Разработка методов и средств снижения динамических нагрузок в пневматических и гидромеханических системах тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

На правах рукописи

Макарьянц Георгий Михайлович

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ И СРЕДСТВ СНИЖЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК В ПНЕВМАТИЧЕСКИХ И ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ СИСТЕМАХ

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени доктора технических наук

005552015

2 8 АВГ 2014

Самара - 2014

005552015

Работа выполнена в федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования "Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П.Королёва (национальный исследовательский университет)" на кафедре автоматических систем энергетических установок

Научный консультант: Шахматов Евгений Владимирович,

доктор технических наук, профессор

Официальные оппоненты:

Бобровницкий Юрий Иванович, доктор физико-математических наук, заслуженный деятель науки, федеральное государственное бюджетное учреждение науки "Институт машиноведения им. A.A. Благонравова Российской академии наук", заведующий отделом теоретической и прикладной акустики;

Равикович Юрий Александрович, доктор технических наук, профессор, федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Московский авиационный институт (национальный исследовательский университет)", заведующий кафедрой конструкции и проектирования двигателей;

Радченко Владимир Павлович, доктор физико-математических наук, профессор, федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Самарский государственный технический университет", заведующий кафедрой прикладной математики и информатики.

Ведущая организация:

федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Московский государственный технический университет им. Н. Э. Баумана"

Защита состоится "17" октября 2014 г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 212.215.02, созданном на базе федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования "Самарский государственный аэрокосмический университет имени С.П. Королёва (национальный исследовательский университет)"

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке и на сайте http://www.ssau.ru/resources/dis_protection/Makaryants/ ФГБОУ ВПО "Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва (национальный исследовательский университет)

Автореферат разослан "15" августа 2014 г.

Учёный секретарь

диссертационного совета Д 212.215.02, доктор технических наук, профессор

Скуратов Д.Л.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

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-ЗОФ, 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 ГаниеваР.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.

ЦНС

зк

ГР нк

ВИУ

РБ

БК -й-й-1

ск

о

-м-

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 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,

1 - корпус; 2 - центральный канат; 3 -расширительная ёмкость; 4 -акустическое сопротивление; 5,6 — присоединительные фланцы Рисунок 2 - Гаситель пульсаций с постоянным активным волновым сопротив!ением

разработанные на основе применения методов математического моделирования и виртуальных испытаний таких систем.

Задачи исследования.

1 Анализ влияния динамических нагрузок, таких как пульсации рабочей среды, вибрация и гидродинамический шум, на работоспособность пневматических и гидромеханических систем.

2 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.

3 Разработка математической модели гасителя колебаний, обеспечивающего комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума в гидромеханических системах.

4 Разработка моделей расчёта пневматических систем с регуляторами потока с целью повышения их работоспособности путём обеспечения устойчивости и устранения автоколебаний за счёт применения корректирующих устройств.

5 Создание методов виртуальных динамических испытаний пневматических и гидромеханических систем.

6 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, газодинамической неустойчивости и автоколебаний рабочей среды при определении динамических 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 гидромеханических систем с диаметром проходного сечения от 6 до 200 мм, впервые учитывающая влияние турбулентных пульсаций давления на динамическую нагружен-ность его собственных элементов, а также на способность гасителя снижать динамические нагрузки в присоединённой гидромеханической системе. В отличие от существующих моделей разработанная модель позволяет с приемлемой погрешностью, не превышающей 15 %, рассчитывать динамические характеристики гасителя для систем с режимом течения рабочей среды при числах Рейнольдса до 6,5 106 и Струхаля от 1<Г3 до 450.

3 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 %.

4 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 дросселируемого газа, действующей на запорно-регулирующий элемент при возникновении 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 комплексное 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.

1 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.

2 Метод виртуальных динамических испытаний гидромеханической системы с гасителями колебаний, обеспечивающими комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума.

3 Метод виртуальных динамических испытаний пневматической системы с регулятором потока.

4 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.

5 Математическая модель пневматической системы с регулятором потока, учитывающая влияние сверхзвуковых газодинамических процессов в рабочей среде в районе запорно-регулирующего элемента на его динамическую нагруженность.

6 Методика численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала, позволяющая определять силу воздействия дросселируемой рабочей среды на запорно-регулирующий элемент регулятора потока.

7 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., 2011г.); 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, 2011г.); международной научно-практической конференции "Инженерные системы" (Москва, 2011 г.); ХП скандинавском международном конгрессе "Fluid Power" (Тампере, Финляндия, 2011 г.); XIX всероссийской научно-технической конференции по неразрушающему контролю и диагностике (Самара, 2011 г.); X 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

научно-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" (Oypo 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).

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы исследования, сформулирована цель, приведены задачи диссертации, сформулирована научная новизна, дана характеристика теоретической и практической значимости работы, описаны методы исследования, сформулированы положения, выносимые на защиту.

В первом разделе выполнен анализ влияния динамических нагрузок, таких как вибрация, пульсации рабочей среды и гидродинамический шум на работоспособность пневматических и гидромеханических систем.

Вопросы теоретического обоснования методов снижения динамических нагрузок в ПГС и их реализации на практике рассмотрены в работах многих исследователей.

Разработке теоретических основ подавления пульсаций рабочей жидкости с помощью гасителей колебаний посвящены исследования Андреева H.H., Белова А.И., Брудкова Л.И., Видякина Ю.А., Владиславлева JI.A., Гимадиева А.Г., Гладких П.А., Головина А.Н., Гризодуба Ю.Н., Козобкова A.A., Колесникова К.С., Санчугова В.И., Старобинского Р.Н, Хачатуряна С.А., Парного И.А., Шапиро Б.К., Шорина В.П., Якубовича В.А.

Вопросы подавления вибрации с использованием вибродемпферов, динамических виброгасителей и виброизоляторов представлены в работах Белоусо-ва А.И., Ганиева Р.Ф., Ермакова А.И, Калинина Н.Г., Кондрашова Н.С, Кузнецова Н.Д., Лазуткина Г.В., Лебедева Ю.А., Пановко Я.Г., Пономарёва Ю.К., Самсо-новаВ.Н., СойфераА.М., Страхова Г.И., Филёкина В.П., Фролова К.В., Эски-на И.Д.

Вопросы снижения турбулентных пульсаций давления и гидродинамического шума в ПГС рассматривались в работах Безъязычного В.В., Будрина C.B., Голованова В.И., Кима Я.А., Никифорова A.C., Попкова В.И., Попкова C.B., Рылеевой Т.В., Селезского А.И.

Изучению закономерностей взаимосвязи пульсаций рабочей среды в ПГС с вибрацией их механической структуры и возникающем при этом шуме посвящены работы Крючкова А.Н., Прокофьева А.Б., Шахматова Е.В. В рамках предложенного ими комплексного подхода были разработаны критерии оценки эффективности мероприятий по снижению вибрации, пульсаций давления рабочей жидкости и шума в ПГС, а именно:

1) предложен коэффициент вносимого изменения, представляющий собой отношение соответствующих входных параметров (амплитуд колебаний крутящего момента, входного давления и т.д.) до и после установки гасителя на выходе агрегата;

2) разработана методика использования матриц преобразования при применении отдельных средств коррекции динамических характеристик, идея которой заключается в оценке вклада отдельно взятого мероприятия на общую картину изменения виброшумовых параметров агрегатов;

3) предложен критерий, оценивающий эффективность снижения вибрационных нагрузок при использовании гасителя колебаний - коэффициент изменения вибрации.

