Снижение низкочастотных колебаний в жидких рабочих средах судовых трубопроводных систем тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 01.04.06, кандидат технических наук Куклин, Михаил Васильевич

• Куклин, Михаил Васильевич
• кандидат технических наук
• 2012

Оглавление диссертации кандидат технических наук Куклин, Михаил Васильевич

СОДЕРЖАНИЕ

ПЕРЕЧЕНЬ ПРИНЯТЫХ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ И

СОКРАЩЕНИЙ

ВВЕДЕНИЕ

1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.1. Физические аспекты работы гасителя пульсаций давления рабочей среды в трубопроводной системе

1.2. Анализ эффективности работы различных типов гасителей пульсаций в трубопроводных системах и обоснование выбора

1.3. Выводы по разделу

2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВЛИЯНИЯ ИМПЕДАНСНЫХ ВКЛЮЧЕНИЙ НА СНИЖЕНИЕ НИЗКОЧАСТОТНЫХ КОЛЕБАНИЙ

В ВОЛНОВОДАХ

2.1. Оптимизация конструктивного исполнения резонаторов Гельмгольца

по массогабаритным и акустическим показателям

2.2. Особенности применения резонаторов Гельмгольца в трубопроводных системах морских судов

2.3. Эффективность группы резонаторов, установленных вдоль оси волновода

2.4. Влияние воздушных включений в полости резонаторов Гельмгольца

на эффективность их работы

2.5. Выводы по разделу

3. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

3.1. Исследования работы резонаторов Гельмгольца в замкнутых волноводах с жидкими рабочими средами

3.2. Эффективность установки резонаторов Гельмгольца в сечении волновода

3.3. Испытание резонаторов Гельмгольца в судовых трубопроводных системах

3.3.1. Испытание резонаторов Гельмгольца в системе рулевой гидравлики

3.3.2. Испытание резонаторов Гельмгольца в трубопроводной системе охлаждения теплообменника холодильной машины

3.4. Оценка применения упруго-инерционных элементов для снижения гидродинамического шума судовых систем

3.5. Выводы по разделу

4. ОЦЕНКА КОНСТРУКТИВНЫХ ОСОБЕННОСТЕЙ РЕЗОНАТОРОВ ДЛЯ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ В СУДОВЫХ ТРУБОПРОВОДНЫХ СИСТЕМАХ

4.1. Расчет характеристик и частоты собственных колебаний резонатора Гельмгольца с учетом податливости корпуса резонатора, болтовых соединений и фланцев

4.2. Резонатор с герметичным упруго демпфирующим элементом

4.3. Выводы по разделу

5. АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЙ И РЕКОМЕНДАЦИИ

ПО ПРАКТИЧЕСКОМУ ИСПОЛЬЗОВАНИЮ

ВЫВОДЫ И ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ПЕРЕЧЕНЬ ПРИНЯТЫХ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ И

СОКРАЩЕНИЙ

ВАХ - виброакустические характеристики; ГДТТТ - гидродинамический шум; ПГВ - парафин, глицерин, вода; УДЭ - упругодемпфирующий элемент; ЭУ - энергетическая установка.

с - скорость звука в среде;

ст- скорость звука в среде с учетом податливости стенок волновода;

Е - модуль упругости;

/- частота колебаний;

/о - частота собственных колебаний;

/л - лопастная частота;

/об- оборотная частота;

j - мнимая единица;

к — волновое число;

К- жесткость;

/ - длина горла резонатора;

/э - эффективная длина горла резонатора;

1И, 1Н - длины участков волновода от начального и конечного сечений до сечения, в котором установлен резонатор; L - уровень гидродинамического шума; AL - эффективность снижения гидродинамического шума; М- акустическая масса; m - колебательная масса; Р - статическое давление; г - радиус горла резонатора; R - коэффициент сопротивления;

5 - площадь поперечного сечения горла резонатора; Яв - площадь поперечного сечения волновода; V- объем полости резонатора; 2р - импеданс гасителя пульсаций;

2И- импеданс волновода со стороны источника пульсации; 2Н- импеданс волновода со стороны нагрузки; р - плотность; со - круговая частота.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Снижение низкочастотных колебаний в жидких рабочих средах судовых трубопроводных систем»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы

Проблема снижения уровней пульсаций давления в течение длительного времени является актуальной для всех систем ЭУ, в которых используются капельные жидкости. Большой вклад в разработку методов и средств снижения Г ДТП в судовых трубопроводных системах внесли Брайнин Б.П., Будрин С.В, Голованов В.И., Ким Я.А., Лапин А.Д., Покровский Б.В., Попков В.И., Попков C.B., Рылеева Т.В., Шорин В.П. и другие ученые. Данная работа является продолжением их исследований, так как к судовым трубопроводным системам и ЭУ предъявляются все более жесткие требования по надежности и ВАХ.

Методы воздействия на механизм возникновения пульсаций давления не являются универсальными. В каждом конкретном случае требуется проведение специальных исследований. В ряде случаев, например, в насосах переменной производительности марки НА-360СА, используемых в системе рулевой гидравлики [28], сам принцип организации рабочего процесса предопределяет генерирование пульсаций давления рабочей среды значительной амплитуды. При сохранении величины производительности насоса марки НА-360СА уменьшение амплитуд пульсаций может быть достигнуто благодаря уменьшению величин мгновенно вытесняемых объемов жидкости, нагнетаемых насосом в гидросистему каждым плунжером, путем увеличения числа плунжеров. Возможно также снизить амплитуды пульсаций давления за счет увеличения времени перекладки люльки, однако, при этом уменьшится производительность насоса - это увеличит время перекладки гидроцилиндров, что приведет к отклонению работы системы от требований нормативной документации.

Немаловажным препятствием оказывается фактор времени, так как в условиях производства сроки на доводку продукции ограничены, и, наконец, полученные в настоящее время результаты свидетельствуют о том, что

проблема подавления колебаний в самом источнике еще далека от полного разрешения.

На практике [33,93] распространены методы снижения уровней пульсаций, относящиеся к частотной отстройке трубопроводной цепи.

Поиск оптимальной компоновки трубопроводной системы наиболее целесообразно проводить на стадии проектирования [72,79,83,87,91]. Однако отсутствие достоверных методов расчета акустических параметров составных элементов гидросистем [11,25,27], а также возможное наличие в них неконтролируемого воздуха не позволяют на данном этапе расчетным путем определить частоты собственных колебаний систем даже по жидкостному тракту, не говоря уже о влиянии на точность определения этих частот структурного тракта, вследствие взаимосвязанных гидроупругих колебаний [95], допусков на изготовление и особенностей монтажа судовых трубопроводных систем.

Для частотной отстройки на этапе доводки изделия нередко требуются значительные конструктивные переделки трубопроводной системы, а в некоторых случаях и изменение ее схемы. Однако крупные переделки в смонтированных системах, как правило, невозможны.

Таким образом, когда рациональным выбором параметров судовой трубопроводной системы невозможно добиться снижения уровней пульсаций давления до требуемых норм, необходимо прибегать к использованию в трубопроводных системах гасителей пульсаций.

Использование гасителей пульсаций для подавления колебаний рабочей среды нашло применение в трубопроводах компрессорных машин [18,19,96], в гидравлических системах летательных аппаратов [73,97] и различных промышленных установок [107]. Ведутся исследования гашения звука в узких трубах резонаторами монопольного и дипольного типов [46,68], оптимизируются камерные глушители шума [52,53,92,103].

