СУДОСТРОЕНИЕ 2'2014
МЕТОДЫ КОМПЬЮТЕРНОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ ДЛЯ ВИБРОДИАГНОСТИКИ СОСТОЯНИЯ СУДОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ
А. Ю. Спиридонов (ОАО ПО «Севмаш», e-mail: ipko@sevmash.ru), А. А. Пшеницын, докт. техн. наук (Институт судостроения и морской арктической техники САФУ) удк 681.322:[534.1:621.31]
Борьба с шумом и вибрацией на судах и морских сооружениях является одной из важнейших проблем в судостроении. Снижение уровней вибрации машин и конструкций проводится для повышения их надежности и долговечности. Приемлемые акустические параметры можно получить, выявив источники повышенной вибрации, причины ее возникновения и основные пути распространения по судовым конструкциям, что требует, в свою очередь, использования современных методов виброакустических исследований и соответствующей аппаратуры виброакустической диагностики.
В данной статье рассматриваются вопросы диагностики и анализа автоколебательных процессов в судовом оборудовании. Вибрация — один из самых информативных и обобщающих параметров, который может быть применен для «безразборной» оценки текущего технического состояния оборудования, для диагностики причин повышенной вибрации.
Элементы механизмов динамически взаимодействуют друг с другом, и через конструкцию происходит рассеивание энергии в виде механических колебаний. По мере износа и деформации деталей в конструкции машины начинают происходить изменения. Нарушается центровка и баланс роторов, детали начинают изнашиваться, увеличиваются зазоры. Все эти факторы приводят к еще большему увеличению вибрации. Причины и следствия усиливают и дополняют друг друга, что может привести к выходу оборудования из строя. Методы диагностики подобных процессов описаны в литературе [1—3].
Рассмотрим спектр вибрации рабочего колеса вентилятора, показанный на рис. 1. Анализ спектра говорит о том, что подъем вибрации в диапазоне 130—140 Гц можно отнести к несинхронным гармоникам. (Это такие гармоники, при делении частоты которых на оборотную частоту получаются нецелые числа больше единицы).
Причиной появления несинхронных гармоник являются процессы, которые не связаны с частотой вращения ротора. Во временном сигнале несинхронные гармоники описывают процессы, часто даже носящие
случайный характер. Наличие таких гармоник при диагностике причин повышенной вибрации может свидетельствовать о резонан-сах различной природы.
Рассмотрим задачу диагностики причин повышенных уровней вибрации, которые возникают в судовых вентиляторах в определенном интервале расходов рабочей среды. Как видно из рис. 1, при расходе около 1300 л/с наблюдается значительный подъем вибрации в диапазоне 130—140 Гц.
Для анализа физики процесса была разработана трехмерная модель вентилятора (рис. 2) в среде SolidWorks 2009 [4] и выполнены расчеты гидродинамики потока и колебаний колеса.
Основная задача моделирования динамических процессов в колесе вентилятора состоит в том, чтобы изучить особенности физического процесса, происходящего в межлопаточных каналах колеса. Подобные задачи взаимодействия потока рабочей среды с колесом насоса и тарелкой клапана рассмотрены в [5, 6]. Сложность заключается в том, что мы имеем поток, взаимодействующий с вращающимся колесом вентилятора, которое при этом испытывает колебания, вызванные данным потоком.
Для получения адекватных физических и математических моделей используются системы дифференциальных уравнений с граничными и начальными условиями, привязывающими данную математическую модель к поставленной конкретной инженерной задаче. Используемые в математической модели системы дифференциальных уравнений приводятся к дискретному виду и решаются на некоторой расчетной сетке. Особенности применения метода конечных элементов, как надежного способа анализа динамических характеристик различных конструкций, подробно рассмотрены в литературе [4, 7].
Анализ построенной трехмерной модели вентилятора заключался в определении модальных характеристик элементов конструкции. Были рассчитаны собственные частоты и формы как отдельных лопаток, так и колеса в целом. Полученные результаты сравнивались с экспериментальными данными (см. рис. 1).
СУДОСТРОЕНИЕ 2'2014
СУДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
L, дБ 40
30
20
10
■2
L .Л
Щ и
$ ЗРда М Ф ч JP i 1 -3 f I
80
100
120
140
160 f, Гц
Рис. 1. Спектр вибрации вентилятора при различных расходах воздуха:
1 - 1046 л/с; 2 - 1299 л/с; 3 - 1409 л/с
Проведенный анализ позволил сделать предположение, что причиной повышенной вибрации в диапазоне частот 130—140 Гц являются колебания по третьей собственной форме на частоте 138 Гц, которая показана на рис. 3. Данная форма представляет собой смещение наружного диска колеса относительно внутреннего, при этом лопатки испытывают изгиб.
Достаточно точное совпадение экспериментальных и теоретических результатов подтверждает правильность выбранной математической модели, включая размер шага расчетной сетки.