Для выполнения расчётов динамических параметров ПГС в рамках комплексного подхода этими авторами были разработаны:

1) типовые математические модели для агрегатов и элементов гидромеханических систем с использованием метода восьмиполюсников;

2) обобщённая модель динамики криволинейного трубопровода для случая двухсвязанных колебаний, когда не только пульсации рабочей жидкости вызывают вибрацию трубопроводной системы, но и колебания механической подсистемы воздействуют на волновые процессы в жидкости;

3) модель динамики комбинированного насосного агрегата, состоящего из шнекоцентробежной и шестерёнкой ступеней.

Предложена также обобщённая схема динамического взаимодействия колебательных процессов в гидрогазовых системах, которая позволяет выбрать комплекс мероприятий по их виброшумозащите.

Однако существующие критерии и методики комплексного анализа динамики ПГС не рассматривают вопросы математического моделирования взаимосвязи вибрации их механических элементов и акустических колебаний рабочей среды, возникающих в результате формирования автоколебаний и вихревых структур. Это приводит к недостаточной эффективности разработанных на их базе корректирующих устройств при решении ряда задач обеспечения работоспособности ПГС.

Во втором разделе разрабатывается метод расчёта динамических характеристик ПГС с КУ. Метод базируется на предложенной технологии виртуальных динамических испытаний, которая позволяет уменьшать время проектирования за счёт сокращения объёма натурных испытаний и увеличения точности оценки эффективности работы проектируемого КУ. Суть метода видна из блок-схемы, представленной на рисунке 3.

На первом этапе определение уровня динамических нагрузок 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.

; 1 Этап. Расчет корректирующего устройства на базе ! упрощённых моделей динамики рабочей среды. ! Формирование первоначального облика КУ

2 Этап. Виртуальная доводка корректирующего устройства

Целью этапа 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 гидродинамических уравнений 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 итерационным. Он аналогичен работам по экспериментальной доводке элементов ПГС. Поэтому его можно характеризовать как виртуальные динамические испытания.

Метод позволяет оценивать динамические характеристики агрегатов пневматических и гидромеханических систем, работающих в условиях не только вынужденных колебаний рабочей жидкости, но и автоколебаний. Автоколебательный контур замыкается либо через подвижный механический элемент агрегата, либо

через сам поток рабочей жидкости, находящийся в стеснённых условиях, вызывающих его неустойчивость и формирование вихревых структур (рисунок 4).

Для решения практических задач разработаны методы виртуальных динамических испытаний, включающие в себя анализ процессов формирования динамических нагрузок в элементах пневматических и гидромеханических систем, а также математические модели систем в составе с корректирующими

Рисунок 3 - Блок-схема метода расчёта динамических характеристик ПГС в составе с корректирующими устройствами

Рисунок 4 -Автоколебательный механизм динамического возбуждения

устройствами.

Блок-схема методики анализа процессов формирования динамических нагрузок в центральном канале гасителя и их силового воздействия на присоединённую трубопроводную систему представлена на рисунке 5.

При расчёте динамических усилий, формирующихся при вихревом режиме течения рабочей жидкости, используется система уравнений Навье-Стокса. пространственно дискрети-зированная в рамках границ полости агрегата. Моделирование турбулентных структур осуществляется с помощью метода крупных вихрей. Связь гидродинамических компонентов с параметрами присоединённой системы осуществляется за счёт учёта сжимаемости рабочей среды.

Вся расчётная область разделяется на две зоны: зону вихреразрешения, локализованную в районе диффузора, и зону распространения акустических пульсаций. Для повышения устойчивости решения предлагается использовать вихрераз-решающую сетку во всей расчётной области, а зону расчёта акустических колебаний сократить до размеров, сравнимых с областью распространения вихревых компонент. После проведения расчёта выполняется разделение звукового и псевдозвукового компонентов. Такое разделение основывается на том, что акустические пульсации когерентны во всех точках рабочей среды, а псевдозвуковые составляющие некогерентны как со звуковой составляющей, так и между собой в различных сечениях трубопровода. Величины звукового и псевдозвукового компонентов пульсаций давления используются для дальнейшего анализа динамической нагруженности элементов гасителя и присоединённой системы.

Блок-схема методики анализа процессов формирования динамических нагрузок в регуляторах потока представлена на рисунке 6.

Анализ процесса дросселирования газа в регуляторе потока пневматической системы описывается с помощью осреднённых по Рейнольдсу и дискретизиро-ванных в области запорно-регулирующего органа уравнений Навье-Стокса. При этом динамика сил давления отслеживается за счёт изменения границы расчётной области, обусловленной перемещением подвижного элемента.

Для моделирования сверхзвукового потока в условиях стеснённых стенками агрегата применяется к - со 55х7" модель турбулентности. Выбранная модель ис-

Дискретизация полной системы уравнений гидродинамики в области распространения турбулентных и акустических пульсаций

Решение полной системы уравнений гидродинамики с помощью метода крупных вихрей

Выделение акустического компонента из спектра пульсаций давления рабочей жидкости

т.о 11*1.0 г>Ги

Рисунок 5 - Блок-схема методики анализа процессов формирования динамических нагрузок в центральном канале гасителя пульсаций

пользуется для описания пристеночного течения и отрыва потока, что особенно актуально в зазоре между седлом и тарелью клапана. Влияние сжимаемости сверхзвукогого течения в ядре потока осуществляется за счёт модификации уравнения турбулентной вязкости и уравнения переноса кинетической энергии турбулентных пульсаций. Анализ гидродинамических процессов позволяет рассчитать нагрузку, действующую со стороны дросселируемой рабочей среды на подвижный элемент регулятора потока.

В третьем разделе разработана математическая модель гасителя колебаний, обеспечивающе-формирования динамических нагрузок в регуляторах потока

го комплексное снижение

пульсаций, вибрации и гидродинамического шума в гидромеханических системах. Расчёт гасителя с использованием модели выполняется в два этапа. На первом этапе по известным методикам определяются предварительные параметры гасителя. На втором этапе по разработанной модели проводится расчёт гидродинамических процессов в диффузоре центрального канала, позволяющий уточнять параметры гасителя. При этом решается полная система гидродинамических уравнений, замкнутая с помощью крупновихревой модели турбулентности, с использованием локальной модели вихревой вязкости, адаптированной для пристеночных течений, при допущении адиабатичности рассматриваемых процессов:

где р, р - стационарная составляющая соответственно плотности и давления рабочей жидкости; («). - осреднённая проекция вектора скорости потока; х, - координата узлов ячейки; ц - динамический коэффициент вязкости рабочей жидкости;

Дискретизация полной системы уравнений гидродинамики в области запорно-регулирующего элемента

Решение полной системы уравнений газодинамики, осреднённой по Рейнольдсу

Рисунок 6 - Блок-схема методики анализа процессов

х]} - тензор остаточных напряжений; к' - остаточная кинетическая энергия; -подсеточная вязкость; - тензор скоростей деформации и вращения осреднён-ного поля; Д - характерный размер контрольного объёма расчётной сетки; у -расстояние до стенки. В записи приведённых уравнений используется правило суммирования по всем допустимым значениям повторяющегося индекса.