Рассмотрев актуальность проблемы улучшения ВАХ трубопроводных систем и проанализировав основные пути снижения уровней пульсаций

давления в различных трубопроводных системах, известных из научно-технической литературы, можно утверждать, что виброакустическая активность судовых трубопроводных систем может быть значительно снижена за счет:

- установки гасителей пульсаций выполненных в виде ответвленных резонаторов (типа резонаторов Гельмгольца);

- уменьшения виброактивности основных источников пульсаций давления - центробежных и осевых насосов;

- уменьшения виброактивности самой трубопроводной системы за счет оптимизации ее состава и схемы трассировки.

Данная работа посвящена теоретическому и экспериментальному исследованию путей снижения вибрации и ГДШ судовых трубопроводных систем с использованием низкочастотных импедансных включений в трубопровод: резонаторов и упруго-инерционных элементов.

Цель работы

Целью данной работы является разработка приемлемых для судовых условий методов и средств эффективного снижения низкочастотных колебаний жидких рабочих сред трубопроводных систем.

Для достижения указанной цели были поставлены и решены

следующие основные задачи:

- определены особенности использования низкочастотных импедансных включений для улучшения ВАХ судовых трубопроводных

систем с жидкими рабочими средами;

- разработаны методы расчета акустических параметров резонаторов с жидкими рабочими средами и определения эффективности снижения уровней колебаний жидких рабочих сред трубопроводных систем;

- созданы опытные образцы и проведены их экспериментальные исследования в стендовых и судовых трубопроводных системах;

- проведены исследования по снижению ГДШ на отдельных дискретных составляющих и в широкой полосе частот от количества

гасителей пульсации, установленных в трубопроводе;

- даны рекомендации по оптимальному конструктивному исполнению средств снижения ГДШ и их исполнению в судовых системах.

Объектом исследований является разработка комплекса мероприятий по улучшению ВАХ судовых трубопроводных систем на этапах их

постройки и испытаний.

Методологическая и теоретическая оценка исследования

Методы расчета, полученные в работе, основаны на использовании

математической теории и законах физики.

Расчет и обработка результатов исследований выполнены на персональных компьютерах, имеющих современные программные продукты.

Достоверность полученных результатов определяется использованием апробированных методов анализа, совпадением теоретических результатов с результатами экспериментальных исследований в стендовых условиях,

результатами натурных испытаний.

Научная новизна диссертационного исследования состоит в том, что

впервые получены следующие результаты:

1. Разработан метод расчета акустических характеристик резонаторов с учетом податливости конструктивных элементов резонатора и физических

свойств жидких рабочих сред;

2. Экспериментально подтверждена высокая эффективность резонаторов не только в лабораторных, но и в реальных условиях судовых

трубопроводных систем;

3. Определены области положительных и отрицательных

эффективностей снижения ГДШ импедансными включениями;

4. Разработан метод расчета компактного резонатора с герметичным

упругодемпфирующим элементом;

5. Разработаны рекомендации по оптимальному применению одиночных и групповых низкочастотных импедансных включений в трубопроводных системах.

Практическая ценность полученных результатов в следующем:

1. Позволит не применять дорогостоящие и ненадежные в эксплуатации гасители пульсации с резиновыми оболочками, заполняемые воздухом под давлением;

2. Обеспечит стабильность В АХ гидравлических систем при изменениях температуры, давления и солености рабочей среды;

3. Отпадает необходимость в периодическом обслуживании средств гашения пульсаций давления рабочей среды;

4. Снизит затраты на мероприятия по улучшению В АХ судовых трубопроводных систем.

Основные положения, выносимые на защиту:

- результаты анализа эффективности работы различных глушителей гидродинамического шума в трубопроводных системах и обоснование выбора приемлемого для судовых условий резонатора;

- оптимальное конструктивное исполнение резонаторов по массогабаритным и акустическим показателям;

- результаты теоретических и экспериментальных исследований низкочастотных одиночных и групповых импедансных включений в стендовых условиях и в реальных судовых трубопроводных системах;

- метод расчета акустических характеристик резонаторов с учетом податливости стенок резонатора, фланцев корпуса резонатора, болтовых соединений и физических свойств жидкости;

- метод расчета конструкции резонатора с герметичным упругодемпфирующим элементом.

Апробация работы

Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на конференциях:

1. 9-я научно-техническая конференция «Поддержание эксплуатационной надежности кораблей ВМФ в обеспечение безопасности плавания», ОАО «НИПТБ «Онега», 2009г., г. Северодвинск;

2. XXXIX Ломоносовские чтения «Арктический вектор развития России», научно-практическая конференция, посвященная 45-летию Севмашвтуза, 2010г., г. Северодвинск;

3. 9-я всероссийская научно-техническая конференция «Приоритетные направления развития науки и технологий», 2011г., г. Тула;

4. IX молодежная научно-техническая конференция «Взгляд в будущее - 2011», ОАО «ЦКБ МТ «Рубин», 2011г., г. Санкт-Петербург;

5. ХЬ Ломоносовские чтения, посвященные 300-летию со дня рождения М.В. Ломоносова, научно-практическая конференция Севмашвтуза, 2011г., г. Северодвинск.

Имеется акт внедрения (см. приложение).

Публикации

По теме диссертации опубликовано 8 работ. Из них 4 статьи и 4 доклада. Пять работ выполнены без соавторства, три работы выполнены в соавторстве, доля автора 50%. В рецензируемых научных журналах и изданиях, опубликовано 4 статьи, 1 статья выполнена без соавторства, 3 статьи выполнены в соавторстве, доля автора 50%.

1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ

ИССЛЕДОВАНИЙ

Для снижения уровней колебаний на низких частотах применяются реактивные глушители шума, предлагаются методы расчета эффективности их использования в воздуховодах конечных размеров [4-6]. Наиболее простым и известным реактивным глушителем является резонатор Гельмгольца. Использование резонаторов Гельмгольца позволяет снижать как уровни колебаний [43,64], так и улучшать тяговые характеристики волноводов [82].

В трудах [2,31,41,42,54-58,61,62,66,71,104,111] представлены теоретические и экспериментальные исследования влияния импедансных включений (резонаторов Гельмгольца) на снижение низкочастотных колебаний в волноводах. Снижение уровней колебаний давления рабочих сред в трубопроводных системах при помощи гасителей пульсаций может быть достигнуто как за счет изменения амплитудно-частотной характеристики волновода [89,102] при изменении резонансных областей частот [76,88,93], так и за счет звукоизоляции при работе резонаторов в волноводах [59,60,67,93,97]. В спектрах гидродинамического шума и вибрации реальных источников звука (например, лопастных машин -центробежных и осевых насосов) присутствуют дискретные составляющие и широкополосные подъемы [12,81,97]. Анализ научной и технической литературы показал, что до настоящего времени в спектрах вибрации и шума трубопроводных систем имеются ярко выраженные дискретные составляющие уровней колебаний на оборотных, лопастных частотах и их гармониках [28,29]. Над сплошной частью спектра они достигают от 20 до 40 дБ и более. На рис. 1.1 изображены уровни ГДШ для насоса забортной воды IV контура ЦН-104. Оборотная частота определяется /об=М60, а кратные ей гармоники /П0б=п-/об, где «=1,2,3... Лопастная частота определяется [39] /л = г-/об, где 2 - число лопастей рабочего колеса насоса.

L, дБ!

