Разработка метода контроля вибрации судовой трубопроводной арматуры по результатам испытаний модельных аналогов тема автореферата и диссертации по физике, 01.04.06 ВАК РФ

ЗАВЬЯЛОВ ЮРИЙ НИКОЛАЕВИЧ

РАЗРАБОТКА МЕТОДА КОНТРОЛЯ ВИБРАЦИИ СУДОВОЙ ТРУБОПРОВОДНОЙ АРМАТУРЫ ПО РЕЗУЛЬТАТАМ ИСПЫТАНИЙ МОДЕЛЬНЫХ АНАЛОГОВ

Специальность 01.04.06 - Акустика

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

2 6 ДПР Ш

005019615

Санкт-Петербург - 2012

Работа выполнена в конструкторском бюро «Армас» ОАО «Центр

технологии судостроения и судоремонта».

Научный руководитель: доктор технических наук,

старший научный сотрудник Голованов Владимир Иванович

Официальные оппоненты: Майзель Александр Борисович

доктор технических наук, профессор

ОАО «ЦКБ МТ «Рубин», начальник отдела

Берестовицкий Эрлен Григорьевич

кандидат технических наук, старший научный сотрудник ОАО «Концерн «НПО «Аврора», главный акустик

Ведущая организация: ОАО «Санкт-Петербургское Морское

Бюро Машиностроения «Малахит», Санкт-Петербург

Защита состоится 26 апреля 2012 года в 16-00 ч. в ауд. У-167 на заседании диссертационного совета Д 212.228.04. ФГБОУ «Санкт-Петербургский государственный морской технический университет по адресу: 198262, г. Санкт-Петербург, Ленинский пр., д. 101.

Отзывы направлять: 190008, Санкт-Петербургул, СПГМТУ. Ул. Лоцманская дом. 3.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного морского технического университета.

Автореферат разослан 22. .03. 2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.228.04 кандидат технических наук, доцент

■ Б.П. Васильев^

1. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Диссертационная работа посвящена исследованию процесса взаимодействия акустически невозмущенного потока рабочей среды с обтекаемыми внутренними поверхностями арматуры и разработке на этой основе метода контроля вибрации судовой трубопроводной арматуры по результатам испытаний модельных аналогов.

Актуальность проблемы

Интенсивное развитие современной промышленности и транспорта поставило ряд новых задач, среди которых выделяется задача уменьшения шума и вибрации, как на рабочих местах обслуживающего персонала, так и в окружающей среде. Рост энерговооруженности предприятий, мощностей оборудования, увеличение рабочих скоростей машин и механизмов приводит к значительному возрастанию шума и вибрации, что в результате чего ухудшается здоровье человека, снижается производительность труда, происходит акустическое загрязнение среды обитания.

Одной из важнейших проблем при этом является необходимость постоянного снижения вибрации и шума всего поставляемого на суда оборудования. Среди этого оборудования особое место занимают судовые трубопроводные системы. Это обусловлено тем обстоятельством, что судовые трубопроводные системы состоят из большого числа разнородных элементов. Снижение шума и вибрации, которые возникают при работе систем, существенно улучшает условия работы и отдыха обслуживающего персонала, что является особенно важным при управлении кораблями, судами и объектами общепромышленного назначения и атомной энергетики.

Значительный вклад в разработку методов контроля вибрации и исследования гидродинамических среды характеристик потока проводимой среды в проточной части судовой трубопроводной арматуры, их влияние на виброакустические параметры элементов судовых систем внесли Будрин С. В, Ким Я. А, Берестовицкий Э. Г, Викторов А. А, Голованов В. И, Легуша Ф. Ф, Смольяков А. В. и другие ученые и специалисты.

Целенаправленные работы по снижению виброактивности машин и механизмов, входящих в состав судовых трубопроводных систем, привели к тому, что виброактивность систем на современных и, тем более, перспективных кораблях и судах в основном определяется виброшумовыми характеристиками их элементов, в первую очередь, характеристиками трубопроводной арматуры. Виброактивность этих элементов формируется при взаимодействии текущей рабочей среды с обтекаемыми внутренними поверхностями корпусов.

Энергию, излучаемую всеми элементами систем, в том числе и судовой арматурой, необходимо учитывать при расчетах воздушного шума и вибрации на постах и в каютах на кораблях и судах. Это требует создания методов не только расчета, но и контроля вибрационного возмущения трубопроводной

арматуры, обусловленного протекающей по ней акустически невозмущенной рабочей средой.

Для этого в отраслевых центрах были созданы специализированные стенды для исследований, контроля и сдачи как спецификационных, так и виброакустических характеристик арматуры. Вначале были созданы гидравлические стенды на основных предприятиях - поставщиках арматуры. На базе НПО «Аврора» был создан насосный стенд, а на базе ЦКБ «Знамя Октября» (в настоящее время КБ «Армас» ОАО «ЦТСС») - стенд вытеснительного действия. При расширении номенклатуры контролируемых изделий аналогичный стенд был создан на базе ПО «СМП».

Возможности этих стендов позволяют проводить на них исследования значительной части арматуры, которая должна проверяться на соответствие каким-либо виброакустическим требованиям.

Однако имеются отдельные типоразмеры судовой арматуры, которую невозможно проконтролировать на этих стендах. В первую очередь это относится к так называемой большепроходной арматуре, то есть к судовой трубопроводной арматуре больших диаметров, которую невозможно установить и, соответственно, испытать на существующих стендах.

Вопрос контроля такой трубопроводной арматуры, которую невозможно проконтролировать на существующих стендах, требует разработки специальных методов. Разработка методов контроля таких изделий возможна лишь на основе совместного моделирования как гидродинамических параметров потока, так и механических характеристик корпусов.

Именно это и обуславливает актуальность данной работы.

Цель работы

Целью данной работы является научное обоснование и разработка метода контроля вибрации судовой трубопроводной арматуры по результатам испытаний модельных аналогов.