Пространственная дискретизация полученной системы уравнений выполняется на расчётной сетке с максимальным значением размера ячейки определяемым тейлоровским масштабом турбулентности

X, = л/шУцДе • р),

где £ - скорость диссипации кинетической энергии турбулентности, и - пульса-ционный компонент скорости течения. Время жизни вихревых структур тейлоровского масштаба тх будет определять максимальную вычисляемую частоту /я спектра турбулентных пульсаций

Л = <="А, •

Проверка адекватности расчёта гидродинамических нагрузок в диффузоре центрального канала выполнялась путём сравнения результатов расчёта его гидродинамического шума с экспериментальными данными. Для экономии вычислительных и временных ресурсов начальные условия задачи разрешения вихревых структур на выходе диффузора определялись как результат расчёта полной системы уравнений гидродинамики, осреднённой по Рейнольдсу. Требования к размеру расчётной сетки сводятся к разрешению пограничного слоя из условия у* = 1. При этом толщина ячеек первого слоя в пристеночной области вычисляется с помощью выражения

ду = V = ^[о,5 ■ (2 • Яе- 0,65)"2 5. Р

При удалении от стенки в области пристеночного слоя шаг сетки увеличивался в 1,3 раза.

Расчёт гидродинамического шума выполнялся в канале гасителя, разработанного для стендовой установки контроля динамических характеристик электрогидравлической аппаратуры судовых систем. На рисунке 7 представлены поля распределения мгновенных значений гидродинамических параметров в момент 1 = 2] с. Формирование вихревых структур наблюдается в диффузоре. Их распространение и дальнейшее затухание происходит на расстоянии шести диаметров цилиндрической части канала. В ходе решения записывалась временная зависимость давления в присоединённом к каналу трубопроводе. Запись проводилась в сечении на расстоянии 10 диаметров цилиндрической части канала от области зарождения вихревых структур, что исключало запись псевдозвуковых составляющих пульсаций давления. Из распределения среднеквадратичного значения пульсаций давления и скорости по центральному каналу (рисунок 8) видно, что максимум среднеквадратичного значения пульсаций рабочей жидкости расположен в диффузоре центрального канала.

Стоит отметить, что для расчёта гидродинамического шума канала длиной 0,8 м и диаметром индуктивной трубки 0,06 м потребовалось 46 000000 ячеек рас-

чётной области. При этом в явном виде расчёт вихревых структур выполнен до частоты /х =800 Гц, что, помимо крупно-вихревых составляющих, включает часть инерционного интервала. Оставшаяся часть инерционного интервала разрешалась с помощью модели подсеточной вязкости.

Рисунок 7 - Поле распределения скорости (крупно-вихревая фильтрация)

1 - эксперимент; 2 - расчёт; 3 - закон 5/3 Рисунок 9 - Сравнение моделирования гидродинамического шума с экспериментом (максимальное расхождение 15%)

/Исходные данные эффективность, гидравлическое ютивление. фоновое значение шума /

Выбор конструктивной схемы гасителя

Уточнение критериев эффективности с помощью метода четырёхлотзсдакое

Изменение параметров нет

схемы гасителя

Коррекция формы диффузора за счет минимизации RMS путъсаций на выходе из гасителя

Расчет спектра пульсаций

на выходе из гасителя без учёта генерации ГДШ

Расчет спектра пульсаций давления на выходе из диффузора центрального канала

Рисунок 10 — Метод виртуапьных динамических испытаний гасителя пульсаций рабочей жидкости

Рисунок 8 — Поле распределения пульсаций давления

На рисунке 9 приведено сравнение результатов расчёта с экспериментальными данными. Адекватность разработанной математической модели гасителя колебаний, обеспечивающего комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума в гидромеханических системах, подтверждена с помощью критерия Фишера для уровня значимости q = 0.05.

На основе разработанной модели метод виртуальных динамических испытаний системы с гасителем (рисунок 10) включает в себя следующие этапы.

1 Проведение предварительного расчёта основных геометрических параметров гасителя, соответствующих требуемому значению коэффициента собственного затухания и гидравлическому сопротивлению.

2 Коррекция профиля диффузора с использованием математической модели за счёт минимизации среднеквадратичного значения пульсаций давления рабочей жидкости на выходе из канала.

3 Расчёт спектра колебаний

давления, возникающих на выходе из центрального канала.

4 Расчёт спектра пульсаций давления на выходе из гасителя с использованием фонового значения гидродинамического шума и коэффициента вносимого затухания.

5 Расчёт динамических нагрузок в диффузоре центрального канала.

В четвёртом разделе разработана математическая модель пневматической системы с регулятором потока, учитывающая влияние сверхзвуковых газодинамических процессов в рабочей среде в районе запорно-регулируюшего элемента на его динамическую нагруженность и позволяющая выполнять расчёт параметров автоколебаний регулятора. Моделирование выполнялось на примере определения динамики регулятора давления непрямого действия системы наддува и дренажа топливного бака ракеты-носителя - дренажно-предохранительного клапана (ДПК).

Динамика подвижных элементов регулятора описывается уравнением движения системы с одной степенью свободы. При этом учитываются нелинейность, обусловленная учётом силы сухого трения, возникающей в парах трения и нелинейность характеристики подъёмной силы дросселируемого газа, действующей на запорно-регулирующий элемент:

Мх = р, ■ ф • К ■ (¡ЦЛ - с, ■ х - - Р1тр ■ рг

где М - масса подвижного элемента; х - перемещение подвижного элемента; р, - давление под запорно-регулирующим элементом; ф - коэффициент подъёмной силы; </„ - диаметр горла клапана; с, - жёсткость упругой связи; х — перемещение подвижного элемента; Р10 - усилие преднатяжки упругой связи; - сила сопротивления в паре трения; 5у - площадь над запорно-регулирующим элементом; Р/ — давление над запорно-регулирующим элементом.

Динамика ёмкостных элементов описывается уравнением

где У1 - объём ёмкостного элемента; О, - расход на входе в ёмкость; - расход на выходе из ёмкости; к - показатель адиабаты газа, Я - удельная газовая постоянная, Г - температура рабочей среды. При этом в дросселирующих сечениях реализуется сверхкритический перепад, и поэтому расход газа выражается формулой Сен-Венана - Ванцеля

где ц, - коэффициент расхода дросселирующего сечения; 5, - площадь дросселирующего сечения; р, - давление на входе в дросселирующее сечение.

Инерционные свойства трубопроводов управления описываются уравнением

где />,■ и Pj - соответственно давление на входе и выходе из трубопровода, I, -длина трубопровода.

Динамика сильфонных элементов описывается уравнением

(V,ДпЛГ)) ■ ¿р, /Л = в, + р5",ог, где - эффективная площадь сильфона; х - скорость растяжения-сжатия силь-фона.

Связь вибрации запорно-регулирующего органа клапана с колебаниями рабочей среды осуществляется с помощью коэффициента подъёмной силы дросселируемого потока,

где - сила давления потока газа на тарель; г. - сила, равная произведению площади проходного сечения горла и давления под запорно-регулирующим органом. Значение силы давления потока газа на тарель клапана рассчитывается с помощью методики численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала.

При этом решается полная система уравнений гидродинамики, осреднённых по Рейнольдсу, которые описывают движение вязкого сжимаемого и теплопроводного газа:

Эр | Эр», | Эрх Э( дх, дх.