О" ' ' 100 ' ' 200 ' ' 300 ' ' 400 ' 500 600 700 f, Гц

Рис. 1.1. Уровни гидродинамического шума в трубопроводной системе при работе насоса ЦН-104: N=1830 об/мин, N=2700 об/мин

В работе [77] указано, что у судовых центробежных насосов более 60% акустической энергии передается именно через перекачиваемую жидкость в виде так называемого ГДШ. Проблема снижения ГДШ особенно актуальна для насосов, установленных в системах забортной воды.

При уменьшении оборотов насоса можно добиться снижения уровней дискретных составляющих. Однако, большинство лопастных машин в ЭУ не имеют возможности это сделать. Вследствие понижения оборотов уменьшается напор и расход, что тоже нежелательно. Вариант использования вибропоглощения [74] и звукопоглощения в рассматриваемых задачах дает незначительный эффект и проблемы не решает. Поэтому наиболее оптимальным способом снижения уровней колебаний является использование резонансных гасителей пульсаций.

При установке резонатора Гельмгольца в отрезок разомкнутого волновода в большинстве литературных источников говорится только о

положительном эффекте [2].

Теоретические и экспериментальные исследования эффективности работы резонаторов Гельмгольца выполнены в основном для незамкнутых волноводов с газообразными рабочими средами. Однако, в судостроении, атомной энергетике широко используются замкнутые трубопроводные

системы с жидкими рабочими средами.

В работе [15] проведены испытания глушителей гидродинамического шума, созданные на основе резонатора Гельмгольца, на гидравлическом стенде, которые показали высокую эффективность. В качестве глушителя гидродинамического шума применялся набор отдельных резонаторов. Контакт с рабочей средой у указанных резонаторов осуществлялся при помощи специальных горл, позволяющих настраивать резонаторы на

необходимый диапазон частот.

В работе [14] предложена конструкция глушителя шума для снижения колебаний, распространяющихся в канале с движущейся средой. Канал с движущейся средой имеет участок с поперечной площадью меньшей, чем

площадь впускного и выпускного отверстия, в который преимущественно выведены горла резонаторов. Наличие этого участка в канале с движущейся средой повышает акустическое сопротивление глушителя, что создает звукоизоляцию на частотах, лежащих ниже рабочих частотных диапазонов резонаторов. Кроме того, расположение входных отверстий горл резонаторов на этом участке повышает эффективность резонаторов или при заданной эффективности позволяет снизить габаритные размеры глушителя. В качестве прототипа конструкции указан патент РФ № 2050438.

В работе [16] предложены различные конструкции глушителей ГДШ. Разработаны методы расчета эффективности локальных глушителей при установке их в трактах жидких рабочих сред различных судовых конструкций.

В работе [48] обосновывается применение в гидравлических системах глушителей в виде настроечных устройств. Приводятся критерии оценки их акустических свойств, методы теоретического и экспериментального определения критериев, наиболее полно и объективно характеризующих средства акустической защиты систем. В судовых гидравлических системах выбор оптимальных мест установки глушителей ГДШ весьма ограничен. В таких условиях возможности глушителя полнее реализуются, когда он выполнен в виде настроечного устройства, с регулируемыми параметрами передачи, чтобы изменять знак и величину сопротивления на входе устройства в сторону максимального отличия его входного сопротивления от выходного волнового сопротивления участка трубопровода перед устройством.

В работе [23] приводится расчет комбинированных и расширительных камер. Приведены конструкции и примеры расчета гасителей пульсаций в газопроводах. Рассмотрены также резонаторы. Указано, что применение резонаторов наиболее целесообразно при наличии дискретных составляющих. Как будет показано ниже, этот вывод не вполне верен.

В работе [101] рассмотрены конструкции активных, реактивных и комбинированных глушителей шума. Приведены экспериментальные данные по реактивным глушителям различных типов: однокамерным, двухкамерным, многокамерным глушителям. Приведена формула для расчета многорезонаторного глушителя. Проведенные расчеты показывают появление звукоизоляции в широкой полосе частот.

В работах [98,99] приведены эквивалентные электрические схемы гасителей пульсаций давления гидравлических магистралей в виде одиночной и двойной расширительных камер. Определены коэффициенты затухания и граничные частоты диапазонов эффективности. Указано, что гасители обладают мнимым акустическим импедансом. Отмечено, что имеет место взаимодействие гасителя с системой. Рассматривается проблема соотношения импеданса системы и гасителя.

1.1. Физические аспекты работы гасителя пульсаций давления рабочей

среды в трубопроводной системе

В общем случае гаситель пульсации, как специальное включение в трубопроводную систему, должен препятствовать распространению колебательной энергии либо за счет механического воздействия на поток, вызывающего необратимые потери этой энергии, либо за счет упруго-инерционного воздействия, вызывающего перераспределение энергии

в спектре колебаний.

Простейший способ реализации гасителей пульсаций активного типа [45] заключается во введении на пути потока рабочей среды разнообразных местных сопротивлений: диафрагм, дроссельных шайб, пористых материалов [17] и т.п. При использовании подобных устройств существенно возрастает сопротивление трубопроводной системы, затрачивается значительная мощность на подачу основной, стационарной составляющей потока рабочей среды.

Поэтому для ограничения интенсивности пульсаций давления в трубопроводной системе целесообразно использовать гасители пульсаций реактивного типа [3,21,37,105,109,113].

Основным показателем, характеризующим совершенство гасителя пульсаций, является эффективность действия при его работе в трубопроводной сети [20]. Оценка эффективности действия гасителя пульсаций по вносимому затуханию является наиболее объективной [97].

Под коэффициентом вносимого затухания понимается отношение

амплитуд пульсаций давления в определенном сечении трубопроводной

р

системы до и после введения в систему гасителя пульсации К3 = -г-.

"¡г

1.2. Анализ эффективности работы различных типов гасителей

пульсаций в трубопроводных системах и обоснование выбора

Применяемый в системах рулевой гидравлики гаситель пульсаций

2 3

давления (рис. 1.2) представляет собой емкость объемом У=10~ м , целиком заполненную жидкостью, и является источником как механической вибрации, так и гидродинамического шума, возникающих при обтекании скоростным потоком его проточной части, спроектированной крайне неблагоприятно для ее обтекания, а именно:

- внезапное изменение в значительных величинах его проходных сечений;

- наличие в полости многократно изогнутой внутренней трубки;

- уменьшенная, по сравнению с основным трубопроводом, площадь проходного сечения внутренней трубки;

- сложная конструкция соединения и уплотнения торцевых стенок с корпусом (нежесткое соединение этих деталей).

Рассмотрим, каким образом недостатки, присущие конструкции гасителя пульсаций (рис. 1.2), способствуют ухудшению виброакустических характеристик трубопроводной системы.

Рис. 1.2. Гаситель пульсаций: 1 - корпус; 2, 3 - торцевая крышка; 4 _ трубка; 5 - резиновое уплотнительное кольцо

Внезапные скачкообразные изменения проходных сечений [34], наличие погибов, изменение направления потока рабочей среды способствуют интенсивным вихреобразованиям в жидкости и, как следствие, приводят к возникновению вибрации и ГДШ [114].

Известно, что под действием движущейся внутри трубопроводов жидкости последние претерпевают вибрационное воздействие [22,36,94,115].

Высокие скорости потока, резкие изменения направления его движения, наличие скачков поперечного сечения не исключают возможности появления кавитационных явлений [110] во внутренней полости гасителей пульсаций.