Для достижения указанной цели в работе было выполнено следующее:

- определены предельные параметры судовой арматуры, которая может быть испытана на существующих стендах,

- уточнена физическая модель связи среднеквадратичной вибрации арматуры с усредненными по внутреннему объему параметрами турбулентных пульсаций давления проводимой среды,

- предположена и экспериментально подтверждена независимость связи между вибрацией корпуса арматуры и турбулентными пульсациями давления в потоке среды от среднерасходной скорости проводимой среды,

- спроектированы и изготовлены маломасштабные модели судовой арматуры для проведения экспериментальных исследований,

- разработан метод контроля вибрации судовой арматуры, основанный на результатах испытаний масштабных образцов.

Научная новтна

Научная новизна диссертационного исследования состоит в том, что впервые получены следующие результаты:

1. Уточнена физическая модель связи среднеквадратичной вибрации арматуры с усредненными по внутреннему объему параметрами турбулентных пульсаций давления проводимой среды.

2. Экспериментальные данные, подтвердили независимость связи между вибрацией корпуса арматуры и турбулентными пульсациями давления в проводимой среде от скорости её потока.

3. Предложен метод определения вибрационных характеристик арматуры, основанный на результатах модельных испытаний.

Практическая ценность

При непосредственном участии автора работы были разработаны, выпущены и согласованы с заинтересованными предприятиями следующие руководящие документы, регламентирующие порядок определения вибрационных и гидравлических характеристик некоторых типов арматуры на базе результатов испытаний отдельных модельных аналогов:

- «Временная методика определения уровней ВШХ затворов переборочных

Ду150-350 на базе результатов испытаний типового представителя», выпуск 33665 ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова,

- «Методика определения ВШХ малошумных дроссельных устройств на основе результатов испытаний отдельных представителей», выпуск 38988 ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова,

- «Методика расчетно-экспериментальной оценки гидравлических характеристик большепроходных малошумных дроссельных устройств разработки СМП», ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова.

На основе полученных результатов, под руководством и при непосредственном участии автора был выполнен большой объем работ по созданию большепроходных малошумных захлопок для главных циркуляционных трасс, переборочных затворов, а также дроссельно-регулирующей арматуры. Результаты их испытаний полностью подтвердили правильность предложенных методов их создания.

Использование результатов диссертационной работы подтверждено соответствующими актами.

Основные положения, выносимые на защиту

На защиту выносятся следующие основные результаты работы:

1. Уточненная физическая модель связи среднеквадратичной вибрации арматуры с усредненными по внутреннему объему параметрами турбулентных пульсаций давления проводимой среды.

2. Результаты экспериментальных исследований связи между гидравлическими характеристиками потока проводимой среды и механическими характеристиками корпуса арматуры,

3. Созданный на базе выполненных исследований метод пересчета вибрации с масштабного модельного образца на натурный образец большепроходной трубопроводной арматуры.

Апробация работы

Диссертационная работа заслушана и одобрена 2012 г. на

расширенном заседании научно-технического совета ОАО «ЦТСС».

Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на:

- секции научно-технического совета конструкторского бюро «Армас»;

- заседании научно-технического совета открытого акционерного общества «Центр судостроения и судоремонта» (ОАО «ЦТСС»);

- результаты работы докладывались и обсуждались на двух отраслевых конференциях и заседаниях научно технического совета.

Публикации

По теме диссертации опубликовано Т£/7/й$2Статьи, из них одна в рецензируемом научном журнале, одна в соавторстве, доля автора не менее 50%. Результаты были опубликованы в материалах НТС.

Структура н объем диссертации

Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и списка использованных источников (90 наименований).

Объем диссертации составляет 110 страниц, включая 32 рисунка и схемы.

2. СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ

Во введении обоснована актуальность работы, определены цель и задачи исследования, представлен обзор литературных источников, на основе чего показана научная новизна и практическая значимость работы, сформулированы основные положения, выносимые на защиту.

Глава 1

Анализ возможностей стендовой базы и постановка задачи исследований

Выполнен анализ возможностей существующей в настоящее время в судостроительной отрасли стендовой базы, предназначенной для испытаний современной и перспективной трубопроводной арматуры. По результатам анализа выявлен перечень арматуры, характеристики которой не позволяют испытать ее на существующих стендах. К числу такой арматуры, в первую очередь, относится большепроходная арматура.

Для большепроходной трубопроводной арматуры, которую невозможно испытать на существующих стендах, необходимо разработать метод совершенствования проточных частей и метод оценки их вибрационных характеристик.

Кроме большепроходной имеются также арматура, представленная типорядами, представители которой различаются только диаметром. В типоряды может входить 6-10 изделий. При этом изделия геометрически практически подобны. Акустические испытания на стенде одного изделия включают в себя следующие операции: монтаж на измерительном участке изделия, заполнение измерительного участка водой, опрессовка, проведение собственно измерений, осушение измерительного участка, демонтаж изделия. По времени этот процесс занимает 4-8 часов в зависимости от массогабаритных характеристик арматуры. При заказе большой партии однотипной арматуры время, необходимое для испытания всех изделий, отличающихся только диаметром, становится недопустимо большим. Для сокращения времени испытаний такой арматуры также необходимо разработать метод оценки ее вибрационных характеристик.

Для сокращения времени испытаний такой арматуры также необходимо разработать метод оценки ее вибрационных характеристик.

Наиболее просто такие методы разрабатывать, взяв за основу результаты модельных акустических испытаний образцов - прототипов, т.е. тех образцов, которые геометрически подобных исходному элементу.

Вибрация любого элемента, в том числе и вибрация трубопроводной арматуры, может быть описана следующим соотношением

= (1)

где £ -уровни вибрации арматуры; м/с2

со - круговая частота;

Г - динамическая сила; не

X - механическое сопротивление рассматриваемого элемента, нс/м.

В соответствии с действующими методиками контроля вибрации судового оборудования под уровнями вибрации понимаются среднеквадратичные уровни в расположенных на входном и выходном фланцах точках измерения. Количество точек измерения вибрации на каждом фланце зависит от диаметра условного прохода изделия.