Эр т Эр и; ш ЭI Эх,

Эх

- 2 дин

Эх.

(

Эи, Э и,

-+--

дх, дх.

-р иу,

где га - среднее значение скорости в ¿-м направлении.

Течение в зазоре между седлом и тарелью клапана представляет собой сложную структуру, включающую в себя зоны сверхзвукового потока, активно взаимодействующего с твёрдыми поверхностями уплотнительного и запорно-регулирующего элементов. Поэтому выбор модели турбулентности и её адаптация к условиям течения в клапане основываются на решении двух противоречивых задач. С одной стороны, необходимо оценить отрыв потока от обтекаемой поверхности. С другой стороны, важно качественно описать сверхзвуковое течение в ядре дросселируемого сверхзвукового потока.

Для адекватного описания пристеночного течения дросселируемого газа используется комбинированная модель сдвиговых напряжений к-азБвТ, которая включает в свой состав:

- уравнение переноса кинетической энергии турбулентности к

а*,

м+эрч= э

ЭI дх, Эх,(( а>3

+ рРк-рС„Ш;

- уравнение величины обратной времени жизни крупных вихрей О)

Эра Эрсои; Эг дх.

дх,

Ц +

| Эсо

/. ..V, 1 дк да СО „ „ Ою2(ОдХ/ 6Х1 к

Коэффициенты а,,, сги!, а,, р, вычисляются через соответствующие коэффициенты А: - со и £ - е моделей, /■',, - функции-переключатели.

Для описания структуры течения дросселируемого сверхзвукового потока введены поправка на сжимаемость в выражение для расчёта турбулентной вязко-

=P-

maxfa.io, IS IF2 ](l +0.29А/,

1,00

0,00

0,09 x/dv

1,2 - эксперимент; 3 - расчёт Рисунок II- Проверка адекватности расчёта коэффициента подъёмной силы клапана (максимальное расхождение 1,3%)

и отрицательный источник в уравнение переноса кинетической энергии турбулентности

5, = -рЛ/,2*ш,

где 151 - модуль тензора скоростей деформаций; М, - -Jlk/a - турбулентное число Маха, а - местная скорость звука.

На рисунке 11 приведено сравнение результатов расчёта с экспериментальными данными. Проверка адекватности разработанной математической модели подтверждена с помощью критерия Фишера для уровня значимости q = 0,05.

На основе разработанной модели метод виртуальных f

динамических испытаний ре- l.oe-

гуляторов потока (блок-схема на рисунке 12) включает в себя следующие этапы.

1 Предварительный расчёт геометрических характеристик регулятора. Разработка первоначального варианта конструкции корректирующего устройства.

2 Расчёт гидродинамической силы дросселируемого потока, действующей на запорно-регулирующий орган регулятора.

3 Расчёт динамических нагрузок на запорно-регулирующий элемент регулятора и присоединённую систему.

4 Сравнение динамических нагрузок с допустимым значением.

5 Изменение конструкции корректирующего устройства. Повторение расчёта динамики регулятора.

В пятом разделе представлены результаты экспериментальных исследований, выполненные с помощью разработанного автором стендового оборудования. Получен материал для проверки адекватности разработанных математиче-

/ Задание исходных данных / допуск на колебания / запорно-регулирутощего элемента. / допуск на колебания давления в ёмкости / -1

Расчёт геометрических характеристик регулятора

-и»

Выбор конструктивной схемы КУ

Разработка конструкции регулятора Расчёт газодинамической силы дросселируемой рабочей среды

Расчёт взаимосвязи колебаний запорно-регулирующего органа и колебаний давления в ёмкости, выбор параметров демпфера

Изменение параметров конструктивной схемы КУ

Рисунок 12- Метод виртуальных динамических испытаний регулятора потока

ских моделей. Определены основные закономерности динамических процессов, происходящих в пневматических и гидромеханических системах летательных аппаратов и изделий кораблестроения.

Исследование динамических характеристик гидромеханических систем с гасителем колебаний проводилось на виброизмерительном участке (ВИУ) стенда, схема которого показана на рисунке 1. Выполнялась оценка гидродинамического шума (ГДШ) как основного параметра, характеризующего особенности динамических процессов в гасителе.

На первом этапе были определены закономерности формирования фона гидродинамического шума на виброизмерительном участке. Зависимость гидродинамического шума от режима работы стенда имеет монотонный возрастающий характер, что связано с интенсификацией турбулентных пульсаций давления. При достижении максимальных режимов работы стенда темп нарастания шума ограничивается предельным уровнем. Его величина зависит от расхода и лежит в диапазоне от 143 до 153 дБ (рисунке 13). Однако на повышенных расходах (свыше 100м3/ч) уже при малых значениях давления (до 0,5 МПа) возникает резкое увеличение гидродинамического шума до величины предельного уровня, что говорит о возникновении местных кавитационных явлений в элементах стенда. Анализ частотного состава динамических процессов в виброизмерительном участке показал, что на режимах с расходами до 80 м3/ч основной вклад в формировании динамических нагрузок несут насосные гармоники (рисунок 14). При больших расходах основную роль играют турбулентные пульсации давления, возникающие в агрегатах стенда. Частотный диапазон пульсаций крупно-вихревых структур расположен в области до 200 Гц, далее наблюдается падение амплитуды колебаний по "закону -5/3", характерное для инерционного интервала. Кавитационный шум, возникающий на повышенных расходах, проявляется в интервале между третьоктавными диапазонами частот со среднегеометрическими значениями 100 и 200 Гц.

1 - 0,5 МПа; 2 - 1,0 МПа; 3 - 1,5 МПа; 4 - 2.0 МПа Рисунок 14 - Фон гидродинамического шума стенда. Третьоктавный спектр: а - 25 м3/ч ; 6-100 м*/ч

1-25 м3/ч; 2-40 м3/ч; 3-60 м3/ч; 4 - 80 м3/ч; 5 - 100 м3/ч Рисунок 13 - Гидродинамический исум на ВИУ

На втором этапе проведены экспериментальные исследования динамических процессов в системе с корректирующими устройствами - гасителями колебаний, осуществляющими гидродинамическую изоляцию виброизмерительного участка (рисунок 15). Конструкция гасителей разработана с учётом их способности снижать пульсации рабочей среды, поступающие из присоединённой системы. Эффективность снижения уровня динамических процессов оценивалась по разности фонового уровня шума Ь^ и уровня шума Ьж после их установки:

фон ПК

С увеличением расхода б рабочей жидкости и снижением давления р на входе в гаситель отмечается падение эффективности работы гасителей колебаний (рисунок 16). Причём величина Д£. принимает отрицательное значение в широком диапазоне режимов работы, что говорит об усилении динамических нагрузок на виброизмерительном участке после установки гасителей. Как показывает анализ спектральных характеристик динамической изоляции ВИУ (рисунок 17), падение эффективности связано с ростом амплитуды турбулентных пульсаций давления в элементах самого гасителя, а также возникновением на них кавитационных явлений в условиях одновременного снижения давления р (ниже 0.5 МПа) и

—ЛЛЛ

/ - входной гаситель; 2 - выходной гаситель

ОИ - объект испытаний Рисунок 15— Схема установки датчиков при определнии эффективности динамической изоляциии виброизмерительного участка

AL, дБ

р. МПа

60 —--- с

»0

Q, мЗ/ч

Рисунок 16- Эффективность изоляции виброизмерительного участка

дБ я

0 •

......... 1 j\

-30 •

-4

лц

jdfisf&t б

¡W"

1 10 100 1 000 Г, Гц 1 10 100 1 000 Г. Гц

/ - 25 м3/ч; 2-40 м3/ч; 3-60 м3/ч; 4-80 м3/ч; 5-100 м3/ч Рисунок 17 - Третьоктавный спектр динамической изоляции ВИУ: а - р=0,5 МПа; б - р=2,0 МПа

увеличения расхода рабочей жидкости.