Сложная конструкция соединения и уплотнения торцевых крышек с корпусом не позволяют полностью удалить воздух из внутренней полости гасителя пульсаций при заполнении трубопроводной системы рабочей средой, увеличивают затраты средств и времени на вентилирование гидросистемы в процессе пуско-наладочных работ, но не позволяют полностью удалить воздух из системы. Наличие нерастворенного воздуха в системе не только нарушает режимы ее работы, не позволяет производить расчеты системы, но и может в процессе эксплуатации, как это отмечено в

работе [110], привести к разрыву труб.

Учитывая вышеизложенное, можно утверждать, что данные гасители пульсаций являются такими элементами гидросистемы, в которых энергия потока движущейся среды частично преобразуется в энергию вибраций и гидродинамического шума, то есть они сами становятся источниками

виброакустической энергии.

И, наконец, установка гасителей пульсаций на корпусные конструкции без надлежащей виброизоляции способствует значительному ухудшению виброакустических характеристик как гидросистемы, так и участка в целом.

Емкость гасителя пульсации (рис. 1.2) рассматривается как реактивное сопротивление, и ее свойства определяются импедансом [97]:

2

гЕ=~] т/

(оУ

(1.1)

Графически выражение (1.1) представляет собой гиперболу (рис. 1.3, кривую 1в).

Гаситель пульсаций с резиновой оболочкой, заполненной газом, (рис. 1.4) представляет собой элемент с сосредоточенными параметрами, для которого справедливо выражение импеданса в виде

(1.2)

и к

сом--

(О)

Составляющая 1т гт =соМ графически выражается прямой линией,

наклон которой определяется величиной М (рис. 1.3, линия 2), а составляющая Iт1с=-К1а есть гипербола, характер которой определяется

величиной статического давления и объемом воздуха в резиновой оболочке. С увеличением статического давления в гидросистеме объем воздушной полости будет уменьшаться, что приведет к увеличению жесткости К гасителя пульсаций, а гиперболы на графике будут смещаться ниже в область отрицательных значений по оси ординат, т.е. кривая 1а переместится в

положение 16, 1в и так далее.

На частоте собственных колебаний гасителя пульсаций

/о 2я 2л ш'

сот = — (на рис. 1.3 это отрезок Ао)0=В(о0), т.е. ыгР=0, импеданс 1Р = Я со

имеет наименьшее значение, что позволяет получить наибольшую эффективность.

Однако, по условиям работы в жидких рабочих средах трубопроводных систем статические давления рабочей среды могут изменяться практически на порядок, что будет соответствовать такому же изменению объема воздуха. Это обстоятельство будет способствовать тому, что частота собственных колебаний, а, следовательно, диапазон частот гашения гасителя пульсаций будет все время изменяться и изменяться в широких пределах (рис. 1.3) от

О>0а Д° *><>«•

7 6$

Рис. 1.4. Гаситель пульсаций с резиновой оболочкой, заполненной газом: 1 - корпус; 2 - резиновая оболочка; 3 - штуцер; 4 - накидная гайка; 5 - фланец; 6 - штуцер для подвода газа; 7 - резиновое уплотнительное кольцо

Гасители пульсации данного типа могут не только уменьшать уровни пульсаций давления, но и увеличивать их. То есть при необходимости снижения пульсаций давления на лопастной частоте насоса (пусть эта частота на рис. 1.3 равна ©0а), необходимо подобрать длину горла резонатора и объем воздушной полости так, чтобы его собственная частота равнялась со0а, в области которой всегда имеет место снижения уровней пульсации. С повышением гидростатического давления, частота наибольшего гашения пульсаций давления будет смещаться в область более высоких частот и станет равной, например, а>0б. При этом увеличатся уровни пульсаций давления на лопастной частоте а0а, т.е. будет иметь место отрицательный эффект.

Следует отметить, что резиновая оболочка данного гасителя пульсации имеет отдельные недостатки: подверженность воздействию масел, бензина, нефти; релаксация и старение; невозможность использовать такие элементы в условиях высоких температур и ионизирующего излучения.

Гаситель пульсаций, показанный на рис. 1.5, работает по принципу резонатора Гельмгольца, для его импеданса справедливо уравнение (1.2). Величина акустической массы М определяется диаметром и длиной отверстия (позиция 6, рис. 1.5), а жесткость К - сжимаемостью объема жидкости в полости 5 и податливостью стенок 1.

Принципиально такая конструкция может быть использована в трубопроводных системах. Однако, неудачное конструктивное исполнение (трудно удалить весь воздух из полости 5, слишком маленький диаметр отверстия 6), а также, если допустить ошибку в расчете частоты собственных колебаний гасителя пульсаций (она не совпадает с лопастной частотой насоса), то это не позволит получить улучшение ВАХ гидросистемы.

Ошибка в расчете собственной частоты гасителя пульсаций может быть вызвана отсутствием точных сведений о величине сжимаемости жидкости. Например, жидкость ПГВ, используемая в системах рулевой гидравлики, состоящей из парафина, глицерина и воды, массовые доли которых

4 5 2 6 1 3

Рис. 1.5. Гаситель пульсаций: 1 - корпус; 2 - внутренняя труба; 3 - крышка; 4 - резиновое уплотнительное кольцо; 5 - полость, заполненная рабочей средой; 6 - отверстие (горло резонатора)

варьируются в существенных пределах, не позволяет получать требуемые значения жесткости гасителя пульсаций.

Глушитель гидродинамического шума, показанный на рис. 1.6, широко применялся на судах постройки 80-90-х годов и применяется в настоящее время, он устанавливается в трубопроводную систему, зачастую исходя из условий размещения в судовом помещении. Выполненный анализ испытаний и сдачи этих судов не позволил однозначно выявить эффективность данного глушителя гидродинамического шума ни по уровням, ни по частотным диапазонам снижения ГДШ.

Данный глушитель ГДШ имеет следующие недостатки: отсутствие методик расчета; трудоемок, дорогой в изготовлении и в последующем обслуживании; наличие резиновой оболочки, что ограничивает срок его эксплуатации; невозможность контроля объема воздуха в полости 5, так как в трубопроводных системах величина статического давления может изменяться.

Для устранения колебаний рабочей среды в авиационных гидравлических цепях широкое применение нашел гаситель пульсации, выполненный в виде ответвленного резонатора - резонатора Гельмгольца

Применять ответвленные резонаторы следует в системах с источниками близкими по характеристикам к источникам идеального расхода (к таковым источникам близки насосы переменной производительности, лопастные, осевые насосы). Рекомендуют располагать их непосредственно за источником пульсаций давления.

Частота собственных колебаний такого резонатора определяется по

выражению [50]

(рис. 1.7) [97].

5

где /э=/+1,57т; Е- модуль объемной упругости жидкости.

/////

\\\\\

ФФФФФФФФФФ ФФФФФФФФФФ _ _ф _ф_ -ф _ф_ ф. -Ф— Ф- -Ф — Ф- -Ф -фффффффффф фффффффффф

\\\\\ \\Ч'к\Ч к\\1 1\\ 'К\ 'н: \\1\\н\\ к\1 к\ \\\\\

^//// У \А///.А/\АААААД/УчУ'л/^/У уз N

Рис. 1.6. Глушитель гидродинамического шума: 1 - корпус; 2 - штуцер для подвода газа; 3 - резиновая оболочка; 4 - внутренняя перфорированная труба; 5 - полость, заполненная газом

Рис. 1.7. Ответвленный резонатор

Экспериментальные исследования свойств емкостей гасителей пульсаций [97] показали, что емкости сферической формы из стали имеют приведенный объем V, равный геометрическому.

