Разработка метода расчета виброактивности центробежных насосов тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Михеев Константин Геннадьевич

• Михеев Константин Геннадьевич
• кандидат наук
• 2024

Оглавление диссертации кандидат наук Михеев Константин Геннадьевич

Введение

ГЛАВА 1 ПРОБЛЕМЫ, ВОЗНИКАЮЩИЕ В ПРОЦЕССЕ МОДЕЛИРОВАНИЯ ВИБРАЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ. ОБЗОР РАБОТ, ПОСВЯЩЕННЫХ ДАННОЙ ТЕМЕ

1. 1 Постановка задачи

1.2 Обзор работ посвященных данной тематике

ГЛАВА 2 МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ЯВЛЕНИЙ В НАСОСЕ

2.1 Постановка задачи расчёта лопастного насоса

2.2 Особенности расчета виброакустических свойств

2.3 Модели турбулентности

2.3.1 LES и DES модели турбулентности

2.3.2 k-epsilon модели турбулентности

2.3.3 k-omega модели турбулентности

2.3.4 k-omega SST модель турбулентности

2.4 Моделирование многофазных сред

2.5 Сопряжённые расчёты

ГЛАВА 3 РАСЧЁТЫ И ОПТИМИЗАЦИЯ ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЕЙ НАСОСОВ

3.1 Введение

3.2 Расчет виброакустических характеристик многоступенчатого насоса

3.2.1 Анализ исходной проточной части

3.2.2 Оптимизация новой проточной части насоса

3.3 Улучшение виброшумовых характеристик насоса в высокочастотной области

3.3.1 Исследование влияния геометрических параметров колеса на

интенсивность кавитации

Стр.

3.3.2 Гидродинамический расчёт колеса, спроектированного по классическим методикам

3.3.3 Оптимизация проточной части насоса

3.3.4 Заключение по оптимизации насоса ЦН-5

3.4 Сопряженный расчет насоса ЦНС

3.4.1 Постановка задачи

3.4.2 Реакции опор корпуса для обеспечения неподвижности

3.4.3 Результаты исследования

3.4.4 Выводы из результатов моделирования ЦНС

ГЛАВА 4 ИСПЫТАНИЯ

4.1 Описание стенда и методика испытаний ЦН-2

4.2 Результаты испытаний ЦН-2

4.3 Описание стенда и методика испытаний ЦН-5

4.4 Результаты испытаний ЦН-5

4.5 Описание стенда и методика испытаний ЦН-8

4.6 Результаты испытаний ЦН-8

Основные выводы и заключение

Список литературы

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка метода расчета виброактивности центробежных насосов»

Введение

Вибрация наряду с коррозией является основным разрушающим фактором некоторых машин и механизмов, а также технических систем на их основе. Кроме того, низкая виброактивность является главным критерием качества и надежности для определенного класса морской техники и оборудования, для которого нормируется шумовое загрязнение. Актуальность задачи по снижению вибрации подтверждается постоянным ужесточением соответствующих нормативных требований.

Важной, а в некоторых случаях главной, задачей при создании центробежных насосов является борьба с вибрацией корпуса, вызванной источниками колебаний гидродинамического происхождения.

Ранее при проектировании центробежных насосов для учета виброактивности использовались методики, основанные на эмпирических или полуэмпирических данных и зависимостях, полученных на основе многочисленных экспериментов типовых конструкций. Целью использования данных методик было получение качественной оценки предпочтительности того или иного варианта проточной части насоса. Заключение о влиянии конкретного решения можно было получить только с точностью до раздела частот. Спектральный анализ, кроме лопаточных и кавитационных частот, а соответственно оптимизация по резонансам конструкции с учетом влияния гидродинамических источников колебаний не проводились.

Современные средства вычислительной гидродинамики позволяют качественно решить множество задач возникающих при проектировании насосов: расчет гидравлических параметров, повышение энергоэффективности, улучшение массогабаритных характеристик. Методики таких расчетов широко применяются и верифицированы многочисленными экспериментами.

Численный расчет и моделирование гидродинамических процессов с точки зрения виброактивности возможен в стандартных программных комплексах,

однако сопряжен с рядом проблем, одной из которых, является малый объем экспериментальных данных и сложность верификации моделей.

Данная работа направлена на разработку метода моделирования виброактивности центробежного насоса, для последующей оптимизации конструкции по этому критерию, с учетом анализа имеющегося и специально наработанного экспериментального материала для верификации.

Научная новизна следующая:

- Разработана математическая модель и критерии оценки гидродинамических источников вибраций в проточной части насосов.

- Разработана математическая модель, позволяющая оценивать вибрации и шумы, вызванные кавитационными процессами в проточной части.

- Впервые получены экспериментальные данные о прохождении гидродинамического шума через насос, получено распределение звукоизоляции по спектру.

ГЛАВА 1 ПРОБЛЕМЫ, ВОЗНИКАЮЩИЕ В ПРОЦЕССЕ МОДЕЛИРОВАНИЯ ВИБРАЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ.