Для уточнения причин низкой эффективности корректирующих устройств были проведены экспериментальные исследования динамических процессов В самих гасителях колебаний. С помощью Рисунок 18-Схемаустановки

, ■ датчиков при определении

коэффициента вносимого затухания оценивалась ,

т т J собственных характеристик

гасителя колебаний

VA

—AY

эффективность работы гасителя, установленного на виброизмерительный участок

(рисунок 18). Коэффициент вносимого затухания равен

д

_ рвыхфон

вн 1КСП 1 '

рншгас

где Арюхф1Ш и Арвшгас - значения амплитуды гидродинамического шума на выходе

виброизмерительного участка соответственно до и после установки гасителя. Отмечено наличие провалов коэффициента вносимого затухания в диапазонах частот 12,5-16 и 100-200 Гц (рисунок 19). Анализ гидродинамических процессов в

1 - 25 м3/ч; 2-40 м3/ч; 3 - 60м3/ч; 4-80 м3/ч; 5-100 м3/ч Рисунок 19 - Коэффициент вносимого затухания гасителей. Третьоктавный спектр а - входной и б - выходной гасители

гасителе показал, что низкочастотный спад коэффициента вносимого затухания в районе 12,5-16 Гц связан с периодическим отрывом потока от стенки диффузора центрального канала. Провал в районе частот 100-200 Гц обусловлен пристеночными турбулентными пульсациями в цилиндрической части центрального канала.

Исследование гасителей колебаний, разработанных без учёта гидродинамических процессов, происходящих в их элементах, показывает низкую эффективность снижения динамических нагрузок в присоединённой гидромеханической системе в широком диапазоне изменения режимов её работы. Выявлено возникновение местных кавитационных явлений, приводящих к преждевременному вы-

Исследование динамических характеристик пневматических систем с регуляторами потока проводилось на стенде, схема которого показана на рисунке 20. Определены режимы работы системы и условия, способствующие возникновению автоколебаний, а также проведена оценка их величины и частотного состава.

На первом этапе исследовался динамический отклик регуляторов в составе пневмосистемы на воздействие стационарного потока воздуха С0. Имитировалась работа ДПК в бортовых условиях ракеты-носителя. Схема установки датчиков при-

ходу из строя самих гасителей.

1 -ёмкость; 2 - основной клапан, 3 -пилотный клапан, 4,6,8- датчик давления; 5,7 - датчик пульсаций давления; 9 -расходная шайба Рисунок 20 — Схема установки первичных преобразователей

ведена на рисунке 20. Схема закрепления лазерного измерителя перемещения тарели показана на рисунке 21. Результаты экспериментальных исследований представлены на рисунке 22. Выявлены следующие закономерности.

При работе всех исследуемых клапанов наблюдаются низкочастотные колебания, напоминающие «хлопки» с периодичностью от 2 до 5 Гц. При этом виброперемещение тарели х составляет 7-10 % от её полного хода, а амплитуда пульсаций регулируемого давления р] не превышает 1-2 %.

Работа десяти процентов от общего числа ис-

"V

1 - измеритель перемещений, 2 - тарельДПК, 3 - седло ДПК Рисунок 21 - Схема закрепления измерителя перемещений

0,3

0,2

\ / * V / е° / и у 7 _/ А г /> р, \ \ V 1 I ] -с

0,(Ь~ 10 20 30 40 50 60 70 80 90 145

Результаты измерений

10 20 30 10 50 60 70

Спектрограммы виброперемещения тарели

0 10 20 30 40 50 60 '0 80 90 100 ПО Г. с

10 20 30 40 50 вО 70 (,с

0 10 20 30 40 50 60 70

90 100 110 I, с

Спектрограммы пульсаций давления в ёмкости а ' б

Рисунок 22 - Экспериментальные исследования динамики ДПК: а ■ ДПК без автоколебаний; б - ДПК с автоколебаниями

следованных агрегатов сопровождается автоколебаниями, которые проявляются на режимах малых подъёмов запорно-регулирующего органа. Так при движении тарели в сторону открытия автоколебания возникают в диапазоне высот, равных 50 % от полного хода тарели. При движении в сторону седла - 20 %.

Автоколебания проявляются на частоте 110 Гц и кратных ей гармониках (220 Гц, 330 Гц). При этом максимальная амплитуда виброперемещения тарели составляет 1 ...2,5 мм (т.е. достигает величины равной 25 % от полного хода тарели), амплитуда пульсаций давления газа в баке составляет 0,008...0,012 МПа, что

на 20 % превышает допустимое отклонение регулируемого давления.

На втором этапе исследовалось влияние внешней вибрации на динамические процессы в пневматической системе с регулятором потока. Для этого ДПК устанавливался на вибростол с помощью специальной оснастки (рисунок 23). Соединение с испытательной ёмкостью осуществлялось при помощи гибкой подводящей магистрали. Выявлены следующие закономерности возникающих при этом динамических процессов.

Воздействие внешней вибрации приводит к возникновению автоколебаний в 100% исследуемых агрегатов во всём диапазоне рабочих режимов пневматической системы.

Интенсивность вибрации корпуса клапана при его работе с автоколебаниями возрастает в 200 раз (рисунок 24), что приводит к возникновению надиров на

1 -ёмкость; 2 - расходная шайба; 3 - датчик давления перед расходной шайбой; 4 - датчик давления в ёмкости; 5 - подводящая магистраль; б - основной клапан; 7 — датчик вибрации; 8 -пилотный клапан; 9 - вибростенд; 10- датчик

вибрации; 11 -оснастка крепления клапана Рисунок 23 - Стенд для виброиспытаний ДПК

а "х в

200 "

150 '

100 ' 1

50 " - 0 -■- ■ I ■ 1 1

500 1 000 1 5000 2 000 £ Гц 0 250 500 750 1 000 1 250 1, Гц

Рисунок 24 -Передаточная функция вибрации ДПК: а - вертикальное расположение ДПК; б - горизонтальное расположение ДПК

направляющей поверхности тарели и вызывает разрушение уплотнительного элемента регулятора (рисунок 25).

Газодинамические процессы, происходящие в кла-Рисунок 25 - Износ ДПК после работы с автоколебаниям пане ПРИ его Работе с ЗВТОКО-

лебаниями, вызывают снижение статической составляющей регулируемого давления р, до величин, ниже допустимых по прочности бака ракеты-носителя (рисунок 26).