Для капельных жидкостей в диапазоне статических давлений от 0 до 20 МПа величины р и Е также практически не претерпевают изменений [47]. То есть использование в судовых трубопроводных системах, например, в системе рулевой гидравлики [28] такого гасителя пульсаций с независимыми от величины статического давления составляющими импеданса 1т 2С (рис. 1.3 кривая 1а), 1т 2т (линия 2) и суммарной величиной своей реактивной составляющей (кривая 3), обеспечит на всех режимах работы системы постоянство частоты его собственных колебаний со0а, а следовательно, и эффективное снижение уровней пульсаций давления в гидросистеме.

Эффективность снижения уровней пульсаций давления будет тем выше, чем меньше будет величина импеданса гасителя пульсаций.

Таким образом, не принимая во внимание действительные части импедансов рассматриваемых гасителей пульсаций в виду их малости, их реактивные составляющие отличаются теоретически на 9 порядков, чем и объясняется низкая эффективность работы гасителя пульсаций (рис. 1.2) в жидких рабочих средах трубопроводных систем.

В конструкции гасителя пульсаций (рис. 1.2) происходит трансформация энергии пульсации в энергию вибраций, которая через виброзвуковой мостик (крепление гасителя к корпусной конструкции) частично передается к корпусу в месте крепления гасителя пульсаций [49]. Таким образом, уровни вибрации незначительно снижаются. При этом суммарная колебательная энергия, передаваемая корпусным конструкциям, остается неизменной. В гасителях пульсаций (рис. 1.5) проточная часть выполнена без скачков сечений и изгибов, т.е. в них трансформации энергии и ее откачки из системы не происходит.

И, наконец, отметим: эффект снижения уровней пульсаций может быть достигнут при стремлении 1т гР ->0, что для гасителя (рис. 1.2) может быть достигнуто лишь при стремлении его объема V оо, что достичь в реальных условиях нельзя.

Из всего многообразия рассмотренных типов глушителей гидродинамического шума наиболее эффективными являются реактивные глушители.

Глушитель на основе резонатора Гельмгольца является наиболее приемлемым для судовых трубопроводных систем, поскольку его объем может быть существенно уменьшен путем введения в емкость резонаторов элементов, снижающих жесткость (упругодемпфирующих элементов), что для судовых помещений является немаловажным.

1.3. Выводы по разделу

Анализ методов и средств снижения ГДШ в трубопроводных системах показал, что с их помощью можно улучшать ВАХ как самих трубопроводных

систем, так и судов в целом.

Отсутствие достоверных методик акустического расчета, нетехнологичность и дороговизна известных методов и средств снижения ГДШ не позволяет успешно решать задачу по созданию судов с повышенными требованиями по ВАХ.

Для устранения отмеченных недостатков необходимо решить

следующие задачи:

- выполнить теоретические и экспериментальные исследования по снижению низкочастотных колебаний жидких рабочих сред как на дискретных составляющих, так и в некоторой области частот спектра ГДШ

трубопроводных систем;

- определить влияние физических свойств и составных компонентов жидкостей, используемых в судовых трубопроводных системах, на работу гасителей пульсаций давления рабочей среды, разработать рекомендации по

исключению влияния этих факторов на ухудшение эффективности работы гасителей пульсаций;

- оценить влияние податливости конструктивных элементов на характеристики резонаторов;

- разработать метод расчета и рекомендации по проектированию и изготовлению низкочастотных гасителей пульсаций с уменьшенными массой и габаритами.

При решении поставленных задач исходить из необходимости обеспечения требований по экономичности изготовления, стабильности работы низкочастотных гасителей пульсаций.

2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВЛИЯНИЯ ИМПЕДАНСНЫХ ВКЛЮЧЕНИЙ НА СНИЖЕНИЕ НИЗКОЧАСТОТНЫХ КОЛЕБАНИЙ

В ВОЛНОВОДАХ

2.1. Оптимизация конструктивного исполнения резонаторов Гельмгольца по массогабаритным и акустическим показателям

Анализ работ по применению резонаторов Гельмгольца в трубопроводах энергетических установок позволяет сделать вывод об эффективности их использования для снижения уровней колебаний жидких рабочих сред в определенной области частот [29,54,55,57,58]. При использовании резонаторов в энергетических установках с ограниченными объемами помещений, например, судовых, актуальной становится задача получения заданной эффективности снижения уровней гидродинамического шума при минимальных габаритах резонаторов.

Резонатор Гельмгольца представляет собой колебательную систему (рис. 2.1), состоящую из акустической массы М, жесткости К и коэффициента сопротивления Я.

Для такого резонатора дифференциальное уравнение колебаний системы, известной в теории звука под названием «резонатор Гельмгольца», можно записать в виде [18] Му + Яу + Ку = р, где у, у, У - объемные

смещение, скорость, ускорение среды в горле резонатора.

Акустическая масса колебательной системы определяется массой

жидкости, заключенной в горле М = При колебаниях среды в горле

л

резонатора за счет присоединенной массы его эффективная длина горла будет несколько больше геометрической длины: /э = /+ 1,57г.

Е

Акустическая жесткость к = у определяется упругостью жидкости

объемом V, расположенной в полости резонатора, Е = рс2 - модуль объемной упругости жидкости.

Р Р

а) б)

Рис. 2.1. Резонатор Гельмгольца (а) и его физическая модель (б)

Акустическое сопротивление трения К = где 77 - коэффициент

потерь.

Отношение звукового давления р к скорости объемного смещения называется акустическим импедансом [69]:

= Л + у

У

соМ--\ = -¿J- + J

со Усо

со

р1■

Е Усо

(2.1)

Эффективность снижения уровней колебаний рабочей среды в трубопроводной системе после установки в ней резонатора Гельмгольца определяется по формуле [85,97]:

' дБ, (2.2)

АЬ = 20^1 +

+ 2Н)

где 2И, 2Н, 1р ~ акустические сопротивления (импедансы) волновода соответственно со стороны источника колебаний, со стороны нагрузки (части трубопроводной системы после сечения, в котором установлен резонатор) и собственно импедансного включения (резонатора Гельмгольца).

При установке резонатора в прямую трубу, закрытую с одной стороны жесткой крышкой, заполненной водой, запишем:

(2.4)

Максимальная эффективность снижения колебаний рабочей среды имеет место при 2Р -> 0, т.е. при совпадении частоты собственных колебаний резонатора Гельмгольца с частотой источника ГДШ, например, лопастной частотой центробежного насоса. Как правило, частоты вращения роторов насосов, а значит, и их лопастные частоты не изменяются, следовательно, частота собственных колебаний резонатора должна быть неизменной

1 [К с [У

/о =

2л\М 2я\\У13 '

(2.5)

/

равняться лопастной частоте насоса и оставаться неизменной при вариациях объемом полости, длиной и радиусом горла резонатора.

Исследования резонаторов, установленных на отрезке прямой трубы, заполненной водой, показали наличие как положительного, так и

отрицательного эффекта [26].

