СУДОСТРОЕНИЕ 6'2014
ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ТРУБОПРОВОДНЫХ СИСТЕМ С НЕЛИНЕЙНЫМИ ОПОРАМИ
А. Н. Лесняк, А. Ю. Спиридонов (ОАО «ПО «Севмаш»,
e-mail: ipko@sevmash.ru), А. А. Пшеницын, докт. техн. наук,
тел. 8184-524582 (ИСМАРТ) удк 629.5.063.001.5
Решение задач разработки конструк-торско-технологической документации при проектировании трубопроводных систем для испытаний энергетических установок кораблей в условиях применения рабочих сред с повышенными скоростями, давлениями и температурами требует применения результатов экспериментальных и теоретических исследований для обоснованного выбора эффективных технических параметров, обеспечивающих необходимые прочностные и технологические характеристики.
В данной работе проведен анализ методов улучшения виброакустических характеристик судовых трубопроводов, рассмотрены расчетные модели исследуемых систем и эффективные средства настройки их динамических характеристик [1].
Одним из примеров высоко нагруженных трубопроводных систем со скоростями рабочей среды, в разы превышающими штатный режим, являются мобильные стенды промывки различных судовых систем, где требования низкой виброактивности очень важны. Увеличение скорости среды в три раза требует повышения мощности насосного оборудования в девять раз.
Настройка динамических характеристик подобных трубопроводных систем является сложной задачей, которая в настоящее время решается путем компьютерного моделирования [2, 3]. Математическое исследование указанных систем связано с изучением уравнений движения, содержащих неопределенный параметр при нелинейных членах порогового типа. Сложной задачей является поиск решения даже для относительно простой системы — консольный стержень с ограничителями [4]:
э2 2э4
dt2 С Эх2
u(x, t) +
+ ] F0[u(/, t)] + m-
d2u(x, t)
dt2 J
x5(x - l) = eD
' d d Л 'dt' дх
где F0 — сила удара; ей — неконсервативные силы; с2= Е/ц-1; Ц — погонная масса.
Принципиальная возможность найти решение этого уравнения движения трудно реализуема, так как представление функций F0, ей для систем с распределенными параметрами может быть получено лишь приблизительно. В этих условиях применение экспериментальных методов определения частотных характеристик является актуальным.
Для решения задач, поставленных в данной работе, требуется упругий элемент, обеспечивающий и эффект виброизоляции, и эффект регулирования динамических характеристик. Таким элементом является упру-годемпфирующий элемент (УДЭ) из стальной нержавеющей проволоки. В данном исследовании приведены результаты, полученные для УДЭ из сплава 36НХТЮ.
Для эффективного проектирования средств защиты от вибрации и шума на базе УДЭ из прессованной проволоки необходимо оценить степень нелинейности их характеристик и ее влияние на поведение системы.
Для количественной оценки зависимостей динамических характеристик УДЭ от величины статической нагрузки и амплитуды динамической деформации были проведены вибрационные испытания с синусоидальной формой вынуждающей силы. Учитывая структуру материала УДЭ, его динамическую жесткость и коэффициент потерь можно определить из выражений [5]:
С = ю2М = (2л/0)2М ,
h = j-
a 2F(a) jF(a)
СА(ю) МА(ю)
где С — модуль динамической жесткости элемента; Ь — коэффициент потерь упругого элемента, определенный как отношение мнимой части комплексной жесткости к действительной (тангенс фазового угла) и равный обратной величине добротности; А(ю), F(ю) — соответственно виброускорение и вынуждающая сила; ю — угловая частота гармонических колебаний; М — масса.
СУДОСТРОЕНИЕ 6-2014 СУДОВОЕ ОБОРУДОВАНА
0,0001
б)
0,05 0,045 0,04 0,035
a/F, (м/с )/Н
0,03 0,025 0,02 0,015 0,01
\.a/F
• \
\ 1
V
ч.
0,0001
0,001 0,01 -т— Инертность (A/F)
0,1
- Фаза (Р)
■45
-90
-135
-180 S, мм
Рис. 1. Зависимости динамической жесткости и коэффициента потерь от амплитуды вибрационной деформации при различных значениях статической нагрузки:
а — зависимости динамической жесткости Сдин и коэффициента потерь h от амплитуды вибрационной деформации S опытного УДЭ при различных значениях статической нагрузки. Кривые 1, 2, 3 — динамическая жесткость при значениях статической нагрузки 0,5Мном, Мном, 2Мном соответственно. Кривые 4, 5, 6 — коэффициенты потерь при значениях статической нагрузки 0,5Мном, Мном, 2Мном соответственно; б — зависимость инертности колебательной системы a/F и ее фазовой характеристики P от амплитуды деформации УДЭ S при постоянной частоте вынуждающей силы
Графически результаты экспериментальных исследований представлены на рис. 1 в виде зависимостей С^) и Ь^) при различных значениях статической нагрузки. Приведенные графики показывают значительные изменения динамических жесткостей с увеличением амплитуды вибрационной деформации.