На третьем этапе исследовалось влияние пульсаций давления на процесс формирования автоколебаний. Для этого в состав экспериментальной установки был введён генератор пульсаций давления (рисунок 27), а основной клапан отстыкован от пилотного. Выполнялись замеры пульсаций давления в сильфонных полостях

I -ДПК вертикально; 2 - ДПК горизонтально Рисунок 26 - Снижение давления настройки при внешнем вибровозбуждении ДПК

1 - направляющая; 2 - тарель; 3, 19 - пружина; 4,15 - редуктор; 5 -

дроссель: 6 - пилотный клапан; 7, 23 - датчик давления: 8 - полость: 9 - пульсатор; 10 - электродвигатель; 11,13 - вентиль; 12 -ресивер; 15 - манометр: 16.21- датчик колебаний давления; 17, 23 - сильфон; 19 - шток: 20 - трубка; 24 - основной клапан Рисунок 27— Стенд для исследований влияния пилотного клапана

пилотного Арз и основного клапанов Ар1.

Как показывает частотная характеристика ^а=Ап/Ар з (рисунок 28), канал управления является фильтром низких частот. Начиная с 10 Гц, только 20 % пульсаций давления проникает в сильфонную полость ДПК. В силу того, что основной тон автоколебаний равен 110 Гц, следует, что пилотный клапан не участвует в процессе генерации или усиления автоколебаний регулятора.

Для подтверждения полученного результата были выполнены эксперименты по продувке ДПК с отключенным пилотным клапаном. В сильфоне же основного поддерживалось постоянное давление от редуктора давления газа р2. Результаты эксперимента представлены на рисунке 29. Видно, что в районе высот, равных 2 мм, возникают интенсивные высокочастотные автоколебания.

Экспериментальные исследования пневматических систем с регулятором потока показали высокий уровень динамической нагруженное™ регулятора при возникновении на нём автоколебаний, обусловленных газодинамическими процессами в районе его запорно-регулирующего элемента. Были определены условия возникновения автоколебаний, получены их параметры, выявлены закономерности их развития, получен экспериментальный материал для проверки адек-

ватности разработанной математической модели пневматической системы с регулятором потока.

0,4

о.о

МПв МПа

0,4 20

£ Гц

Рисунок 28 - Частотная характеристика канала управления ДПК

Рисунок 29-А втоколебания в ДПК при отключенном пилотном кпапане

1 - ёмкость резонансного контура:

2 - центральный канал: 3 - ёмкость контура постоянного активного сопротивления: 4, 5 - присоединительные фланцы: б - индуктивность резонансного контура; 7,8 - жиклёры: 9 - соединительная полость

Рисунок 30 - Конструкция гасителя гидродинамического шума

В шестом разделе представлены примеры практического использования результатов исследований.

Метод виртуальных динамических испытаний гидромеханической системы с гасителем колебаний применялся для разработки корректирующих устройств, снижающих динамические нагрузки в стендовой установке по контролю динамических характеристик электрогидравлической аппаратуры судовых систем. Разработанные гасители были построены по двухкаскадной схеме (рисунок 30). Первый каскад представлял собой контур с постоянным активным волновым сопротивлением, второй -резонансный контур. С помощью разработанной математической модели гасителя были

рассчитаны процессы вихреобразования в диффузоре его центрального канала. Затем проведена корректировка профиля диффузора и минимизировано среднеквадратичное значение турбулентных пульсаций давления на выходе гасителя. Это позволило исключить появление кавитации у стенки центрального канала, а также повысило эффективность гасителя на режимах работы системы с высокими расходами рабочей среды до 200 м3/ч.

Гасители устанавливались на входе и выходе виброизмерительного участка стенда. Тем самым реализовалась динамическая изоляция измерительного участка по жидкостному тракту трубопроводной системы. На этапе доводочных работ было рассмотрено два варианта компоновки гасителя, а именно:

- конструкция с размещением резонатора в выходном сечении гасителя;

- конструкция с размещением ёмкости в выходном сечении гасителя.

Установка горла резонатора второго контура в выходном сечении гасителя

привела к снижению колебаний на измерительном участке в диапазоне частот от 5 Гц до 1 кГц (рисунок 31). Использование ёмкости вместо резонатора привело к

1 -срезонатором; 2-е ёмкостью Рисунок 31 - Коэффициент внисимого затухания гасителя. Третьоктавный спектр

Рисунок 32 - Конструкции исполнительного элемента ДПК

расширению частотного диапазона работы корректирующего устройства и снижению провала в области низких частот 12,5 - 16 Гц.

Разработанная конструкция гасителя была внедрена на стенде исследования динамических характеристик гидравлических приборов в ОАО "Концерн "НПО "Аврора".

Практическое применение разработанного метода виртуальных динамических испытаний пневматической системы с регулятором потока было осуществлено при решении задач снижения вибрации, повышения точности работы, а также исключения разрушения уплотнительного элемента и пары трения дренажно-предохранительного клапана (рисунок 32). Основными функциями ДПК являются сброс излишков газа из бака ракеты-носителя при его заправке, а также поддержание постоянного давления в газовой подушке. Различные модификации ДПК были установлены на баки окислителя и на баки горючего. Например, на РН "Союз" применяются 12 таких агрегатов, и при возникновении автоколебаний в одном из них бракуется вся партия.

С помощью разработанной математической модели пневматической системы с регулятором потока были определены условия возникновения автоколебаний в ДПК. Показано, что при регулировании давления в баке РН на малорасходных режимах работы клапана возникают автоколебания, амплитуда которых достигает 50 % от его полного хода. С помощью методики численного моделирования сверхзвукового течения газа, стеснённого твёрдой поверхностью узкого канала, была рассчитана сила дросселируемого газового потока, что позволило выбрать форму тарели (рисунок 33, а), приводящую к газодинамической стабилизации запорно-регулирующего

элемента клапана (рисунок 33, б). С использованием метода виртуальных динамических испытаний пневматической системы с регулятором потока была также разработана конструкция механического стабилизатора положения (рисунок 34). Внедрение разработанных мероприятий позволило устранить автоколебания на

Рисунок 33 - Газодинамическая стабилизация ДПК: а - форма тарели; б - зависимость коэффициента подъёмной силы от высоты подъёма клапана

всех режимах работы ДПК, что привело к снижению вибрации его корпуса более чем в 200 раз, а также к устранению выхода регулируемого давления в баке за значения, допустимые по условиям эксплуатации (рисунок 35).

Разработанные конструкции стабилизаторов положения (заявка на изобретение, приоритет от 08.08.2013, № 2013137362) были внедрены на дренажно-предохранительном клапане системы наддува и дренажа бака РН в ФГУП "ГНПРКЦ "ЦСКБ-Прогресс". ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ В диссертационной работе решена научная проблема, имеющая важное значение для оборонных отраслей промышленности, связанная с обеспечением работоспособности пневматиче-1 - ДПК исходной конструкции; 2 - ских и гидромеханических систем летательных ДПК со стабилизацией положения аппаратов и изделий кораблестроения за счёт

Рисунок 35 - Результаты внедрения СНИжения динамических нагрузок, с помощью мероприятии по стабилизации „ _

положения конструктивных мероприятии, разработанных

на основе созданных методов виртуальных динамических испытаний пневматических и гидромеханических систем.

Проведенные теоретические и экспериментальные исследования позволили получить следующие основные результаты.

1. Создан метод расчёта динамических характеристик пневматических и гидромеханических систем с корректирующими устройствами, обеспечивающими работоспособность систем, за счёт:

- снижения повышенных пульсаций, вибрации и гидродинамического шума;

- обеспечения устойчивости и устранения автоколебаний.

