 1-го и высших обертонов таких балок будут состав­

лять: а 0 = 3,93; a t = 7,07; ап = При п > 1.

Для защемленного по концам трубопровода с промежуточными шарнирными опорами, образующими три, четыре, пять, шесть одинаковых по длине пролетов,, значения коэффициента а 0 соответственно равны: 3,55; 3,39; 3,30; 3,26. По мере увеличения количества промежуточных опор зависимость колебаний от условий закрепления концов трубопровода уменьшается. Преобладающими становятся: формы колебаний, свойственные однопролетной балке с шарнирными опорами и с характерным размером /, равным длине пролета между опорами. Значения а 0,. оСц < п для такой балки соответственно составляют я, 2я, (п -[- 1) я.

Существенное влияние на виброшумовые характеристики трубопроводов ока­ зывают способы их крепления к насосам и несущим конструкциям (элементам корпусного набора, переборкам, фундаментам). Для уменьшения передачи трубо­ проводам звуковой энергии их отделяют от насосов с помощью звукоизолирую­ щих элементов (виброизолирующих патрубков, сильфонов, эластичных рукавов)..

Интенсивность шумообразования судовой гидравлической системы в значи­ тельной степени зависит от согласованности режимов работы входящих в нее элементов, так как минимальная шумность достигается при оптимальных режимах работы всех звеньев системы. Поэтому при проектировании судовых гидравличе­ ских систем необходимо в первую очередь добиваться того, чтобы используемые в них насосы работали на оптимальной подаче. В частности, при параллельном подключении нескольких потребителей к одному насосу с постоянной частотой вращения и периодическом отключении отдельных потребителей во время работы насоса приходящийся на их долю расход должен компенсироваться с помощьюбайпасирования. В противном случае подключение и отключение потребителей может привести к отклонению работы насоса от расчетного режима и, как след­ ствие, к повышению шумности. Байпасирование прежде всего должно преду­ сматриваться в системах с лопастными насосами, наименьшие уровни шума ко-

о тд е л ь н ы х элем ентов насоса в ш и р о ко м диапазоне частот, а т а к ж е автоколебаний л о па сте й рабочего колеса .

О сно вн а я п р и ч и н а п о вы ш е ния ш ум но сти центробеленых насосов заклю чается

м и ч е ско го следа за вращ аю щ им ися л опастям и п р и во д и т к неоднородности потока

ко сти . И нте нсив но сть ш ум а и ви брац ии п р и этом возрастает с увеличением давле­

обр а бо тки цапф и ги д р о д и на м иче ским и процессам и в зазоре м е ж ду цапф ой и вкл а ­