ОБЗОР РАБОТ, ПОСВЯЩЕННЫХ ДАННОЙ ТЕМЕ

1.1 Постановка задачи

В настоящей работе исследованы гидродинамические источники колебаний, создаваемые проточными частями центробежных насосов, имеющих обозначение ЦН-5, ЦН-8. Данные насосы относятся к классу малошумных, высоконапорных, широкодиапазонных. Для более глубокого исследования акустической составляющей источников колебаний использован также циркуляционный двухступенчатый центробежный насос ЦН-2. Теоретическая и экспериментальная части данной работы направлены на исследование зависимостей виброактивности от гидродинамической составляющей источников колебаний и оптимизацию проточной части по критерию виброактивности насосов ЦН-5 и ЦН-8. Применённые подходы и методы могут быть использованы для широкого спектра задач по оптимизации проточных частей динамических насосов с целью минимизации виброактивности.

Многочисленные эксперименты показывают, что значительный, и в большинстве случаев определяющий вклад, в виброактивность современного насосного агрегата вносят пульсации давления перекачиваемой жидкости различного происхождения - вихреобразование, кавитация, рециркуляция, несимметричность потока.

Цель работы - создание оптимизационного алгоритма и метода вычислительной гидродинамики позволяющих свести к минимуму пульсации давления.

Оптимизация осуществлялась путем подбора частоты вращения и поиска наилучшей, с точки зрения виброактивности конфигурации геометрических параметров проточной части, прежде всего рабочих органов - колес и

направляющих аппаратов, причем определение наиболее значимых геометрических параметров являлось отдельной задачей данной работы.

Все исследования выполнены в рамках совместных работ ОАО «НПО «Гидромаш» и МГТУ им. Н.Э. Баумана по уменьшению вибро-шумовых характеристик многоступенчатых высоконапорных насосов.

Проблемы, возникающие при выполнении поставленной задачи

Главной проблемой оптимизации проточной части по критерию виброактивности агрегата является отсутствие прямой зависимости между пульсациями давления, порождаемых потоком и формирующей их в свою очередь геометрией рабочих органов, и измеряемой величиной виброактивности на опорных и не опорных связях агрегата - уровня виброускорения, из-за массо-жескостных характеристик конструкции насоса.

Второй по значимости проблемой является многорежимность насосов, когда наиболее предпочтительная с точки зрения пульсаций давления комбинация параметров для одного режима работы не является оптимальной для другого, что с учетом значительного количества варьируемых параметров в разы увеличивает сложность выбора между множеством условно равнозначных вариантов оптимизации.

Третей по значимости проблемой является отсутствие четких критериев по выбору параметров расчета методами вычислительной гидродинамики, поскольку необходимо искать баланс между трудоёмкостью подготовки-ресурсоемкостью расчетов и точностью результатов, где, например, детализация 3Б модели и уменьшение шага расчетной сетки позволяют выявлять пульсации давления от более мелких неоднородностей потока, но увеличивают время построения и длительность вычислений.

Кроме того, необходимо отметить проблемы верификации методики ввиду сложности и стоимости экспериментального подтверждения, поскольку помимо крайне высокой стоимости самих насосных агрегатов, испытания малошумного оборудования предполагают использование высокоточного измерительного

оборудования, специальных виброизолированных стендов и работу высококвалифицированного персонала.

1.2 Обзор работ посвященных данной тематике

Активное исследование виброактивности электронасосов велось с 60-х прошлого века во ВНИИГидромаше и на ряде профильных предприятий. Были проведены многочисленные эксперименты, позволившие установить основные зависимости и сформулировать подходы к созданию центробежных насосов с учетом параметра вибрация.

В работе [1] констатируется, что уровни вибраций и шума центробежных насосов не поддаются численному расчету из-за сложности протекающих в каналах насоса гидродинамических явлений, переменных во времени и взаимодействующих с механическими источниками колебаний, соответственно наиболее целесообразный путь — это научный эксперимент и ставятся следующие задачи: качественные исследования, включающие в себя выяснение источников и причин колебаний, порождающих вибрации; исследования количественных зависимостей уровней интенсивности и спектра вибрации и шума от параметров, быстроходности, режима работы, размеров, геометрических форм и технологии изготовления насосов; обработка экспериментальных данных с целью установления зависимостей, позволяющих вести расчет уровней интенсивности вибрации и шума, и возможности пересчета частных составляющих по формулам подобия; разработка мёр борьбы с вибрацией и шумом.

Работа велась на специально созданных установках с вертикальным для немоноблочных и горизонтальным для моноблочных насосов приводом, представленные на Рисунках 1.1 и 1.2 соответственно. Стенды были изолированы от влияния двигателя и внешних помех и позволяли исследовать источники колебаний по отдельности.

Рисунок 1.1. Стенд с вертикальной компоновкой

Рисунок 1.2. Стенд с горизонтальной компоновкой

Была показана зависимость шума и вибрации от сопротивления сети, Рисунок 1.3. Минимум шума и вибрации наблюдается в области максимального КПД или минимальной мощности.

Рисунок 1.3. Зависимость вибрации и шума от сопротивления сети

Была установлена зависимость шума и вибрации от кавитационного запаса и расхода, Рисунок 1.4. Так же продемонстрировано, что уровень вибрации растет по мере снижения кавитационного запаса и отклонения от оптимального расхода.