Метод был использован при создании методов виртуальных динамических испытаний корректирующих устройств, опробованных в следующих объектах:

- стендовой установке контроля динамических характеристик электрогидравлической аппаратуры судовых систем;

- пневматической системе стендовой установки имитации наддува и дренажа топливного бака ракеты-носителя "Союз".

2. Разработана математическая модель гасителя колебаний, обеспечивающего комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума в трубопроводах гидромеханических систем. Модель позволяет рассчитывать турбулентные пульсации, локализованные в диффузоре центрального канала гасителя колебаний, и вызываемый ими гидродинамический шум на его выходе. Подтверждена адекватность разработанной математической модели в диапазоне частот от 5 Гц до 1 000 Гц.

3. Разработана математическая модель пневматической системы с регулятором потока. Модель учитывает нелинейный характер гидродинамического воздействия дросселируемого потока рабочей среды на запорно-регулирующий эле-

Рисунок 34 - Механическая стабилизация ДПК

мент и позволяет выполнять расчёты для регуляторов с произвольной конфигурацией запорно-регулирующего элемента. Экспериментально подтверждена адекватность расчёта течения дросселируемого регулятором потока рабочей среды по разработанной модели.

4. Разработан метод виртуальных динамических испытаний гасителя пульсаций рабочей жидкости гидромеханической системы, обеспечивающего комплексное снижение пульсаций, вибрации и гидродинамического шума. Метод позволил разработать гаситель колебаний для снижения интенсивности динамических нагрузок на виброизмерительном участке стендовой установки контроля динамических характеристик электрогидравлической аппаратуры судовых систем. Впервые достигнуто среднее значение коэффициента вносимого затухания гасителя 10,6 в частотном диапазоне от 5 Гц до 1 кГц при скорости течения рабочей среды 30 м/с.

5. Разработан метод виртуальных динамических испытаний пневматической системы с регулятором потока, который позволил разработать корректирующее устройство - стабилизатор положения, устраняющий автоколебания дренажно-предохранительного клапана ракеты-носителя "Союз".

Таким образом, поставленная цель исследования достигнута.

Разработанные методы виртуальных испытаний рекомендуется использовать в процессе проектирования агрегатов пневматических и гидромеханических систем, работающих в условиях повышенных динамических нагрузок.

Перспектива дальнейшей разработки темы заключается в решении задач, связанных с созданием систем автоматизированного проектирования пневматических и гидромеханических систем широкого круга изделий машиностроения, которые позволят оптимизировать их параметры с помощью методов виртуальных испытаний с целью обеспечения работоспособности в условиях действия динамических нагрузок.

ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ Публикации в рецензируемых изданиях

1. Леньшин, В.В. База данных по выбору материалов для акустической отделки помещений [Текст] / В.В. Леньшин, Г.М. Макарьянц, Е.В. Шахматов // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 1999. - Т. 1. - № 1. -С. 137-140.

2. Макарьянц, Г.М. Моделирование виброакустических характеристик трубопровода с использованием метода конечных элементов [Текст] / Г.М. Макарьянц, А.Б. Прокофьев, Е.В. Шахматов // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2002. - Т. 4. - № 2. - С. 327-333.

3. Макарьянц, Г.М. Влияние динамических характеристик присоединенных гидравлических цепей на вибрационные характеристики трубопроводов [Текст] / Г.М. Макарьянц, А.Б. Прокофьев, Е.В. Шахматов // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. академика С.П. Королёва (национального исследовательского университета). - 2004. - № 1. - С. 96-101.

4. Крючков, А.Н. Снижение воздействия аэродинамического шума энергоустановок на урбанизированные территории [Текст] / А.Н. Крючков, Г.М. Макарьянц, О.В. Назаров // Известия Самарского научного центра Российской академии наук, Спец. Выпуск «Elpit - 2005». - 2005. - Т. 2. - С. 66-70.

5. Макарьянц, Г.М. Моделирование характеристик гасителей колебаний давления с учётом распределенности их параметров [Текст] / Г.М. Макарьянц, А.Б. Прокофьев, Е.В. Шахматов, С.К. Бочкарёв // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. академика С.П. Королёва (национального исследовательского университета). - 2007. - № 1. - С. 148-155.

6. Макарьянц, Г.М. Разработка принципиальной схемы экспериментального комплекса исследования виброакустических характеристик амортизаторов транспортных средств [Текст] / Г.М. Макарьянц, А.Б. Прокофьев // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. Специальный выпуск: «Безопасность. Технологии. Управление.». - 2007. - Т. 2. - С. 135-139.

7. Макарьянц, Г.М. Расчёт подъёмной силы газового потока в плоском предохранительном клапане с использованием численных методов [Текст] / Г.М. Макарьянц, В.Я. Свербилов, М.В. Макарьянц, О.В. Батракова // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2010. - Т. 12. № 4. - С. 247-251.

8. Макарьянц, Г.М. Аналитическая модель автоколебаний плоского предохранительного клапана [Текст] / Г.М. Макарьянц, В.Я. Свербилов, М.В. Макарьянц, Д.М. Стадник // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2010. - Т. 12. - № 4. - С. 252-256.

9. Фесина, М.И. Акустические исследования каталитических коллекторов систем выпуска отработавших газов ДВС легковых автомобилей [Текст] / М.И. Фесина, А.Н. Крючков, Г.М. Макарьянц, И.В. Малкин // Вектор науки Тольяттин-ского государственного университета. - 2011. - № 2. - С. 82-86.

10. Фесина, М.И. Результаты экспериментальных исследований виброакустических характеристик каталитических коллекторов систем выпуска отработавших газов двигателей легковых автомобилей [Текст] / М.И. Фесина, А.Н. Крючков, Г.М. Макарьянц, И.В. Малкин // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2011. - Т. 13. - № 6-1. - С. 179-185.

11. Журавлёв, O.A. Исследование резонансных колебаний рабочей пластины в экспериментальной модели пневмоклапана [Текст] / O.A. Журавлёв, С.Ю. Комаров, Г.М. Макарьянц, Р.Н. Сергеев, Ю.В. Харчикова // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. академика С.П. Королёва (национального исследовательского университета). - 2011. - № 3. - Часть 3. -С. 363-369.

12. Макарьянц, Г.М. Снижение тонального шума предохранительного пневмоклапана непрямого действия при автоколебаниях [Текст] / Г.М. Макарьянц, В.Я. Свербилов, Е.В. Шахматов, М.В. Макарьянц, Д.М. Стадник, Д.В. Туманов // Судостроение.-2012.-№5.-С.49-51. ,

13. Гафуров, С.А. Влияние конструкции входного участка шнекоцентробежной ступени комбинированного насоса на вибрационное и пульсационное состояние [Текст] / С.А. Гафуров, JI.B. Родионов, А.Н. Крючков, Г.М. Макарьянц, Е.В. Шахматов // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. академика С.П. Королёва (национального исследовательского университета). - 2012. -№ 2. - С. 155-163.

14. Гафуров, С.А. Исследование причин разрушения подшипниковой опоры шнекоцентробежной ступени комбинированного насосного агрегата [Текст] / С.А.

Гафуров, J1.B. Родионов, А.Н. Крючков, Г.М. Макарьянц, Е.В. Шахматов II Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. академика С.П. Королёва (национального исследовательского университета). - 2012. - № 2. -С. 164-171.