При рассмотрении вибрации арматуры величина Р является величиной

суммарной динамической силы, действующей со стороны акустически невозмущенного потока проводимой среды на внутреннюю обтекаемую поверхность корпуса арматуры. Причиной появление этой силы является возникновение турбулентных пульсаций давления в потоке среды при его динамическом взаимодействии с внутренними обтекаемыми поверхностями корпуса арматуры.

При этом необходимо принять все меры для исключения явления кавитации, при наличии которой в потоке появляются отдельные зоны с растягивающими напряжениями, величина которых превышает прочность жидкости на разрыв. Это приводит к появлению парогазовых каверн. При продвижении каверн по потоку и выходе их из зоны действия растягивающих напряжений реализуется обратный процесс - смыкание парогазовых каверн. Силовое воздействие на корпус и, соответственно, шумы и вибрации, определяемые этим процессом, к сожалению, в настоящее время не моделируются. Однако, при проектировании различного рода гидравлических устройств, в том числе, и арматуры, используется критерий кавитации, учитывающий характеристики устройства в следующем виде:

К = ■

рЦ ' (2)

2

где К - число кавитации;

Рс 7 - давление рабочей среды в сливном трубопроводе, Па;

Рн,7 - давление насыщенного пара в рабочей среде при температуре жидкости, Па;

р - плотность жидкости, кг/м3;

V - скорость жидкости, м/с.

В том случае, если выполняется условие:

Р -Р

гсл 'нп--2~'

то гидростатическое давление в потоке равно давлению насыщенного пара при температуре жидкости.

Отсюда видно, что критическим числом является К = 1, при К < 1 возникает кавитация, при К > 1 кавитация отсутствует. Проектировать все изделия необходимо с учетом данного условия.

Под величиной 2 понимается величина механического сопротивления корпуса арматуры. Эта величина связывает величину суммарной динамической силы, действующей со стороны потока акустически невозмущенной рабочей среды со среднеквадратичным значением вибрации контрольных точек.

При использовании выражения (1) неявно вводится физическое предположение - величина суммарной динамической силы и механического сопротивления являются независимыми друг от друга, иными словами изменение механического сопротивления корпуса арматуры не влияет на величину суммарной динамической силы, действующей со стороны потока, и наоборот - изменение динамической силы не меняет величину механического

сопротивления. Отсюда очевидно следует, что эти величины могут быть определены независимо друг от друга. Экспериментальное доказательство вышеизложенного предположения приведено в последующих главах.

Кроме этого предполагается также, что внутреннее сопротивление потока проводимой среды таково, что возможные акустические колебания корпуса не оказывают обратного влияния на поле динамических сил, действующих со стороны потока и, соответственно, на суммарную динамическую силу, действующую на корпус арматуры.

В случае использования результатов модельных испытаний выражение для уровней вибрации геометрически подобного натурного образца принимает вид

4,(<у») = Ма>„)----———г> (3)

где Ь„(а>„), Ьм(<ам) - уровни вибрации натурного и модельного образцов соответственно.

Для использования этого соотношения необходимо связать между собой значения динамических сил (турбулентных пульсаций давления) в модельном и натурном образцах, а также определить связь между механическими сопротивлениями корпусов.

Закономерности моделирования механических конструкций при дискретном механическом возбуждении необходимо распространить на случай поверхностного возбуждения образца транспортируемой проводимой средой.

Таким образом, в результате испытаний модельного образца необходимо определить все параметры, для дальнейшего определения величины суммарной динамической силы и механического сопротивление арматуры в условиях натурного образца. В последующих главах и будут рассмотрены вышеперечисленные вопросы.

Глава 2

Обоснование возможности определения спектра турбулентных пульсаций давления в потоке проводимой среды в проточной части арматуры с использованием результатов модельных испытаний

В настоящей главе изложены результаты исследований, которые обосновывают возможность определения спектра турбулентных пульсаций давления, усредненного по всему внутреннему пространству натурного образца арматуры при работе ее на заданной рабочей среде. Основой для такого определения являются результаты испытаний модельного образца арматуры с геометрически подобной проточной частью на произвольной рабочей среде.

Получено выражение для отношения усредненных по внутреннему объему спектров давлений натурного и модельного образцов, которое имеет следующий вид (при получении этого соотношения учтено равенство коэффициентов гидравлического сопротивления модели и натуры)

РЛв>) PJv)

1 + 44,1__

/и 1 + 44,1-

В этом выражении приняты следующие обозначения: Р(т) - спектр давления, обусловленного турбулентными пульсациями давления,

р, V - плотность и среднерасходная скорость проводимой среды, R - радиус рассматриваемого элемента, S„ - толщина вытеснения пограничного слоя, / - текущая частота.

Индексы «м» и «н» относятся к модельному и натурному элементам. Полученные соотношения дают принципиальную возможность определения для натурного элемента усредненного по всему внутреннему объему элемента спектра давлений, обусловленного потоком акустически невозмущенной рабочей среды, по результатам испытаний модельного элемента, проточная часть которого выполнена геометрически подобной натурному элементу, а характеристики рабочей среды могут быть различными. При этом режимы течения рабочих сред должны лежать в области развитой турбулентности, т.е. в той области, в которой коэффициент гидравлического сопротивления не зависит от скорости потока.

При этом необходимо подчеркнуть, что вследствие сделанных ранее в главе 1 предположений для определения величин давления характеристики материала, из которого выполнена модель, не принципиальны. Материал модели может быть произвольным.

Экспериментальные исследования полей спектров давлений на аэродинамическом стенде MAC (малый аэродинамический стенд), который расположен на базе ФГУП ГНЦ РФ «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова», проводились на проводимой среде «воздух». На вытеснительном стенде КБ «Армас» испытания проводились на проводимой среде «вода».

На стенде MAC на проводимой среде «воздух» были испытаны модели проточных частей запорных клапанов DN 50, 100, 150 и 200. Испытания проводились при различных скоростях потока воздуха. В качестве исходного была выбрана модель клапана DN 50. Результаты испытаний модели клапана DN 50 пересчитывались к результатам испытаний моделей клапанов большего прохода и полученные значения сопоставлялись с экспериментальными результатами. Испытания проводились при различных скоростях воздушного потока.