Рисунок 1.4. Зависимость шума и вибрации от кавитационного запаса и расхода

Установлена зависимость спектра вибрации от кавитационного запаса, Рисунок 1.5. Необходимо отметить, что последующие исследования не подтвердили рост вибрации в низкочастотной области в таком масштабе как показано на верхней кривой.

Чатт/ 3 Щ акмШ

¡о й № т т т ттщ тттштиття тш№ш%т$г

Рисунок 1.5. Зависимость спектра вибрации от кавитационного запаса

По итогам проведённых испытаний были сделаны выводы, что в области оптимального расхода при достаточном кавитационном запасе уровни вибрации имеют минимальные значения. Уменьшение кавитационного запаса приводит к первому резкому скачку вибрации. Дальнейшее уменьшение кавитационного запаса является причиной появления паровой кавитации в зонах, где давление

достигает давления насыщенных паров и сопровождается вторым скачком вибрации. Уменьшение кавитационного запаса приводит в первую очередь к возрастанию спектра вибрации на частотах, вызываемых вихрями, развитая паровая кавитация резко повышает спектр колебания во всем звуковом диапазоне частот.

Гидродинамические источники вибрации исследуются в работах [43, 26, 28, 40].

Влияние кавитации рассматривается в работах [54, 57, 50, 42, 46, 58, 37, 59, 35, 19].

В работе [3] исследуется протекание виброакустических процессов в центробежных насосах, связанных с кавитацией на одноступенчатых центробежных насосах с улиточным отводом.

Описывается механизм генерации возмущений - при перемещении пузырьков по течению в области повышенного давления происходит сжатие вследствие внезапного торможения всей массы жидкости, участвовавшей в движении. В момент максимального сжатия пузырька генерируется импульс звука. В дальнейшем пузырек может, увеличиваясь или сокращаясь, совершить еще ряд колебательных движений, или сразу разрушиться. Если этот процесс происходит на поверхности стенки или в потоке, то в последнем генерируется кавитационный шум, а в стенках каналов возникают вибрации.

Была установлена зависимость вибрации от кавитационного запаса в разных точках насоса, Рисунок 1.6. Из графиков видно, что в целом, характер зависимости уровня вибраций на различных элементах корпуса совпадает, но все-таки имеет отличия, плоть до смены знака в динамике.

^ Ч 5 6 7 83 Ш го 30 М

Рисунок 1.6. Зависимость уровня вибрации от кавитационного запаса в

различных точках насоса Определена характерная зависимость уровней гидродинамических источников колебаний, генерируемых кавитацией, и напора от кавитационного запаса при оптимальных подачах насоса, соответствующих максимуму КПД. Рисунок 1.7.

Рисунок 1.7. Зависимость уровней вибраций и напора от кавитационного запаса при максимальном к.п.д. с картиной поведения потока в межлопаточных

каналах насоса

Работа насоса в зависимости от виброакустических характеристик разбивается на пять областей: I область бескавитационных режимов, II - область режимов газовой (пузырьковой) кавитации - начало кавитационных процессов в насосе, Ш-область режимов парогазовой кавитации, IV -область режимов паровой кавитации и V - область срывной кавитации (суперкавитации). Показано, что падение напора начинает ощущается только в области IV.

Увеличение подачи сверх оптимального или его уменьшение, т. е. режимы перегрузки или сильной недогрузки насосов, приводит к более раннему возникновению кавитации и росту шума и вибрации, чем при оптимальной подаче, Рисунок 1.8. Установлено, что отклонение от оптимальной точки на 50% существенно влияет на уровень шума и вибрации.

Рисунок 1.8. Влияние расхода на зависимость уровня вибрации от

кавитационного запаса

Кроме того, эксперименты показали, что уменьшение содержания растворенного в воде воздуха вызывает снижение уровней шума и вибраций, следовательно, в области II имеет место газовая кавитация (Рисунок 1.7).

Поведение спектральных характеристик шума и вибрации при различных величинах кавитационного запаса показано с правой стороны показано на Рисунке 1.9. Представленные спектры относятся к разным областям кавитации: кривая 1- область I; кривая 2 - области II-III; кривая 3 - область IV.

Рисунок 1.9. Спектральные характеристики для различных областей кавитации

Так же в работах [1] и [3] отмечается, что в рассмотренных конструкциях гидродинамические источники имеют преобладающие влияние на вибрационную активность.

В работе [2] рассматривается физическая картина возникновения шумов и вибраций в центробежных динамических насосах. Основными причинами

возникновения вибрационной и шумовой активности от гидродинамических причин в проточной части насоса, если не учитывать те вибрации, которые передаётся от электродвигателя или любого другого привода, являются, в основном, явления, которые возникают во время обтекания рабочей жидкостью её элементов. Появление вихрей на различных элементах колеса (таких как лопасти и диски), а также в отводе (на стенках и в выходном патрубке), которое приводит к увеличению вибрационной и шумовой активности, возникновение в погранслое у стенок проточной части насоса вихрей, что приводит к возникновению псевдозвука, который служит источником вибраций корпуса, и, в том числе, шума, схожего с вихревым, неоднородность потока жидкости из-за конечного числа лопаток в рабочем колесе и несимметричности корпуса, что также приводит к возникновению гидродинамического шума и вибраций. Проводятся экспериментальные исследование с использованием методов подобия.