15. Стадник, Д.М. Обеспечение устойчивочти регулятора давления газа непрямого действия посредством установки дросселя на вход [Текст] / Д.М. Стадник, В.Я. Свербилов, Г.М. Макарьянц, М.В. Макарьянц // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. академика С.П. Королёва (национального исследовательского университета). - 2012. - № 4. - С. 184-192.

16. Макарьянц, Г.М. Экспериментальные исследования параметров автоколебаний дренажно-предохранительного клапана [Текст] / Г.М. Макарьянц, А.Б. Прокофьев, М.В. Макарьянц, В .Я. Свербилов, Д.М. Стадник, Д.А. Крысина // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2012. - Т. 14. - № 6.-С. 108-114.

17. Блюмин, К.В. Методика проектирования гасителя гидродинамического шума [Текст] / К.В. Блюмин, С.А. Гафуров, И.А. Зубрилин, Г.М. Макарьянц, А.Н. Крючков, Е.В. Шахматов // Вектор науки Тольяттинского государственного университета. - 2013. - № 2. - С. 103-107.

18. Стадник, Д.М. Обеспечение устойчивости и устранение автоколебаний регулятора давления газа непрямого действия [Текст] / Д.М. Стадник, В .Я. Свербилов, Г.М. Макарьянц // Вектор науки Тольяттинского государственного университета. - 2013. - № 2. - С. 203-211.

19. Макарьянц, Г.М. Подавление гидродинамического шума в испытательном стенде [Текст] / Г.М. Макарьянц, А.Н. Крючков, Е.В. Шахматов, Э.Г. Берестовиц-кий, Ю.А. Гладилин, А.Е. Фёдоров // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. - 2013. - Т. 15. - № 6. - С. 201-209.

20. Иголкин, А.А. Бесконтактная регистрация и анализ вибрации изделий машиностроения с помощью трёхкомпонентного лазерного виброметра [Текст] / А.А. Иголкин, А.И. Сафин, Г.М. Макарьянц, А.Н. Крючков, Е.В. Шахматов II Прикладная физика. - 2013. - № 4. - С. 49-53.

21. Гладилин, Ю.А. Снижение акустической помехи гидравлического стенда за счёт управления частотой вращения электропривода насоса и применения гасителей гидродинамического шума [Текст] / Ю.А. Гладилин, Г.М. Макарьянц // Технико-технологические проблемы сервиса. - 2014. - № 1 (27). - С. 6-12.

Публикации в изданиях, входящих в международную базу цитирования Scopus

22. Prokofiev, А.В. Modeling of pipeline vibration under the pressure ripples in the working fluid [Electronic resource] / A.B. Prokofiev, G.M. Makariyants, E.V. Shakh-matov // Proceedings of the 17th International Congress on Sound and Vibration (ICSV17). - Cairo (Egypt), 2010, 18-22 July. - 1 электрон, опт. диск (CD-ROM).

23. Makaryants, G.M. Self-oscillations of the poppet relief pneumatic valve due to instability of the airflow around an inlet port [Electronic resource] / G.M. Makaryants, A.B. Prokofiev, V.Ya. Sverbilov, E.V. Shakhmatov, M.V. Makaryants // Proceedings of the 18th International Congress on Sound and Vibration (ICSV18). - Rio de Janeiro (Brazil), 2011, 10-14 July. - 1 электрон, опт. диск (CD-ROM).

24. Makaryants, G.M. The instability of the pipeline due to transporting fluid's pressure ripples [Electronic resource] / G.M. Makaryants, E.V. Shakhmatov, A.B. Prokofiev, A.N. Kruchkov // Proceedings of the 28th International Congress of the Aeronautical Sciences (ICAS2012). . Brisbane (Australia), 2012, 23-28 September. - 1 электрон, опт. диск (CD-ROM).

25. Makaryants, G.M. The tonal noise reduction of the proportional pilot operated pneumatic valve [Electronic resource] / G.M. Makaryants, V.Ya. Sverbilov, A.B. Prokofiev, M.V. Makaryants, E.V. Shakhmatov // Proceedings of the 19th International Congress on Sound and Vibration (ICSV19). - Vilnius (Lithuania), 2012,08-12 July. -1 электрон, опт. диск (CD-ROM).

26. Makaryants, G.M. Design methodology of hydrodynamic noise silencer [Electronic resource] / G.M. Makaryants, S.A. Gafurov, I.A. Zubrilin, A.N. Kruchkov, A.B. Prokofiev, E.V. Shakhmatov // Proceedings of the 20th International Congress on Sound and Vibration (ICSV20). - Bangkok (Thailand), 2013, 07-11 July. - 1 электрон, опт. диск (CD-ROM).

Монография

27. Иголкин, А.А. Снижение колебаний и шума в пневмогидромеханических системах [Текст] / А.А. Иголкин, А.Н. Крючков, Г.М. Макарьянц, А.Б. Прокофьев, С.П. Прохоров, Е.В. Шахматов, В.П. Шорин - Самара: Изд-во СНЦ РАН, 2005. -314 с.

Патенты

28. Пат. 2293246 Российская Федерация, МПК F16L55/04. Двухчастотный настраиваемый гаситель колебаний давления [Текст] / Макарьянц Г.М., Прокофьев А.Б., Шахматов Е.В.; заявитель и патентообладатель СГАУ. - №2005112013/06; заявл. 20.04.2005; опубл. 10.02.2007; Бюл. №4. - 4 с.

29. Пат. на полез, мод. 59247 Российская Федерация, МПК G01M17/00, G01M17/04. Прибор для анализа результатов испытаний амортизаторов в подвеске транспортных средств [Текст] / Макарьянц Г.М., Прокофьев А.Б.; заявитель и патентообладатель ООО "ЦАМ". - №2006121803/22; заявл. 21.06.2006; опубл. 10.12.2006; Бюл. №34. - 2 с.

30. Пат. 2485439 Российская Федерация, МПК G01B7/02, F15B15/28, H01F21/06. Индуктивный датчик линейного перемещения [Текст] / Матюнин С.А., Макарьянц М.В., Леонович Г.И., Медноков В.А., Тиньгаев B.C., Макарьянц Г.М., Трошев А. А.; заявитель и патентообладатель Матюнин С.А. - №2011131397/07; заявл. 26.07.2011; опубл. 20.06.2013; Бюл. №17. - 6 с.

31. Пат. 2499916 Российская Федерация, МПК F15В19/00. Агрегат питания рулевых машин [Текст] / Васильев В.А., ГолеваТ.В., Макарьянц М.В., Мишанин С.Е., Попов А.В., Попова О.П., Фёдоров А.А., Макарьянц Г.М., Прокофьев А.Б.; заявитель и патентообладатель ФГУП "ГНПРКЦ "ЦСКБ-Прогресс". -№2010148735/06; заявл. 29.11.2010; опубл. 27.11.2013; Бюл. №33. -10 с.

Подписано в печать 27.06.2014. Формат 60x84/16.

Бумага ксероксная. Печать цифровая. Объем - 2,0 усл. п. л. Тираж 100 но. Заказ № 94 Отпечатано в типографии ООО "Инсома-пресс" 443080, г. Самара, ул. Сапфировой, 110 А; тел. 222-92-40