Типичные результаты испытаний представлены на рисунках 1 и 2. На рисунке 2.1 представлены усредненные по всему внутреннему объему образца спектры давлений для моделей запорного клапана DN 50 и DN 100. Здесь же приведен результат пересчета усредненного спектра пульсаций

давления модели клапана ОЫ 50 к спектру пульсаций давления модели клапана ЭЫ 100 мм при соответствующей скорости воздуха.

На рисунке 2 представлены аналогичные результаты для моделей клапанов DN 50 и 200.

Из этих рисунков видно хорошее соответствие расчетных и экспериментальных значений спектров давления, полученных путем пересчета с изделий малого диаметра на изделия большого диаметра при использовании одной и той же проводимой среды «воздух».

и, дБ

120

ю 100 1000 10000

-»— клапан Ду50, \Л= 28 м/с-эксперимент клапан ДуЮО, \/=32 м/с - эксперимент

-*- клапан ДуЮО, \/=32 м/с - пересчет

Рис. 1. Сравнение экспериментально полученных и пересчитанных уровней пульсаций давления для клапана ЭЫ 100

120 115 110 105 100 95 90 85

f, Гц

Ю 100 1000 10000

—клапан Ду50, V=28 м/с-эксперимент

клапан Ду200, V=26 м/с - эксперимент -*— клапан Ду200, V=26 м/с - пересчет

Рис 2. Сравнение экспериментально полученных и пересчитанных уровней пульсаций давления для клапана DN 200

На стенде КБ «Армас» ОАО «ЦТСС» на проводимой среде «вода» были испытаны конструктивно однотипные клапана DN 50, 150 и 200. Результаты испытаний представлены на рисунках 3 и 4.

130 120 110 100 90

10 100 1000 10000 клапан Ду50, V=2 м/с-эксперимент -*- клапан Ду150, V= 1 м/с - эксперимент клапан Ду150, V= 1 м/с - пересчет

Рис. 3. Сравнение экспериментально полученных и пересчитанных уровней пульсаций давления для клапана DN 150

10 100 1000 10000 —♦— клапан Ду50, У=2 м/с-эксперимент —*— клапан Ду200, \/=2 м/с - эксперимент клапан Ду200, У =2 м/с - пересчет

Рис. 4. Сравнение экспериментально полученных и пересчитанных уровней пульсаций давления для клапана DN 200

Из представленных рисунков видно хорошее соответствие экспериментальных и расчетных значений спектров давления, полученных путем пересчета с изделий малого диаметра на изделия большого диаметра при использовании одной и той же проводимой среды - «вода».

Ряд испытаний на изделиях, имеющих геометрически подобные проточные части, проводился на рабочих средах «вода» и «воздух». Это обстоятельство позволило сопоставить результаты пересчета спектров пульсаций давления для различных проводимых сред.