Определено, что вибрационная амплитуда по ускорению обычно подчиняется закону шестой степени от числа оборотов. Это можно объяснить тем, что колебательные скорости поверхности корпуса х в силу малости колебаний и линейности процесса пропорциональны пульсационным давлениям, величина которых (для псевдозвука) пропорциональна квадратам скоростей потока V или, при сохранении подобия, квадратам числа оборотов п. Поэтому изменения уровня вибраций по ускорениям следуют такой зависимости:

(¿2 — ЬОгидродин. вибр. — 2.0 — — 20 ^ —- = 20 ^ I-----

при V ~ пВ ~ ит

Щ, I) 2

(¿а — ¿Огидродин. вибр. — 60 --г- 20 —- .

щ

Влияние различных конфигураций отводов на виброакустическую характеристику динамического центробежного насоса исследуется в работах [4, 8, 11], так же с помощью эксперимента. Констатируется, что многочисленные измерения виброакустических характеристик свидетельствуют об

определяющей роли отвода в создании шумов и вибраций центробежных насосов. На Рисунке 1.10 приведены типичные гидравлические и вибрационные характеристики центробежной ступени в зависимости от подачи Q при числе оборотов п = 2800 в минуту и кавитационном запасе АЪ = 30 м вод. ст. Минимальные уровни вибраций лежат в области, близкой к максимуму КПД.

Рисунок 1.10. Гидравлические и вибрационные характеристики центробежной

Можно сделать выводы, что при работе насосов на режимах, которые отличаются от оптимального, многократно усиливаются вредоносные процессы вихреобразования; при подачах больше оптимальной могут иметь место кавитационные явления, а при подачах меньше оптимальной может наблюдаться неравномерная работа каналов между лопатками в рабочем колесе, что также сопровождается усилением вибраций и шума. Если проследить за характером

I

т

О М Ж ¿8 48 58

ступени

изменения общих уровней, то видно, что в случае преобладающего действия одного источника по сравнению с другим они повторяют поведение уровней одного из этих источников, либо эффект определяется их сложением при равнозначности действий. В общем случае характер поведения кривых определяется типом насоса, совершенством проточных каналов и распределением скоростей в них.

На Рисунке 1.11 представлена схема замера давлений в канале типичного аппарата и даны кривые изменения абсолютных давлений в зависимости от подач. При испытаниях направляющего аппарата (п = 2800 об/мин и АЬ = 5 М вод, ст.) Кривые 1, 2, 3 это давления в точках 2, 6, 5 соответственно.

Было установлено, что зоной максимального падения давления является точка 6, расположенная у носика лопатки с тыльной стороны, т. е. в месте срыва вихрей.

30 О' м 60 71) во му/ч

Рисунок 1.11. Распределение давления в канале направляющего аппарата

Давление на выходе из колеса (точка 2) во всем диапазоне подач изменяется несущественно, что с учетом постоянства подпора у входа в колесо подтверждает тот факт, что рабочее колесо непричастно к появлению кавитации. Давление в других точках канала падает с увеличением подачи Q, пересекаясь с кривой 1 в точках, характеризующих прекращение процесса нормального преобразования давлений и канале. Точка пересечения кривых 1 и 2 свидетельствует о начале этого явления для данного аппарата и соответствует моменту начала резкого возрастания вибраций. Преобразование давлении по средней струйке в канале направляющего аппарата при недогрузочной, оптимальной и перегрузочной подачах показано на данном рисунке внизу.

Следовательно, зоной зарождения вихрей, приводящей к кавитации и резкому росту вибраций, является тыльная сторона лопатки у носика, а процесс появления и развития этих вихрей начинается тем раньше, чем меньше угол наклона лопатки к окружному направлению.

Поэтому одним из самых эффективных способов уменьшения уровней вихревых и кавитационных вибраций следует считать увеличение угла тыльной стороны лопатки. Сделан вывод, что виброакустические характеристики центробежных насосов при отсутствии развитых кавитационных процессов в рабочем колесе в основном определяются гидродинамическими процессами, связанными с обтеканием элементов отводящих устройств, основной причиной шума и вибрации насоса, вызванных отводящим устройством, является неоднородность потока, обтекающего язык (лопатки) отвода, вихревые и кавитационные процессы, возникающие в отводе.

Влияние отношения числа лопаток в рабочем колесе к числу каналов в отводящем устройстве на вибрацию насоса рассмотрено в работах [10, 12]. Шум и вибрация от неоднородности потока (лопаточный шум) вызывается нестационарными явлениями при движении лопатки в неоднородном потоке или воздействием неоднородного потока на неподвижную решетку лопаток и имеет ярко выраженный дискретный характер. Отмечаются основные способы снижения лопаточного шума:

Уменьшение амплитуды действующих на лопатки сил за счет увеличения зазора между неподвижными и вращающимися лопатками.

Скашивание неподвижных или вращающихся лопаток.

Выбор наилучшего отношения чисел лопастей ротора 21 и статора (г0 или г2), т. е. использование ослабления колебаний от отдельных импульсов давлений при их взаимодействии.