Исходные данные для расчета эффективности резонатора Гельмгольца: плотность воды /7=1000 кг/м3, модуль объемной упругости воды £=2,1-109 Па, скорость звука в воде с учетом податливости стенок стальной трубы ст=1334 м/с, внутренний диаметр трубы ¿4„=0,09 м, толщина стенки трубы ¿=5-10"3 м, площадь поперечного сечения волновода £я=6,362-103 м2, коэффициент потерь в горле /7=42,6-10"3, радиус горла резонатора г=0,3-10" м,

5 2

площадь поперечного сечения горла резонатора 5=2,827-10" м , длина горла резонатора /=15,3-Ю"2 м, эффективная длина горла резонатора /э=15,8-10" м, объем полости резонатора К=0,5-10"3 м3, частота собственных колебаний резонатора /о=138 Гц, расстояние от жесткой крышки до оси горла резонатора /#=0,36 м, расстояние от оси горла резонатора до плоскости

поверхности воды /#=2,07 м.

Как следует из формулы (2.2), на эффективность работы резонатора

влияют: импеданс со стороны нагрузки 2Н, импеданс со стороны источника колебаний 2И, импеданс самого резонатора 2Р.

Практический интерес представляет исследование влияния импедансов нагрузки и резонатора на эффективность работы резонаторов, так как установка резонаторов в непосредственной близости у источников пульсаций исключает возможность в значительных пределах варьировать величиной 2И.

Учитывая сложность графической интерпретации результатов исследований при работе с действительными значениями импедансов, графические зависимости величин импедансов от частоты представлены в безразмерном виде

дБ, (2.6)

где г0 = - волновое сопротивление участка трубы.

На рис. 2.2 представлены амплитудно-частотные характеристики в частотном диапазоне 0-800 Гц входного импеданса открытого на конце участка исследуемого волновода без резонатора и с резонатором. Видно, что изменения наблюдается лишь в диапазоне частот около его резонансной области. Для наглядности на рис. 2.3 представлены графические зависимости в частотном диапазоне 50-250 Гц.

На рис. 2.2, 2.3 кривая 1, показана графическая зависимость входного импеданса открытого на конце участка трубы длиной 2,43 м без резонатора в форме (2.6), подсчитанного по формуле (2.4).

На рис. 2.2, 2.3 кривая 2, представлена графическая зависимость входного импеданса открытого на конце участка трубы с резонатором, в качестве расчетной модели принято параллельное включение входного импеданса открытого на конце участка трубы, используемого в качестве нагрузки, и входного импеданса резонатора. Активные потери в расчетах не учитывались.

Из рис. 2.3 видно, что введение в трубопроводную систему резонатора позволяет снизить уровень пульсаций давления на его частоте собственных колебаний /0= 138 Гц на величину 38 дБ.

Исследуем теперь, каким образом величина импеданса нагрузки 2Н будет сказываться на эффективность резонатора. В процессе исследований будем изменять длину столба жидкости от 2 м до 3 м с шагом 0,2 м. Результаты исследований представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1

Эффективность работы резонатора при различных величинах столба

жидкости в волноводе

Характеристика Длина столба жидкости /, м

2 2,2 2,4 2,6 2,8 3

к1 1,3 1,43 1,56 1,69 1,82 1,95

и 3,9 7,05 92,31 8,35 3,93 2,51

дБ 1,5 4 33 5 1,7 0,8

- /1

- 2

-

/

1,—1—1— 1 1 1 1 , i..........i.........i..—J— 'i''—- i i i i i i 1 i 1 i i i........i........

о 100 200 300 400 500 600 700 I Гц

Рис. 2.2. Амплитудно-частотная характеристика волновода в частотном диапазоне 0-800 Гц без резонатора (кривая 1) и с резонатором (кривая 2)

Рис. 2.3. Амплитудно-частотная характеристика волновода в частотном диапазоне 50-250 Гц без резонатора (кривая 1) и с резонатором (кривая 2)

Анализ результатов исследований показывает, что импеданс нагрузки влияет на эффективность работы резонатора, причем с его ростом растет и величина эффективности снижения уровней пульсаций. Так наибольший эффект 33 дБ был получен при длине столба жидкости 2,4 м, при котором импеданс нагрузки был наибольшим. Изменение столба жидкости как в большую, так и в меньшую сторону, уменьшала величину импеданса нагрузки, что сказывалось на уменьшении эффективности работы резонатора. При столбе жидкости в волноводе равной 3 м 1Нтах^ 0 и имела место наименьшая эффективность, равная 0,8 дБ.

На рис. 2.4 представлены амплитудно-частотные характеристики в частотном диапазоне 0-800 Гц входного импеданса закрытого на конце участка исследуемого волновода жесткой крышкой без резонатора и с резонатором. Видно, что при установке резонатора в волновод закрытого на конце жесткой крышкой изменений не наблюдается во всем частотном диапазоне. Графические зависимости входного импеданса трубы закрытой на конце жесткой крышкой с резонатором и без резонатора рассчитывались аналогично, как и для входного импеданса открытого на конце участка

трубы.

Для увеличения эффективности работы резонатора гидравлическую систему желательно проектировать таким образом, чтобы импеданс нагрузки, как, впрочем, и импеданс источника были максимальны, что находится в соответствии с формулой (2.2) для расчета эффективности работы резонатора.

При сопоставлении кривых (рис. 2.5) наглядно видно, что на частоте собственных колебаний резонатора /¿=138 Гц имеет место наибольшее снижение уровней пульсаций давления в рабочей среде. Положительный эффект имеет место в диапазоне частот 127-148 Гц, а в диапазоне частот 90-127 Гц и 148-210 Гц уровни пульсаций давления возросли, т.е. имеет место отрицательный эффект (рис. 2.6, кривая 2).

Рис. 2.4. Амплитудно-частотная характеристика волновода закрытого жесткой крышкой без резонатора (черная кривая) и с резонатором (серая кривая)

Ь, дБ 110 100 90 80 70 60 50

138 Гц

^2 ^^^

50

100

150

200

£ Гц

Рис. 2.5. Амплитудно-частотные характеристики трубопровода в частотном диапазоне 50-250 Гц без резонатора (кривая 1) и с резонатором (кривая 2)

50 40 30 20 10 0 -10 -20

Заключение диссертации по теме «Акустика», Куклин, Михаил Васильевич

ВЫВОДЫ И ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

Исследованы методы борьбы с распространением колебаний низкой частоты по жидким рабочим средам судовых трубопроводных систем с помощью низкочастотных импедансных включений, определено влияние конструктивных элементов резонаторов на эффективность их работы. Произведены теоретические расчеты и проведены экспериментальные исследования установки гасителей пульсаций — резонаторов в стендовых условиях и судовых трубопроводных системах.

Впервые исследованы вопросы влияния физических свойств морской воды (температуры, давления, солености), жидкости ПГВ на эффективность снижения ГДШ резонаторами.

Проведенные экспериментальные исследования подтвердили теоретические результаты и показали, что для снижения уровней колебаний давления в рабочих средах трубопроводных гидросистем, управления их ВАХ перспективно использование низкочастотных одиночных и групповых импедансных включений.

Показано, что при проведении мероприятий по борьбе с вибрацией и шумом необходимо предусмотреть, чтобы в частотные области с отрицательной эффективностью не попадали те частоты, на которых другие возможные источники колебаний могут генерировать высокие уровни. Если это невозможно при использовании одиночного включения, то необходимо использовать несколько импедансных включений, рассчитанных таким образом, чтобы расширить область частот с положительной эффективностью и тем самым обеспечить попадание частот источников колебаний в эту область.

Обоснованно, что отсутствует необходимость установки двух резонаторов (или их групп) до и после источника ГДШ, а достаточно использовать один резонатор. Устанавливать его необходимо там, где импедансы волновода как со стороны источника Г1И, так и со стороны нагрузки 2Н максимальны, для определения места установки резонатора необходимо выполнить расчет импедансных характеристик системы в нескольких сечениях трубопроводной системы и определить место, где его установка даст наибольший эффект.