L, дБ

~~~—*---

f, Гц

-

Иллюстрации результатов сопоставления проведены на рисунках 5 и 6.

—»— клапан Ду50, \/=28 м/с-эксперимент клапан Ду150, У=1 м/с - эксперимент -*- клапан Ду150, \/=1 м/с - пересчет

Рис. 5. Сравнение экспериментально полученных и пересчитанных уровней пульсаций давления для клапана DN 150.

клапан Ду50, \/=28 м/с-эксперимент клапан Ду200, У=2 м/с - эксперимент клапан Ду200,4=2 м/с - пересчет

Рис. 6. Сравнение экспериментально полученных и пересчитанных уровней пульсаций давления для клапана ОЫ 200

Таким образом, представленные результаты подтверждают возможность, с достаточной для практических нужд точностью, определения для одного элемента усредненного по внутреннему объему спектра давлений по результатам испытаний модельного элемента с геометрически подобной проточной частью. При этом характеристики рабочей среды для натурного и модельного элементов могут быть различными.

Глава 3

Определение связи между механическими характеристиками модельного и

натурного образцов

В данной главе показано, что связь между вибрацией ее корпуса и уровнями турбулентных пульсаций давления в ее проточной части практически не зависит от скорости потока рабочей среды. Это обстоятельство означает следующее - данная связь определяется только механическими характеристиками корпуса изделия, что позволяет предложить метод определения механических характеристик корпуса натурного элемента по результатам определения механических характеристик корпуса модельного образца.

Для подтверждения этого положения были проведены экспериментальные исследования связи между уровнями вибрации разнообразной арматуры и турбулентными пульсациями давления в ее проточной части при различных скоростях потока. Эти исследования проводились на различных гидравлических стендах - на стенде «Скат», расположенном на базе ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова» и на вытеснительном стенде КБ «Армас» ОАО «ЦТСС» .

Экспериментальные исследования на этих стендах проводились по следующей методике.

При каждой скорости потока измерялись уровни вибрации контрольных точек корпуса рассматриваемого элемента и для каждого направления рассчитывались среднеквадратичные (по всем точкам) значения уровней вибрации. Измерения вибрации проводились в соответствии с действующей методикой, в соответствии с которой погрешность измерений вибрации не превышает величины 2 дБ.

Кроме вибрации в проточной части элемента в нескольких точках измерялись уровни турбулентных пульсаций давления. Погрешность измерений не превышала величины 3 дБ. По полученным значениям рассчитывались среднеквадратичные уровни пульсаций давления. Измеренные величины вибрации и турбулентных пульсаций давления сопоставлялись между собой.

Для простоты такое сопоставление проводилось по разнице в логарифмическом масштабе уровней давления и уровней вибрации, т.е. по величине, которая пропорциональна механическому сопротивлению

= />-£, дБ (5)

где Р - величина измеренного давления в дБ (относительно нулевого порога 210"5 Па);

- величина измеренного ускорения в дБ (относительно нулевого порога 3104м/с2).

Были измерены различные элементы трубопроводных систем, как фасонные части, так и арматура различного условного прохода. Типичные результаты приведены на рисунках 7 и 8.

40 30 20 10 0

// ^У-к „ ^ г

■ /

10

100

1000

10000

а)

140

130

120

Р, ДБ

110

10

б)

100

» «' " ■ Л Л Л "II »а Г '' ' г-*"* г-*--» К X ж Г^

Л Гц

1000

10000

Р-Ц дБ

120

110

100

90

10

100

1000

А

V -*- г.гц 1

10000

в)

Рис. 7. Уровни вибрации (а), турбулентных пульсаций давления (б) и разница между ними (в) запорного углового штуцерного клапана ОЫ 20, РЫ 10,0, черт. 521-01.464 при скоростях воды 2, 3 и 4 м/с (стенд КБ «Армас»)

50 40 30 20 10 0

1 10 100 1000 10000

а)

145 140 135 130 125 120 115

б)

130 120 110 100 90

1 10 100 1000 10000

—*—2 —*—3 —х—4 —*—5

в)

Рис. 8. Уровни вибрации (а), уровни турбулентных пульсаций давления (б) и разница между уровнями турбулентных пульсаций давления и вибрации (в) кингстона DN 150 при скоростях воды 2, 3,4 и 5 м/с. (стенд ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова)

Р,дБ

/

f,r4

10 100 1000 10000

P-L, дБ

ГШ

А

(,гц

Из этих рисунков видно, что величина связи между уровнями пульсаций давления и вибрации практически (разброс не превышает величины 5 дБ, что полностью соответствует погрешности измерений) для каждого испытанного образца постоянна, она не зависит от скорости потока.

Это обстоятельство указывает на то, что они обусловлены механическими характеристиками установленного на стенде элемента.

Таким образом, можно считать, что, несмотря на некоторое изменение распределения поля турбулентных пульсаций давления в проточной части арматуры, вибрация арматуры строго пропорциональна величине усредненного по всему внутреннему объему давления. Отсюда следует, что эта связь определяется только механическими характеристиками корпуса арматуры.

Полученные результаты позволили перейти к обоснованию метода пересчета механических характеристик корпуса с модели на натуру. Соотношения для пересчета получены не только для случая геометрически тождественного моделирования, но и для случая некоторого изменения масштаба моделирования по отдельным точкам модельного элемента.

В результате показано, что частоты модельного и натурного элементов связаны между собой при помощи следующего соотношения

Л =«/•/.. (6)

где т, — масштаб моделирования.

Экспериментально определяемая величина, рассчитанная при помощи соотношения (5) моделируется следующим образом

Л,(/.)= РЛР (7)

ч.Ш щ-ШмУ

Типичные частотные зависимости измеренных и пересчитанных величин для испытанных образцов представлены на рис. 9. На нем представлены результаты определения входных величин для геометрически подобной модели исходного клапана ОЫ 50, для исходного клапана ДЫ 100 и результаты пересчета результатов от модели клапана ДЫ 50 на клапан ДЫ 100.

20Ш1Ф, дБ

60 50 40 30 20 10 0

1 ю 100 1000 10000 100000

—»- клапан ОМ50 измерения -» клапан ОЫ ЮОизмеоения

да к М

-

уу- — 1 Гц

Рис. 9. Сравнение измеренных и пересчитанных величин отношений силы к ускорению в точке возбуждения

Как видно результаты пересчета данных хорошо соответствуют данным, непосредственно полученным для клапана ДЫ 100.

Полученные результаты позволяют перейти к разработке метода оценки спектра вибрации натурного образца по результатам экспериментального определения спектра вибрации геометрически подобного модельного элемента.

Глава 4

Разработка метода расчетного определения вибрации большепроходной судовой трубопроводной арматуры

Полученные в предыдущих главах результаты позволили сформулировать основные положения и порядок реализации метода расчетно-экспериментального определения уровней вибрации большепроходной судовой трубопроводной арматуры, которую в настоящее время невозможно испытать на существующих стендах. Этот метод базируется на использовании результатов вибрационных испытаний маломасштабных моделей большепроходной арматуры.

Предложена наиболее целесообразная последовательность действий при определении вибрации большепроходной гидравлической арматуры.

В качестве примера приводятся результаты определения уровней вибрации исходного клапана ОЫ 100 по результатам испытаний геометрически подобной модели этого клапана ОЫ 50.

Результаты сопоставления расчетных и экспериментально полученных значений для различных скоростей потока приведено на рисунках 10 и 11.