В центробежных насосах всегда имеются условия, создающие неоднородность потока при входе на колесо или на выходе из него, при этом основная роль в возникновении интенсивной вибрации и шума принадлежит неоднородности потока, возникающей за рабочим колесом. Изложены результаты исследования, где показано влияние количества лопаток в рабочем колесе, вращающегося с угловой скоростью ю, и направляющего аппарата центробежной насосной ступени на частоте и ее гармониках. Теоретически

в спектрах должны также присутствовать составляющие на частотах — ^^ и

их гармониках. Однако проведенные экспериментальные исследования

лопаточных машин показали, что амплитуды колебаний на этих частотах являются столь малыми, что ими можно пренебречь. Утверждается, что поток на выходе из колеса насоса нестационарен в абсолютном движении и имеет неравномерное распределение скоростей и давлений по шагу между лопатками из-за конечности числа лопаток. Обтекание таким потоком лопаток направляющего аппарата, если пренебречь изменением углов атаки вследствие нестационарности потока, вызывает на лопатках появление подъемной силы, которая будет изменяться во времени по тому же периодическому закону, что и скорость потока, обтекающего лопатки.

На Рисунке 1.12 приведена схема сил, которые действуют на лопатки составляющие каналы направляющего аппарата в данный момент времени. На каждую отдельную лопатку направляющего аппарата воздействует

™ 2п

нестационарная подъемная сила с периодом Т =-, значение которой в

каждый момент времени зависит от взаиморасположения лопаток колеса и аппарата. Точки приложения сил приняты совпадающими с началом входной кромки лопаток аппарата.

и

Рисунок 1.12. Схема приложения возбуждающих сил к лопаткам

направляющего аппарата

Насос рассмотрен как твердое тело, колеблющееся под действием периодических сил, приложенных к лопаткам направляющего аппарата. Разложение этих сил в ряд Фурье может быть представлено, следующим образом

+ ОТ

=1

1кг-1

Р = > Фке1к^

Здесь Фк — коэффициенты Фурье, зависящие от эпюры скоростей потока на выходе из рабочего колеса данного насоса, зазора между колесом и аппаратом и формы лопаток аппарата, 1 — время, к = 1, 2, 3, ... — номер гармоники. Сила,

действующая на 1-ую лопатку аппарата.

+ ОТ

Р. = > Фке1кггш(г+Т1)

где тI — время прохождения лопатки колеса от нулевой (или 22-ой) лопатки аппарата до 1-ой.

Сформулировано правило выбора чисел лопаток колеса и аппарата, обеспечивающих разгрузку корпуса насоса от возбуждающих колебания сил Р,

кг, ± 1 кгл

* 1,2,3...;—* 1,2,3...

г2 г2

Эти условия позволяют судить о характере возмущений, возбуждающих колебания насоса и найти соотношения лопаток, при которых вибрация будет минимальной. По данным формулам был выполнен расчет характера возмущающих сил для всех практически используемых в насосах сочетаний гх и г2. Рассматривались первые три гармоники лопаточной частоты, имеющие, как правило, наибольшую интенсивность в спектре вибраций насоса. Результаты расчета сведены в таблицу, показанную на Рисунке 1.13.

Я! 3 4 5 6 7 8 9 10

\ 1 2 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3

3 Л, РоРо р Р Ро Р Р Р, Р* Р*Ро Р Р Ро Р Р Р0 Р* ^0 Ро Р Р Ро

4 Р 0 Р0 Ро РоРо Р 0 Р 0 Ро 0 Р 0 Р Р0 Рв Р0 Р 0 р 0 Р0 О

5 0 Р Р Р 0 0 Ро Ра Ра р 0 0 0 Р Р 0 Р Р Р 0 0 Р0 Ро Ро

6 0 Рв 0 0 0 Р0 Р 0 0 Ра РоР» Р 0 0 0 0Р0 0 Ро 0 0 0 Рй

7 0 Р 0 0 Р 0 0 0 Р Р 0 0 Ра РоРо Р 0 0 0 0 р 0*0

8 0 0 Р 0 Ро 0 0 0 Р 0 0 0 Р 0 0 Ра Ро Р» р 0 0 0 0 0

9 0 0 Р0 0 Р 0 0 Р 0 0 0 Р„ 0 0 0 Р 0 0 р0 Л, ^0 Р 0 0

10 0 Р 0 0 0 0 Р00 0 0 0 0 0 Р 0 0 0 Р 0 0 Ра Ро Ро

11 0 0 0 0 0 Р 0 Р0 0 Р 0 0 0 Р 0 0 0 0 0 0 Р 0 0

12 0 0 0 0 0 Р0 0 0 0 0 Ро 0 0 0 0 0 0 Р0 0 0 0 0 0 0

13 0 0 0 0 0 Р 0 0 0 0 Р 0 0 Р 0 0 0 0 0 0 р 0 0 0

Рисунок 1.13. Результаты расчёта характера возмущающих сил

Здесь Р соответствует неуравновешенным силам, Р0 — неуравновешенным пульсациям давления, а 0 —полному отсутствию колебательных возмущений. Данные, приведенные в таблице, носят качественный характер, показывая наличие или отсутствие тех или иных возмущений, вызывающих колебания корпуса насоса.