Для объяснения причин возникновения колебаний на частоте 138 Гц в достаточно узком диапазоне расходов воздуха были выполнены расчеты течения газа в разработанной трехмерной модели. Для решения задач газодинамики использована программа SolidWorks Flow Simulation. Программа позволяет ответить на ряд вопросов. При заданных форме профиля лопатки и расположении ее в колесе, а также параметрах потока можно получить распределение скорости и давления в межлопаточном канале, определить характер взаимодействия потока и конструкции и сделать выводы о причинах шумообразования в вентиляторе.
Исследование полей скоростей и давлений (рис. 4) выявило следующие особенности. При номинальном режиме работы на большей части рабочей и нерабочей сторон ло-
патки наблюдается монотонное возрастание давления, за исключением области, примыкающей к выходной и входной кромкам, где имеются значительные положительные и отрицательные градиенты давления. Это означает, что в основной части межлопаточного канала при номинальном режиме обеспечивается благоприятное безотрывное обтекание лопаток. Вблизи входной и выходной кромки возникают местные отрывные зоны.
Распределение давления по лопаткам колеса центробежного вентилятора в двух сечениях по ширине колеса показано на рис. 5. У переднего диска (рис. 5, б) наблюдается монотонное возрастание давления практически на всей поверхности лопатки. В сечениях, находящихся на большем удалении от переднего диска (рис. 5, а), выявляются значительные положительные и отрицательные градиенты давления в области, примыкающей к передней кромке лопатки.
Графики свидетельствуют о неравномерности параметров потока как по ширине лопатки, так и по длине, особенно при входе и выходе из лопаточного аппарата. Положительные и отрицательные градиенты давлений означают, что течения в этой части канала отрывные.
Анализ результатов динамического (см. рис. 3) и гидродинамического (см. рис. 4, 5) расчетов позволяет сделать следующие выводы. Деформация колеса при колебаниях по третьей моде (данные колебания
могут быть вызваны случайными причинами) приводит к изменению угла набегания потока на лопатку у наружного и внутреннего диска. В результате распределение давления по ширине лопатки становится неравномерным. Перепад давлений на тыльной и фронтальной стороне лопатки определяет силу действия потока на ее поверхность. Причем эта сила действует синфазно с деформацией колеса. При смене направления колебательного движения изменится и эпюра распределения давления. В конечном итоге будет развиваться автоколебательный процесс и увеличится амплитуда вибрации. Результатом этого процесса являются высокие уровни вибрации исследуемого вен-
Рис. 2. Трехмерная модель рабочего колеса вентилятора
Рис. 3. Колебания колеса по третьей собственной форме на частоте 138 Гц
Рис. 4. Поле давления на лопатке вентилятора
СУДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
СУДОСТРОЕНИЕ 2'2014
а)
Р, Па 105000
104500 104000 103500 103000
Цл, f
2 А
V к i
Г* 1 4—
У
б)
0.02 0.04 0.06 0 08 0.
I, м
Рис. 5. Кривые перепада давления по длине лопатки колеса:
о — задний диск; б — передний диск; 1 — тыльная сторона; 2 — фронтальная сторона
тилятора, показанные на рис. 1. Изменение расхода примерно на 10—15% в любую сторону от значения 1300 л/с приводит к срыву процесса. Данное обстоятельство подсказывает техническое решение задачи. Необходимо выполнить небольшую подкрутку потока на входе в колесо, что изменит углы атаки. Если сравнивать давления по обе стороны лопатки, то за счет закручивания потока они практически выравниваются.
Применение закрутки потока перед рабочим колесом позволяет снизить уровень вибрации. На рабо-
чие лопатки воздух попадает под углами, исключающими автоколебательный процесс. Скорость потока в межлопастном канале увеличивается, распределение давлений и относительных скоростей выравнивается. Размеры вихревых образований также уменьшаются.
Проблемы диагностики особенностей протекания гидравлических и аэродинамических процессов в оборудовании достаточно сложны. Задача становится еще более сложной, если поток рабочей среды взаимодействует с испытывающими динамические деформации элементами
оборудования. Примерами подобных задач являются колебания трубок теплообменников в потоке теплоносителя, колебания тарелок клапанов в потоке рабочей среды и другие. Для эффективного решения подобных задач необходимо сочетать методы виброакустической диагностики с методами компьютерного моделирования. Литература
1. Алексондров А. А., Борков А. В., Борко-во Н. А., Шоффинский В. А. Вибрация и вибродиагностика судового энергетического оборудования. Л.: Судостроение, 1986.
2. Генкин М. Д., Соколово А. Г. Виброакустическая диагностика машин и механизмов. М.: Машиностроение, 1987.
3. Попков В. И., Мышинский Э. Л., Попков О. И. Виброакустическая диагностика в судостроении. Л.: Судостроение, 1983.
4. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике. М.: Мир, 1975.
5. Лычоков А. И., Пшеницын А. А. Моделирование и визуализация процессов течения жид-кости//Судостроение. 2005. № 5.
6. Пешков В. Г., Пшеницын А. А, Сомо-
хин В. С. Моделирование течения жидкости в тру
Для дальнейшего прочтения статьи необходимо приобрести полный текст. Статьи высылаются в формате PDF на указанную при оплате почту. Время доставки составляет менее 10 минут. Стоимость одной статьи — 150 рублей.