Разработан метод оптимизации резонаторов по массогабаритным и акустическим показателям с использованием герметичных упругодемпфирующих элементов позволит использовать их в ограниченных пространствах и, тем самым, расширить применение резонаторов на судах. Разработан метод расчета герметичных упругодемпфирующих элементов, обеспечивающих необходимую жесткость резонаторов.

Для расширения частотного диапазона и получения наибольшего снижения уровней колебаний теоретически и экспериментально обоснованна необходимость установки в одном сечении волновода несколько резонаторов с близкими частотами собственных колебаний.

Разработан метод расчета частот собственных колебаний резонаторов с учетом податливости стенок резонатора, фланцев корпуса резонатора и болтовых соединений, соединяющих составные части корпуса, а также компактных резонаторов с герметичным упругодемпфирующим элементом могут быть использованы как ЦКБ-проектантами при проектировании судов, так и заводами-строителями при доведении до требований по вибрации и шуму трубопроводных систем, помещений и судов в целом.

Предложено использование упруго-инерционных элементов в качестве средств снижения ГДШ судовых систем, содержащих цистерны и другие емкости с жидкой рабочей средой.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Куклин, Михаил Васильевич, 2012 год

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Андреева Л.Е. Расчет гофрированных мембран. Сб. МВТУ "Расчет на прочность в машиностроении", №46, - М.: Машгиз, 1955.

2. Ахмадаев В.Ф., Корляков В.Н., Козлов В.Н., Курзин В.Б., Сухинин C.B., Юдин В.А. Подавление акустических колебаний в камерах сгорания резонансными звукопоглотителями. - М.: НПО "ИнформТЭИ", 1991.-48с.

3. Баженов Д.В., Баженова Л.А. Резонансный реактивный глушитель шума нового образца. - Сб. трудов XIII сессии РАО. М.: ГЕОС, 2003, Т.5, с.117-120.

4. Баженов Д.В., Баженова Л. А., Римский-Корсаков A.B. Эффективность работы реактивных глушителей шума в воздуховодах конечных размеров. - Акустический журнал, 1995, том 41, №1, с.22-26.

5. Баженов Д.В., Баженова Л.А., Римский-Корсаков A.B. Волновые процессы в конечном воздуховоде с реактивным глушителем. - Акустический журнал, 1995, том 41, №4, с.559-562.

6. Баженов Д.В., Баженова Л.А., Римский-Корсаков A.B. Глушитель шума в виде резонатора Гельмгольца на выходе воздуховода конечной длины. - Акустический журнал, 2000, том 46, №3, с.306-311.

7. Бахтамов Е.В., Воронин A.M., Горин C.B. Гидродинамический шум в системах забортной воды атомных энергетических установок. - Вестник машиностроения, 2009, №2, с.86-87.

8. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. - М.: Машиностроение, 1972.-320с.

9. Бегаева Ж.П., Горин C.B. Технология изготовления упругодемпфирующих элементов и их применение для снижения колебаний оборудования и систем атомных энергетических установок. - Перспективные материалы, 2006, №5, с.31-34.

10. Бегаева Ж.П., Горин C.B., Лычаков А.И. Средства снижения колебаний оборудования и систем атомных энергетических установок. -Вестник машиностроения, 2006, №12, с.75-77.

11. Берестовицкий Э.Г., Голованов В.И., Франтов А. А., Черняева B.C. Экспериментальные исследования вибрационных характеристик типовых элементов систем судовой гидравлики. - Судостроение, 2010, №4, с.44-45.

12. Богомолов С.И., Журавлева А.М., Ингульцов C.B. Расчет вынужденных колебаний пространственных трубопроводных систем. - В сб.: Динамика и прочность машин. - Харьков, 1979, вып.30, с. 113-119.

13. Болдуин, Симмонс. Вибрация предохранительных клапанов, возбуждаемая потоком. - Теоретические основы инженерных расчетов, 1986, №3,с.111-120.

14. Брайнин Б.П., Миронов М.А. Глушитель шума. Патент РФ №2050438,1993.

15. Брайнин Б.П., Никишов С.Ю., Волкова Н.В. Результаты исследования эффективности глушителя гидродинамического шума центробежного насоса. - Судостроение, 2011, №2, с.33-35.

16. Будрин C.B., Рылеева Т.В. Определение параметров четырехполюсника, эквивалентного глушителю гидродинамического шума. -Техническая акустика, 1999, т. V, вып. 1-2 (15-16), с.66-71.

17. Бузицкий В.Н. Цельнометаллические амортизаторы из материала МР. - Вибрационная техника, 1967, т. 2, с.47-54.

18. Видякин Ю.А., Кондратьева Т.Ф., Петрова Ф.П., Платонов А.Г. Колебания и вибрации в поршневых компрессорах. - Л.: Машиностроение, 1972.-224с.

19. Владиславлев A.C. Трубопроводы поршневых компрессорных машин. -М.: Машиностроение, 1980. - 156с.

20. Воинов С.А., Кузнецов H.A., Попков В.И., Попков C.B., РоманенкоЕ.В. Акустические сопротивления глушителя гидродинамического шума с воздушной камерой. - Судостроение, 2010, №4, с.48-50.

21. Гладких П.А. Борьба с шумом и вибрацией в судостроении. - Л.: Судостроение, 1971. - 176с.

22. Гладких П.А. Хачатурян С.А. Вибрации в трубопроводах и методы их устранения. - М.: Машгиз, 1959. - 243с.

23. Гладких П.А., Хачатурян С.А. Предупреждение и устранение колебаний нагнетательных установок. - М.: Машиностроение, 1964. - 275с.

24. Гликман Б.Ф. Нестационарные течения в пневмогидравлических цепях. - М.: Машиностроение, 1976, - 256с.

25. Горин C.B. Распространение звука в многослойных гофрированных цилиндрических оболочках. - Судостроительная промышленность. Сер. Судовые энергетические установки, 1991,вып.7, с.21-25.

26. Горин C.B. Разработка комплекса мероприятий по улучшению виброакустических характеристик судов на этапах постройки и испытаний. -Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. Санкт-Петербург, 2004, - 257с.

27. Горин C.B., Ким Я.А., Лесняк А.Н., Селезский А.И. О способе экспериментального определения параметров передачи колебаний по жидкостному тракту элементов гидравлических систем. - Акустический журнал, 1986, т. XXXII, вып. 4, с.529-533.

28. Горин C.B., Куклин М.В. Особенности использования глушителей гидродинамического шума на судах. - Судостроение, 2010, №3, с.44-46.

29. Горин C.B., Куклин М.В. Эффективность снижения низкочастотных колебаний в гидравлических системах резонаторами Гельмгольца. - Вестник машиностроения, 2010, №5, с.70-72.

30. Горин C.B., Куклин М.В. Эффективность применения упруго-инерционных элементов для снижения гидродинамического шума судовых систем. - Судостроение, №5, с.38-39.

31. Горин C.B., Лесняк А.Н. Распространение звука в волноводе, содержащем импедансные включения. - Акустический журнал, 1987, том 33, № 5, с.856-862.

32. Горин C.B., Легуша Ф.Ф., Лычаков А.И. Снижение колебаний трубопроводов энергетических установок. СПб.: изд-во СПбГМТУ, 2011.-351с.