Было проведено экспериментальное исследование по влиянию соотношений и г2 на вибрацию и шум насоса с четырьмя вариантами рабочих колес (г± = 3, 6, 7 и 9) в сочетании с 9 вариантами направляющих аппаратов (г2 =3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 12 и 13). Рабочие колеса имели одинаковую геометрию и отличались только числом лопаток. Направляющие аппараты были спроектированы на одну и ту же оптимальную подачу &0(С и поэтому при изменении г2 менялась величина открытия диффузора. Верхняя граничная частота экспериментального насоса, до которой он колеблется как твердое тело, была около 1000 Гц, что перекрывает примерно три лопаточные гармоники всех вариантов испытанных рабочих колес.

Результаты испытаний насоса со всеми сочетаниями рабочих органов представлены на Рисунке 1.14 в относительных уровнях вибраций для первых трех гармоник лопаточной частоты в зависимости от соотношения ). В качестве

условного нулевого уровня принят уровень, соответствующий ) = 1, независимо от того, какие величины и г2 дают это отношение. Представленные таким образом экспериментальные данные дают качественную картину изменения уровней вибрации в зависимости от параметра ), принятого за основной. Как видно из рисунка, экспериментальные точки, полученные для первых трех гармоник, хорошо укладываются на кривые, близкие к графикам затухающих гармонических колебаний.

Рисунок 1.14. Результаты испытаний экспериментального насоса с сочетаниями

рабочих органов

На основании экспериментальных данных предложена следующая формула для определения наиболее благоприятных чисел рабочих и направляющих лопаток:

т + В ^2 к

где В = 0,25 — 0,8 для Т = 0 при к = 1, В = 0,25 — 0,7 для всех остальных значений Т и к.

В таблице на Рисунке 1.15 приведены значения количества лопаток г2 направляющих аппаратов в пределах 3-13, которые рекомендуются для различных рабочих колес с = 5 — 9, с целью избавления от различных гармоник. Эти значения определены расположены в порядке возрастания предпочтительности их применения.

Рекомендуемое число лопаток г2

Состав нейтрализуемых лопаточных гармоник

1 и 2 1 и 3 2 и 3 1, 2, 3 и

5 7; 8; (12; 13) 9; 10; И; 12 (13) 6 (12; 13) (12; 13)

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Михеев Константин Геннадьевич, 2024 год

Список литературы

1. Покровский Б.В. Стенды для комплексных виброакустических исследований центробежных насосов, Труды ВИГМ XXXIV, 1964, С. 79101.

2. Покровский Б.В., Юдин Е.Я. Основные особенности шума и вибрации центробежных насосов. Акустический журнал, том 12, .№3, 1966, с 355-364.

3. Покровский Б.В. Кавитационный шум центробежных насосов. Труды ВНИИГидромаш, Вып.39, 1969, С. 50-73.

4. Покровский Б.В., Рубинов В.Я. Влияние отвода на виброакустические характеристики центробежного насоса. Труды ВНИИГидромаш, Вып.40, 1970, С. 84-102.

5. Покровский Б.В. Шум и вибрация центробежных насосов и меры по их снижению. Труды ВНИИГидромаш, Вып.41, 1971, С. 118-132.

6. Покровский Б.В., Рубинов В.Я. К расчету уровней вибрации центробежных насосов. Труды ВНИИГидромаш, Вып.42, 1971, С. 146-151.

7. Покровский Б.В., Рубинов В.Я. Кавитация в отводе и ее влияние на вибрацию центробежного насоса. Труды ВНИИГидромаш, Вып.44, 1972, С. 62-74.

8. Покровский Б.В., Рубинов В.Я. Виброакустические методы определения кавитации в спиральном отводе центробежного насоса. Реферативный сборник (Насосостроение), №1, 1972г. С. 51-58.

9. Покровский Б.В. Законы подобия виброшумовых характеристик центробежных насосов. Труды ВНИИГидромаш, Вып.45, 1973, С. 50-63.

10. Покровский Б.В., Рубинов В.Я., Зотов Б.Н. О влиянии соотношения чисел лопаток рабочего колеса и отводящего устройства центробежного насоса на его вибрацию и шум. Труды МВТУ им. Баумана, №171, 1973г. С. 39-43.

11. Рубинов В.Я. Исследование влияния отводящих устройств на виброакустические характеристики центробежных насосов. Автореферат дис. КТН. 1975г. с. 24.

12. Покровский Б.В., Рубинов В.Я. Влияние чисел лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата на виброакустическую характеристику центробежных насосов. Труды ВНИИГидромаш, вып.46, 1976г. С. 71-86.

13. Тимушев С.Ф. Численное моделирование нестационарных гидродинамических процессов в центробежных насосах и вентиляторах с целью снижения их виброактивности и шума. Диссертация на соискание ученой степени ДТН. 1995г. с. 30.

14. Клименко Д.В. Методика расчёта пульсаций давления в шнекоцентробежном насосе ЖРД трехмерным акустико-вихревым методом: диссертация КТН: 05.07.05. с.98.

15. Федосеев С.Ю. Численное моделирование тональных компонент спектра гидродинамической вибрации бустерного насоса ЖРД: диссертация КТН: 05.07.05. с. 94.