Из этих рисунков видно хорошее соответствие полученных результатов.

40 ^--^_

30 ----------------------—^- - —^^

-10 ----ш

1 10 100 1000 10000

—Расчет —Эксперимент

Рис. 10. Сопоставление расчетных и экспериментальных уровней вибрации исходного клапана БЫ 100 при скорости воды 2 м/с

1,Д Б

1Гц

45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

£.,ДБ

А А '

* ^

ЛГи

10

100

- Расчет

1000

- Эксперимент

10000

Рис. 11. Сопоставление расчетных и экспериментальных уровней вибрации исходного клапана ОЫ 100 при скорости воды 4 м/с

Таким образом, полученные результаты подтверждают возможность достоверного определения вибрационных характеристик по результатам испытаний геометрически подобных масштабных моделей.

3. ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

Выполненная работа направлена на совершенствование методов определения вибрационных характеристик современной и перспективной большепроходной судовой трубопроводной арматуры, такой арматуры, характеристики которой не могут быть определены на существующей в настоящее время стендовой базе.

Проведенные исследования позволили получить качественно новые результаты и сделать ряд выводов, которые в основном сводятся к следующему.

1. Проанализированы возможности существующей в настоящее время стендовой базы, предназначенной для исследований и контроля вибрационных характеристик современной и перспективной судовой трубопроводной арматуры, по результатам анализа показано, что существуют отдельные виды арматуры, вибрационные характеристики которой не могут быть экспериментально определены на имеющейся в отрасли стендовой базе.

2. Изготовлены модели, на которых проведены собственные экспериментальные исследования связи между уровнями турбулентных пульсаций давления в рабочей среде и уровнями вызываемой ими вибрации арматуры. Исследования такой связи проводились на проводимой среде «вода» на различных стендах при разных скоростях потока среды.

3. Выполненный анализ известных и полученных результатов, позволил сделать вывод о том, что экспериментально полученные результаты подтверждают независимость связи между уровнями турбулентных пульсаций

давления в проводимой среде и уровнями вызываемой ими вибрации арматуры от скорости потока проводимой среды и что данная связь определяется только механическими характеристиками корпуса арматуры.

4. Показана возможность определения механических характеристик корпуса арматуры по результатам испытаний геометрически подобных маломасштабных моделей.

5. Обосновано предложение определять вибрационные характеристики большепроходной арматуры расчетно-экспериментальным методом, используя в качестве исходных данных результаты вибрационных испытаний геометрически подобных маломасштабных моделей такой арматуры.

6. Разработаны и обоснованы основные принципы метода расчетно-экспериментального определения уровней вибрации большепроходной судовой трубопроводной арматуры, которые подтверждены сопоставление расчетных и экспериментально полученных результатов.

7. Основные результаты работы нашли внедрение — в разработанных ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова» документах:

7.1. «Временная методика определения уровней ВШХ затворов переборочных DN 150-350 на базе результатов испытаний типового представителя», выпуск 33665 ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»,

7.2. «Методика определения ВШХ малошумных дроссельных устройств на основе результатов испытаний отдельных представителей», выпуск 38988 ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»,

7.3. «Методика расчетно-экспериментальной оценки гидравлических характеристик большепроходных малошумных дроссельных устройств разработки ОАО «ПО «Севмаш», ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»;

7.4. При разработке и определении вибрационных характеристик захлопок циркуляционных трасс DN 300, 400 и 750 для проектов ОАО «ЦКБ МТ «Рубин» и ОАО «СПМБМ «Малахит»;

7.5. При создании типоряда переборочных затворов от DN 150 до DN 350 для систем вентиляции и кондиционирования воздуха.

4. ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

Г Публикации в рецензируемых научных изданиях:

1. Завьялов Ю.Н. «Возможность совершенствования гидравлических и акустических характеристик большепроходной судовой трубопроводной арматуры». Судостроение. 2011, № - 6 (автор - 100%)

II Прочие публикации:

2. «Захлопка с гидроприводом стальная. Сборочный чертеж, ИПЛТ.492435.037 СБ, ЦКБ "Знамя Октября", 1990.

3. Завьялов Ю.Н, Тараканов Е.Ю, Тодорова Е.Ю. «САЬБ-технологии в проектировании и изготовлении судовой арматуры» Вестник технологии судостроения. 2003, № 10 СХВ/ЪОР ~ О 9*

4. Завьялов Ю.Н. «Технология создания судовой арматуры нового поколения», Сборник материалов отраслевых конференций 2010-2011 гг.

Издательство СПбГМТУ, Лоцманская, 10 Подписано в печать 20.03.2012. Зак. 4337. Тир. 80. 1,1 печ. л.

61 12-5/2317

МИНИСТЕРСТВО ПРОМЫШЛЕННОСТИ И ТОРГОВЛИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Открытое акционерное общество "Центр технологии судостроения и судоремонта" Конструкторское бюро "Армас"

ТРУБОПРОВОДНОЙ АРМАТУРЫ ПО РЕЗУЛЬТАТАМ ИСПЫТАНИЙ МОДЕЛЬНЫХ АНАЛОГОВ

ЗАВЬЯЛОВ ЮРИЙ НИКОЛАЕВИЧ

Специальность 01.04.06 - «Акустика»

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель: доктор технических наук, старший научный сотрудник Голованов В. И.

Санкт- Петербург - 2012 г.

Содержание

Перечень принятых сокращений................................................... 4

Введение................................................................................. 5

Глава 1 Анализ возможностей стендовой базы и постановка

задачи исследований............................................................... 16

1.1 Существующая в отрасли стендовая база для

испытаний судовой трубопроводной гидравлической арматуры..................16

1.2 Постановка задачи исследований......................................................................................26

Выводы по главе 1........................................................................................................................................32

Глава 2 Обоснование возможности определения спектра турбулентных пульсаций давления в потоке среды проточной части арматуры с 33 использованием результатов модельных испытаний........................

2.1 Теоретическое обоснование возможности определения спектра турбулентных пульсаций давления в проточной

части арматуры...................................................................... 33

2.2 Методика экспериментальных исследований....................................................40

2.3 Результаты испытаний......................................................... 48

2.3.1 Результаты испытаний на рабочей среде «воздух».................... 48

2.3.2 Результаты испытаний на рабочей среде «вода»....................... 52

2.3.3 Пересчет спектров ТПД при различных проводимых средах....... 55

Выводы по главе 2.................................................................... 58

Глава 3 Определение связи между механическими характеристиками модельного и натурного образцов.............................................. 59

3.1 Экспериментальное исследование связи между вибрацией арматуры и турбулентными пульсациями давления в ее проточной части......... 59

3.1.1 Методика экспериментальных исследований..................................................59