В качестве примера реакции колебательной системы на амплитуду рассмотрим результаты эксперимента (см. рис. 1). Колебательная система с удвоенной номинальной нагрузкой подвергалась воздействию вынуждающей силы, постоянной по частоте — 23 Гц и увеличивающейся по амплитуде с шагом 10 дБ. Из рисунка видно, что удельное ускорение системы при увеличении деформации УДЭ описывает классическую
резонансную характеристику с поворотом фазы от 0 до 180° и максимумом характеристики при фазе 90°. При значении вибрационной деформации около 0,1 мм наблюдается резонанс, однако при увеличении или уменьшении деформации относительная величина нормированного ускорения снижается. Зная ожидаемые амплитуды вибрации оборудования, можно определить динамическую жесткость УДЭ и собственные частоты системы.
Для экспериментальных исследований характеристик трубопровода с нелинейной опорой был смон-
Рис. 2. Схема экспериментального стенда
тирован стенд, в состав которого вошли трубопровод длиной 2,6 м и наружным диаметром 32 мм, защемленный на концах, подвеска с УДЭ, вибратор, тракт возбуждения и тракт измерения. На рис. 2 показана схема крепления трубопровода, точки приложения силы и точки измерения виброперемещения и исходная амплитудно-частотная характеристика (АЧХ).
Исследования показали, что АЧХ виброперемещения трубопровода при различных уровнях вибровозбуждения белым шумом с подвеской, в качестве виброизолирующего элемента которой использовалось три слоя перфорированной резины толщиной по 5 мм, практически не изменяется.
Аналогичные АЧХ виброперемещения трубопровода с цельнометаллической опорой при различных уровнях вибровозбуждения белым шумом представлены на рис. 3. Виброизолирующий элемент опоры представляет собой три слоя УДЭ толщиной по 5 мм. Из рисунка видно, что амплитудно-частотные характеристики виброперемещения трубопровода зависят от уровня вибровозбуждения; имеются значимые различия между характеристиками виброперемещений. Меняются и амплитуда, и частота колебаний. Более детальное рассмотрение резонансной характеристики трубопровода, соответствующей первой форме собственных колебаний, показывает, что при изменении уровня вибровозбуждения трубопровода с подвеской из УДЭ на 30 дБ от максимального, собственная частота первой формы колебаний увеличилась на 2,5 Гц, а добротность увеличилась в 8,5 раз.
Таким образом, применение подвески с УДЭ дает принципиальную возможность самоотстройки трубопроводных систем от резонансов и возможность демпфирования резонансных явлений в трубопроводах. Рассмотренные вопросы управления поведением трубопроводных систем при колебаниях показали, что в рамках расчетно-теоретического подхода вряд ли может быть решен комплекс проблем по обеспечению вибропрочности систем, прогнозирования их ресурса, особенно на переходных режимах работы. Полученные экспериментальные зависимости динамических характеристик от величины дина-
СУДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
СУДОСТРОЕНИЕ 6'2014
2IJ5 Гц 57,75 Гц
/и i 1 2 3 5 4 \ \ \ V /
\ \i V Ш/ А А
1 — Истомное
2 — Мэх
2 —-10 дБ
4 — -20 дБ
5--30 дБ
10 20 30 JO Si 90 70 во 90 103 110 120 130 f40 150 190 170 190 100 203
Рис. 3. Амплитудно-частотные характеристики виброперемещения трубопровода:
1 — исходное, с подвеской из УДЭ при различных уровнях вибровозбуждения; 2 — максимальное вибровозбуждение; 3 — вибровозбуждение -10 дБ от максимального; 4 — вибровозбуждение -20 дБ от максимального; 5 — вибровозбуждение -30 дБ от максимального
О НЕОБХОДИМОСТИ И СПОСОБЕ СОЗДАНИЯ НАСОСНОГО ЭФФЕКТА В СМАЗОЧНОМ СЛОЕ АВТОНОМНОГО ОПОРНОГО ПОДШИПНИКА-НАСОСА
А. А. Хабаров, Н. И. Кокотков (ОАО «ПО «Севмаш», e-mail: ipko@sevmash.ru), А. Я. Альпин, докт. техн. наук, тел. 8184-569702 удк 621.822:629.5.03
В ОАО «ПО «Севмаш» в период с 2005 по 2012 г. проводились научно-исследовательские работы по созданию высокоскоростных подшипников с автономной смазкой, т. е. подшипников, при эксплуатации которых не требовалась циркуляционная смазка со сложными и пожароопасными системами. На рис. 1 показан испытательный стенд с установленными на нем автономными подшипниками. На переднем плане виден маслоохладитель автономного подшипника в варианте подшипника-насоса. На рис. 2 у этого стенда — коллектив работников ОАО «ПО «Севмаш» — участников указанных научно-исследовательских работ. Эти работы (кроме варианта подшипника-насоса) описаны в статьях [1—5], а также с ними связаны авторские свидетельства и патенты [6—10].
В этих работах и патентах указаны совершенно новые сущности смазочного слоя опорных и упорных автономных подшипников жид-
костного трения. Так, например, в статьях [1, 2] и патенте [10] описан смазочный слой автономного опорного подшипника, показанный на рис. 3, который на протяжении 360° его длины имеет различное функциональное назначение: несущий слой, слой с внутренней циркуляцией (на рис. не показан), вакуумный слой и насосный слой.
В данной статье показана необходимость и приводится способ создания насосного эффекта в смазочном слое автономного опорного подшипника, который может быть назван — «подшипник-насос».
Поскольку главной целью создания автономных подшипников является исключение необходимости циркуляционной смазки из-за ее сложности и пожароопасности, то одним из методов создания автономного подши
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.