16. Ломакин В.О. Разработка комплексного метода расчета проточных частей центробежных насосов с оптимизацией параметров. диссертация ДТН. 2018г. с .252.

17. Cui Dai, Yuhang Zhang, Qi Pan, Liang Dong, Houlin Liu. Study on Vibration Characteristics of Marine Centrifugal Pump Unit Excited by Different Excitation Sources. Journal of Marine Science and Engineering Mar. 2021.

18. Fraser W.H., Karassik I.J., Bush A.R. Study of Pump Pulsation, Surge and Vibration Throws Light on Reliability vs Efficiency.- Power, 1977, August. рр. 112-119.

19. Minami Shungo, Kawaguchi Kyoji, Homma Tetsuto. Experimental Study on Cavitation in Centrifugal Pump Impellers. // Bulletin of JSME. 1960. vol. 3, no. 9, pp. 19- 29.

20. Timushev, S.F., Ovsyannikov, B.V. Pressure Fluctuation Numerical Simulation in a Centrifugal Pump Volute CasingJournal de Physique IV, vol.2. Second French Conference on Acoustics. Arcachon (France), 1992. pp. 619-622.

21. Аникеев Г.И. и др. Исследование пульсаций давления в центробежном насосе. Динамика и прочность упругих и гидроупругих систем. М.: Наука, 1975. С. 68-79.

22. Васильев В.А., Чегурко Л.Е. Исследование вибрации ротора и пульсации давления жидкости в центробежном насосе. - Химическое и нефтяное машиностроение, 1979, №5. С. 185-198.

23. Волоховская О.А.. Об одном подходе к снижению уровня вибрации и шума // Вестник Нижегородского университета им. Н.И. Лобачевского, 2011, № 4(2). С. 26-32.

24. Гафуров С.А., Родионов Л.В., Крючков А.Н., Макарьянц Г.М., Шахматов Е.В. Влияние конструкции входного участка шнекоцентробежной ступени комбинированного насоса на вибрационное и пульсационное состояние// Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета №2(33) 2012г. С. 155-163.

25. Гуляев В.Г., Гуляев К.В., Китаева С.А., Эренбург В.И. Высоконапорный насосный агрегат с пониженными уровнями вибрации и шума // Ь«р://еа.ёоппШ.ги:8080/Ьапё1е/123456789/7811

26. Жемчугов Г.А. Каплин А.И. Опыт комплексного проектирования электронасосов с особо жесткими требованиями по вибрации. // Вопросы электромеханики Т110, 2009. С. 11-14

27. Зотов Б.Н. Вибрация на лопаточных частотах в центробежных насосах с одинаковым числом лопастей колеса и лопаток отвода. - В кн.: Лопастные насосы./ Под ред. Грянко Л.П., Папира А.Н. Л.// Машиностроение, 1975. С. 201-219.

28. Зотов Б.Н. Исследование гидродинамических источников вибраций центробежного насоса. // Энергомашиностроение, 1974, №2. С. 26-32.

29. Зубарев Н.И. , Сапунов С.Г. Исследование пульсаций давления в проточной части модельных ступеней питательных насосов мощных турбоблоков.// Энергомашиностроение, 1978, №7. С. 72-83.

30. Зубарев Н.И., Сапунов С.Г. О влиянии соотношения между числом лопастей рабочего колеса и числом лопаток направляющего аппарата на уровень пульсаций давления в ступени центробежного насоса. // Химическое и нефтяное машиностроение, 1979, №6. С. 155-163.

31. Иванюшин А.А., Наконечный Л.П. Экпериментальное исследование пульсаций давления за центробежным колесом. Гидравлические машины. Харьков, 1980, №14. С. 30-33.

32. Иванюшин А.А., Наконечный Л.П., Новак В.А. Определение пульсаций давления в центробежной ступени. Гидравлические машины. Харьков, 1983, №17. С. 62-71.

33. Ионов А.В., Катенин Д.А., Федосеев С.Ю., Попов В.А. Проектирование и технология производства малых серий центробежных колес турбомашин из алюминиевых сплавов // электронный журнал «Труды МАИ» выпуск №51. https://mai.ru/science/trudy/#

34. Иоффе Р.Л., Панченко В.И. К исследованию влияния чисел лопастей рабочих колес гидродинамических машин на их виброакустические характеристики// Машиноведение, 1972, №1. С. 44-49.

35. Карелин, В. Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах // М. : Машиностроение, 1979. с. 335.

36. Коваленко А.М. К вопросу повышения работоспособности нефтяных магистральных насосов. // Сборник научных трудов «Новые материалы и технологии в машиностроении». Выпуск №7 Брянск 2007 С. 54-58.

37. Козелков В.П., Зиземский В.Я., Ефимочкин А.Ф. Визуальное исследование кавитирующего центробежного насоса. Гидродинамика лопаточных машин и общая механика. / Воронежский политехн. ин-т, 1977. с. 257.

38. Корбен Ф. Контроль по уровню вибрации: Перевод с англ. Vibration monitoring, 1976, v.7, No7. 91

39. Коробченко В.А., Плуталов А.Е., Танский А.М. Экспериментальное исследование колебаний давления во входной магистрали

шнекоценробежного насоса. Летательные аппараты и их технология. Гидродинамика лопаточных машин. ВПИ. Воронеж, 1976. С. 91-102.