3.1.2 Результаты экспериментальных исследований связи пульсаций давления и вибрации арматуры..................................................................................................63

3.1.3 Результаты экспериментальных исследований, выполненных на 68 вытеснительном стенде КБ «Армас»..........................................

3.2 Моделирование механических сопротивлений арматуры............................75

3.2.1 Основные соотношения моделирования....................................................................76

3.2.2 Результаты экспериментальных исследований......................................................82

Выводы по главе 3..........................................................................................................................................85

Глава 4 Разработка метода расчетного определения вибрации

большепроходной судовой трубопроводной арматуры..........................................86

Выводы по главе 4........................................................................................................................................96

Заключение........................................................................................................................................................97

Список использованных источников..........................................................................................99

Приложения:..................................................................................................................................................109

1. Акт - «Об использовании результатов диссертационной работы ...» для переборочных затворов БМ 150 - Б1Ч 500, применяемых в проектах ОАО «СПМБМ «Малахит».

2. Акт - «Об использовании результатов диссертационной работы ...» для захлопок главных циркуляционных трасс БМ 150 - DN 350, применяемых в проектах ОАО «СПМБМ «Малахит».

3. Акт - «Об использовании результатов диссертационной работы ...» для переборочных затворов БК 150 - БК 500, применяемых в проектах ОАО «ЦКБ МТ «Рубин».

4. Акт - «Об использовании результатов диссертационной работы ...» для захлопок главных циркуляционных трасс БМ 150 - БN 350, применяемых в проектах ОАО «ЦКБ МТ «Рубин».

ПЕРЕЧЕНЬ ПРИНЯТЫХ СОКРАЩЕНИЙ

АКСС - амортизатор корабельный сварной со страховкой АПРК - амортизатор пневматический резинокордовый ВАХ - виброакустические характеристики ГДШ - гидродинамический шум

ПТАКСС - подвеска трубопровода с амортизатором АКСС РАВА - рукава армированные с о встроенной арматурой РТВА - рукава резинотканевые со встроенной арматурой СТА - судовая трубопроводная арматура. ТПД - турбулентные пульсации давления

Примечание. Единицы физических величин, их наименования, обозначения и правила их применения приняты в соответствии с ГОСТ 8.4179, введенным в действие с 1982 года.

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы

Объективная необходимость повышения производительности труда и интенсивного наращивания темпов промышленного производства ставит целый ряд новых проблем и, как следствие, необходимость их безотлагательного и эффективного решения.

Из всего ряда проблем необходимо выделить задачу снижения, вплоть до полного исключения, нетерпимого искажения и деформации окружающей среды в производственной и бытовой сферах, в части шума и вибрации, приводящих к заболеваниям, физическому и эмоциональному напряжению и снижению эффективности, качества и производительности труда персонала.

Рост энерговооруженности предприятий, технологического оборудования, производственных мощностей, увеличение рабочих скоростей машин и механизмов приводит к значительному возрастанию шума и вибрации, в результате чего ухудшается здоровье человека [16], снижается производительность труда, происходит процесс нарастания акустического загрязнения производственной и систематически обитаемой среды.

Одной из важнейших проблем при этом является необходимость эффективного снижения вибрации и шума всего поставляемого на корабли и суда оборудования [45, 53]. Среди этого оборудования особое место занимают судовые трубопроводные системы. Это обусловлено тем обстоятельством, что судовые трубопроводные системы насыщены большим количеством разного комплектующего оборудования и элементов.

Снижение шума и вибрации, которыми сопровождаются различные регламентные режимы работы трубопроводных систем и оборудования, существенно улучшают условия работы и отдыха обслуживающего персонала, что является особенно важным при управлении и обслуживании оборудования кораблей, судов,

технических средств общепромышленного назначения и атомной энергетики, являющихся объектами повышенной ответственности.

На основных эксплуатационных и экономичных режимах использования кораблей и судов акустический шум и вибрация в обитаемых помещениях и местах отдыха в значительной степени формируются за счет источников, связанных с работой механизмов, оборудования и трубопроводных систем. Снижение шумо-виброактивности современных судовых механизмов и создание эффективных средств их вибро и звукоизоляции [11, 12, 17, 21, 41, 74, 75, 76], а также вибродемфирования [19, 41] привели к тому, что вклад трубопроводных систем в формирование вредных акустических воздействий на современных плавсредствах становится определяющим.

В состав любых, эксплуатируемых на кораблях и судах трубопроводных систем, входят источники (насосы, вентиляторы, компрессоры и т.п.), сообщающие проводимой среде необходимую энергию, потребители (механизмы, оборудование, теплообменные аппараты и т.д.), использующие эту энергию, и сеть трубопроводов, по которым эта энергия от источников передается к потребителям. В судовых трубопроводах, естественно, применяется соответствующая трубопроводная арматура, регулирующая режимы работы системы, а также, при необходимости, изменяющая параметры проводимой среды (давление, температура, расход) т.е. энергосодержание.

Целенаправленные работы по снижению виброактивности машин и механизмов, входящих в состав судовых трубопроводных систем [12, 37, 53, 59, 60, 83, 85], привели к тому, что виброактивность систем на современных и, тем более, перспективных кораблях и судах в основном определяется виброшумовыми характеристиками их элементов, в первую очередь, характеристиками трубопроводной арматуры. Виброактивность этих элементов формируется при взаимодействии транспортируемой среды с обтекаемыми внутренними поверхностями деталей и элементами проточной части.

Акустическая энергия, излучаемая элементами трубопроводных систем в сопрягаемые конструкции и окружающее пространство, обусловлена следующими, принципиально различными процессами:

- образованием турбулентных пульсаций давления (ТПД) в пограничном слое проточной части изделий;

- взаимодействием поля турбулентных пульсаций давления с обтекаемыми внутренними поверхностями и формированием поля динамических сил, действующих на эти поверхности;

- возбуждением вибрации и гидродинамического шума в трубопроводных системах и в комплектующем их оборудовании;

- распространением акустического возмущения как по структурному, так и по жидкостному трактам трубопроводных систем и взаимодействием их между собой;

- излучением акустической энергии в окружающее пространство.

Эти процессы можно условно поделить на две группы:

- первая группа - процессы, свойственные любым источникам в системе, т.е. это процессы, приводящие к возбуждению в машинах и механизмах вибрации и гидродинамического шума, их распространение по трубопроводам и излучение в окружающее пространство;