40. Кретинин А.В., Солдатов Д.В., Шалыто А.А., Шостак А.В. Диагностирование аварийных состояний турбонасосного агрегата жидкостного ракетного двигателя. // Нейрокомпьютеры разработка, применение, № 9 2007г С. 372-379.

41. Ларин А.Н., Ларин А.А., Ущапивский И.Л. Экспериментальные исследования вибраций центробежного насоса с дефектом (прослабленная посадка вала в подшипниках) // BiTP Vol. 34 issue 2, 2014, pp. 133-141.

42. Левченко Е.Л. Учет газодинамических процессов в кавитационной полости в математической модели полого жидкостного вихря. // Кавитационные колебания и динамика двухфазных систем. Киев: Наукова думка, 1985. С. 148-156.

43. Людвиницкая А.Р. Аюпов А.И. Способы снижения вибрации насосных агрегатов // Сборник тезисов VIII международной научно-технической конференции. ПГУ, 2014. С. 73-76.

44. Овсянников Б.В., Тимушев С.Ф. К вопросу о расчете пульсаций давления на лопаточных частотах в отводе центробежного насоса. // Проблемы теории двигателей при испытании двигателей. МАИ (каф. 202), 1986. С. 23-31.

45. Перевощиков С.И. Разработка научных основ управления вибрацией гидродинамического происхождения в центробежных насосах магистральных нефтепроводов. // Автореферат на соискание ученой степени доктора технических наук, Тюмень 2004 г. с. 48.

46. Пилипенко В.В., Задонцев В.А., Натанзон М.С. Кавитационные колебания и динамика гидросистем. М.: Машиностроение, 1977. с.352.

47. Покровский Б.В., Рубинов В.Я. О снижении дискретных составляющих от неоднородности потока в спектре вибрации центробежного насоса. - Тезисы докладов к совещанию-семинару —Вопросы гашения вибраций и шумов в конструкциях и машинах. Киров, 1970. С. 37-42.

48. Попов О.Н., Сосновский Н.Г., Сиухин М.В. Гидродинамическая нагруженность роторов центробежных насосов при переходных процессах // Электронное научно-техническое издание «Наука и образование» С. 1-9.

49. Сазонов А.А. Исследование некоторых нестационарных явлений в центробежных насосах. Лопаточные машины и струйные аппараты. М.: Машиностроение, 1972, вып.6. С. 156-164.

50. Селифонов В.С., Овсянников Б.В. Кавитационные автоколебания в насосе. Вестник МАИ, №1, 1995.

https://vestnikmai.ru/publications.php?ID=33577&referer=https%3A%2F%2Fy a.ru%2F

51. Сукуп Я.К. К проблематике пульсаций давления в радиальном центробежном насосе: Перевод №Ц-30915. М.: ВЦП, 1974 с. 12.

52. Тимушев С.Ф., Овсянников Б.В. Конечно-разностный метод расчета пульсаций давления на лопаточных частотах в спиральном отводе центробежного насоса. // Рабочие процессы в узлах и агрегатах двигателей летательных аппаратов. / Сб. трудов МАИ (каф.202), 1987. С. 86-94.

53. Тимушев С.Ф., Толстиков Л.А., Юновидов С.А. Пульсации давления и вибрации центробежных насосов. Обзор по материалам отечественной и зарубежной печати за 1960--1983гг. ГОНТИ-17, серия IV, №42(22), 1985. С. 74-91.

54. Тимушев С.Ф., Федосеев С. Ю. Определение коэффициента начальной кавитации в центробежном насосе методом вычислительного эксперимента// Вестник Московского авиационного института 2012 т.19 №2 С. 89-93

55. Тимушев С.Ф., Федосеев С.Ю. Результаты численного моделирования тональных компонент спектра пульсаций давления в шнековой ступени бустерного турбонасоса ЖРД // электронный журнал «Труды МАИ» С. 219222.

56. Тимшин А.И. Экспериментальное исследование структуры потока на выходе из центробежного колеса насоса. Гидравлические машины. Харьков: Изд-во ХГУ, 1971, вып.4. С.56-62.

57. Федосеев С.Ю., Тимушев С.Ф., Кузнецов А.В., Панаиотти С.С. Расчет критических кавитационных запасов центробежных насосов// Электронный журнал «Труды МАИ» Выпуск № 71. шшш.ша1.га/8с1епсе/1гиёу/

58. Хорошев Г.А. Вибрации насосов, вызванные кавитацией. -Энергомашиностроение, 1960, №4. с. 146.

59. Чегурко Л.Е. и др. Кавитационные исследования питательного насоса ПН-1500-350. // Химическое и нефтяное машиностроение, 1983, №9. С 79-87.

60. Штруб. Колебания давления и усталостные напряжения в насосах и обратимых гидромашинах гидроаккумулирующих электростанций. // Энергетические машины и установки, 1964, т.86, №1. С. 117-121.

61. Юаса Т., Хината Т. Пульсации потока за центробежным колесом. // Эхара Дзихо, 1980, №114 (Перевод с япон. №Г-39508. М.: ВЦП, 1981). С. 35-43.