- вторая группа - процессы, связанные с формированием полей скоростей турбулентных пульсаций давления и динамических сил при обтекании акустически невозмущенной проводимой средой поверхностей деталей проточной части трубопроводной арматуры.

Первая группа процессов в настоящее время изучена достаточно полно.

Исследования собственно насосов, вентиляторов, а также машин и механизмов, входящих в состав трубопроводных систем, как источников механических колебаний, гидродинамического и воздушного шума проводились Г.А. Хорошевым, Ю.И. Петровым, а также другими авторами в ряде работ [20, 42, 61, 82, 83].

Многочисленные результаты выполненных исследований позволили E.H. Афонину и К.С. Новожилову разработать метод прогнозирования уровней

гидродинамического шума центробежных насосов по их известным энергетическим параметрам [4], что позволило на стадии проектирования оценить вклад данного параметра в общую шумовую картину.

Вибрация трубопроводов под действием акустического возмущения рассматривалась в работах [9, 10, 43, 67, 84].

Взаимодействие между собой акустического возмущения, распространяющегося в трубопроводах по жидкостному и структурному трактам, рассматривалось в ряде опубликованных работ В.И. Голованова, C.B. Будрина, Я.А. Кима, Э.Г. Берестовицкого, Ю.Н. Завьялова и других авторов в статьях и монографиях [13, 14, 22, 31, 35, 36, 85]. Ими же предложены некоторые средства и мероприятия, направленные на снижение акустической энергии, распространяющейся по трубопроводам судовых систем [15, 48, 66].

Вторая группа процессов имеет самостоятельное значение, закономерности их формирования в настоящее время до конца не разработаны и недостаточно изучены.

Сравнительно недавно начали исследоваться вопросы проявления акустического возмущения при наружном обтекании поверхности каких-либо конструкций. Спектр мощности турбулентных пульсаций давления в пограничном слое при обтекании несжимаемой средой гладких бесконечных пластин получен A.B. Смольяковым и В.М. Ткаченко на основании обобщения большого количества опытно-экспериментальных данных [69, 70, 71].

Динамическое взаимодействие потока с обтекаемыми поверхностями конструкций определяется распределением поля турбулентных пульсаций давления, которое характеризуется взаимным пространственным спектром мощности. Потому объектом исследований является взаимный пространственный спектр мощности турбулентных пульсаций давления пограничного слоя, описание которого также базируется на обобщении известных экспериментальных данных.

Акустическое возмущение, формируемое полем турбулентных пульсаций давления при обтекании поверхностей с некоторыми «простыми» неоднородностями,

вызывающими деформации потока, отрывное его течение исследовалось различными авторами, в основном, экспериментально [26, 90].

Для систематизации и возможного обобщения большого объема результатов экспериментальных исследований течений в каналах сложной формы рассматривались возможные критерии подобия, в частности, критерии Рейнольдса [91] и Фруда [65, 89], при этом было показано, что область их применения весьма ограничена.

Только после того как в экспериментальных установках удалось в канале с неоднородностями уменьшить шум собственно потока (так называемый «псевдозвук»), возбуждаемого скачкообразным изменением давления на препятствии, были проведены первые исследования зарождения звуковых волн при наличии и отсутствии препятствий потоку транспортируемой среды. В работах [89, 90] было экспериментально доказано существование звуковых волн, порождаемых турбулентностью в отрывных струях в трубе вниз по потоку позади внезапного увеличения площади поперечного сечения, то есть на выходе традиционно используемой в трубопроводах дроссельной шайбы.

Полученные Э.Г. Берестовицким и В.И. Головановым результаты экспериментальных исследований полей турбулентных пульсаций давления в проточных частях некоторых элементов судовых систем, приведены в [6].

Методы оценки спектра мощности турбулентных пульсаций давления в проточных частях типовых элементов трубопроводных систем предложены С.В.Будриным и В.И.Головановым в работах [13, 14].

Результаты выполненных исследований показали, что снижение акустической энергии, формирующейся в элементах трубопроводных систем при течении в них акустически невозмущенной среды, возможно только совершенствованием проточных частей. При этом в первую очередь необходимо принять меры для исключения возможной кавитации в проточных частях различных элементов трубопроводных систем. Возможные меры по устранению кавитационных явлений в проточных частях рассмотрены в работах [3, 51, 52, 58, 62, 63].

Ряд предложений по созданию перспективных конструкций трубопроводной арматуры предложен В. И. Головановым, С. В. Будриным, Ю.Н. Завьяловым и другими авторами [15, 48].

Основные направления создания современной и перспективной арматуры предложены в работах [28 - 35].

Энергию, излучаемую всеми элементами систем, в том числе и арматурой, необходимо учитывать при расчетах воздушного шума и вибрации на постах и в обитаемых помещениях кораблей и судов. Это требует создания методов не только расчета, но и контроля вибрационного возмущения трубопроводной арматуры, обусловленного протекающей по ней акустически невозмущенной проводимой средой.

Создание малошумной трубопроводной арматуры невозможно без наличия современной стендовой базы, которая позволяет проводить поиск и всестороннюю отработку технических решений, а также достоверный контроль спецификационных и виброакустических характеристик разработанных изделий [7, 8].

Для этого во всех основных центрах были созданы специализированные стенды для исследований, контроля и сдачи как спецификационных, так и виброакустических характеристик арматуры.

Первично были созданы гидравлические стенды на основных предприятиях -поставщиках арматуры. На базе НПО «Аврора» был создан насосный стенд, а на базе ЦКБ «Знамя Октября»-головного разработчика различной судовой трубопроводной арматуры (в настоящее время КБ «Армас» ОАО "ЦТСС") - расходный стенд вытеснительного действия [73]. По мере роста объёмов, габаритов, параметров проектируемой арматуры и её производства номенклуры контролируемых изделий, аналогичный стенд был создан на базе ОАО "ПО "Севмаш".

Возможности этих стендов позволяют проводить исследования значительного состава судовой трубопроводной арматуры, подлежащей контролю на соответствие заданным жестким виброшумовым характеристикам (ВШХ).

Однако необходимо отметить реальную потребность судостроения в так

называемой болынепроходной судовой арматуре, которую невозможно проконтролировать на существующих в отрасли стендах. В первую очередь это относится к болынепроходной арматуре [37], то есть к арматуре большого условного прохода БМ > 200, которую невозможно смонтировать для проведения отработки, испытаний и проверок на существующей в отрасли стендово-испытательной базе.

Вопрос контроля такой трубопроводной арматуры, которую невозможно проконтролировать на существующих стендах, требует разработки специальных методов или создания новых дорогостоящих современных, технически оснащенных стендов. Разработка методов контроля таких изделий возможна лишь на основе совместного моделирования как гидродинамических параметров потока, так и механических характеристик проточной части.

Именно это и обуславливает