33. Горин C.B., Лычаков А.И. Методы снижения виброактивности трубопроводных систем судовых энергетических установок. - Судостроение, 1987, №3, с. 17-19.

34. Горин C.B., Макарова О.В. Определение акустических параметров передачи колебаний в волноводах, содержащих участки со скачком поперечного сечения. - Морской вестник, 2006, №3, с.77-79.

35. Горин C.B., Макарова О.В., Шувалов A.A. Виброакустический измерительный комплекс на базе персонального компьютера. - Вестник компьютерных и информационных технологий, 2007, №2, с.54-56.

36. Динамика систем несущих распределенную нагрузку. - Харьков, 1982, №3.

37. Жебынев Д.А., Шмырков О.В. О резонансном характере протекания нелинейных волновых процессов в закрытых цилиндрических трубах. -Инженерно-физический журнал, 2009, том 82, №5, с.858-862.

38. Жемчугов Г.А., Каплин А.И. Опыт комплексного проектирования электронасосов с особо жесткими требованиями по вибрации. - Вопросы электромеханики, М.: ФГУП «НПП ВНИИЭМ», 2009, том 110, с.11-14.

39. Зинченко В.И., Ельник А.Г. Уменьшение шума на судах. - М.:

Транспорт, 1980. - 224с.

40. Евтютов А.П., Колесников А.Е., Корепин Е.А. и др. Справочник по гидроакустике. - Л.: Судостроение, 1988, - 552с.

41. Иванов В.П. Гашение звука в круглом волноводе, оснащенном резонатором Гельмгольца. - Проблемы машиностроения и надежности

машин, 2010, №3, с. 18-26.

42. Иванов В.П. Гашение звукового поля в круглом волноводе, оснащенном продольным пакетом резонаторов. - Проблемы машиностроения и надежности машин, 2010, №5, с. 17-24.

43. Исакович M.А., Общая акустика. М.: Наука, 1973, - 496с.

44. Канев Н.Г. Поглощение звука двумя резонансными поглотителями. -Сб. трудов XV сессии РАО. М.: ГЕОС, 2004, Т.1, с.229-232.

45. Канев Н.Г., Миронов М.А., Активные резонаторы для гашения звука в узких трубах. - Акустический журнал, 2008, том 54, №3, с.505-512.

46. Канев Н.Г., Миронов М.А., Дипольный резонансный рассеиватель звука. - Акустический журнал, 2003, том 49, №3, с.372-375.

47. Кикоина И.К. Таблицы физических величин. Справочник. - М.:

Атомиздат, 1976, - 1008с.

48. Ким Я.А., Попков C.B., Рылеева Т.В. Глушители или настроечные устройства? - Третья международная конференция по судостроению «Военно-морской флот и судостроение в современных условиях», NSN'2003, г. Санкт-Петербург, ЦНИИ им. ак. А.Н. Крылова, 2003.

49. Клещёв A.A., Легуша Ф.Ф., Маслов В.Л. Волновые процессы в

твердых телах. СПбГМТУ. - Спб., 2010. - 216с.

50. Клюкин И.И. Справочник по судовой акустике. Л.: Судостроение,

1978.-503с.

51. Колесникова И.К., Румынская И.А. Основы гидроакустики и гидроакустические станции. - Л.: Судостроение, 1970, - 328с.

52. Комкин А.И. Оптимизация реактивных глушителей шума. -Акустический журнал, 2010, том 56, №3, с.373-379.

53. Комкин А.И., Малько Е.В. Акустическая эффективность камерных глушителей шума. - Сб. трудов XX сессии РАО. М.: ГЕОС, 2008, Т.З, с.240-243.

54. Куклин М.В. Использование присоединенных резонаторов в гидросистемах для снижения шума и вибрации. - Машиностроение и

инженерное образование, 2011, №4, с.2-5.

55. Куклин М.В. Снижение уровней гидродинамического шума насосов на лопастных частотах резонаторами Гельмгольца. - Сб. докладов конференции о поддержание эксплуатационной надежности кораблей ВМФ в

обеспечение безопасности плавания, г. Северодвинск, ОАО «НИПТБ

«Онега», 2009, с.115-118.

56. Куклин М.В. Упруго-инерционные элементы как средство снижения

колебаний давления в рабочих средах трубопроводных систем. -Приоритетные направления развития науки и технологий: доклады IX Всероссийской научно-технической конференции, г. Тула, изд-во «Инновационные технологии», 2011, с. 164-167.

57. Куклин М.В. Исследование влияния импедансных включений на амплитудно-частотные характеристики трубопроводных систем. - Сб. трудов XXXIX Ломоносовских чтений, Арктический вектор развития России, научно-практическая конференция СЕВМАШВТУЗА, 2010, с.336-339.

58. Куклин М.В. Снижение низкочастотных колебаний в жидких рабочих средах трубопроводных систем морских судов резонаторами Гельмгольца. - Сб. трудов IX молодежной научно-технической конференции, Взгляд в будущее, г. Санкт-Петербург, ОАО «ЦКБ МТ «Рубин», 2011, с.293-297.

59. Лапин А.Д. Способ создания звукоизоляции для звука низкой частоты, распространяющегося в волноводе. - Акустический журнал, 1970,

том 16, вып. 2, с.281-285.

60. Лапин А.Д. Звукоизоляция в волноводе. - Акустический журнал,

1975, т.ХХ1, вып. 3, с.337-350.

61. Лапин А.Д. Сечения рассеяния и поглощения резонатора

Гельмгольца в многомодовом волноводе. - Акустический журнал, 1999,

том 45, №3, с.376-379.

62. Лапин А.Д. Эффективности рассеяния и поглощения резонаторов в

волноводе и в свободной среде. Семинар "Авиационная акустика", ЦАГИ, 1999, с.37-40.

63. Лапин А.Д. Импеданс излучения поршня в волноводе. -Акустический журнал, 2000, том 46, №3, с.427-429.

64. Лапин А.Д. Низкочастотное звуковое поле в помещении с резонатором Гельмгольца. - Акустический журнал, 2000, том 46, №4, с.563-565.

65. Лапин А.Д. Резонансные поглотители волн в узких трубах и стержнях. - Акустический журнал, 2003, том 49, №3, с.427-428.

66. Лапин А.Д. Резонатор монопольно-дипольного типа в узкой трубе. -

Акустический журнал, 2003, том 49, №6, с.855-857.

67. Лапин А.Д. Поглощение звука резонаторами в цилиндрическом волноводе. - Акустический журнал, 2006, том 52, №5, с.716-719.

68. Лапин А.Д. Сечение рассеяния резонатора в многомодовом волноводе. - Акустический журнал, 2011, том 57, №3, с.303-306.

69. Лепендин Л.Ф. Акустика. - М.: Высшая школа, 1978. - 448с.

70. Лычаков А.И. Горин C.B. Стенд для исследования динамики трубопровод гидравлических систем. Архангельск: ЦНТИ, №209-83.

71. Марфин Б.А., Кравцов Я.И. Выбор оптимальных геометрических параметров излучателя на основе резонатора Гельмгольца. - Известия Российской академии наук. Энергетика, 2005, №6, с.108-113.

72. Маслов В.Л., Будрин C.B. Методы управления акустическими полями в инженерных расчетах. ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова. - Спб., 2010. -328с.

73. Махин В.А., Присняков В.Ф., Велик Н.П. Динамика ракетных

двигателей. - М.: Машиностроение, 1969, - 384с.

74. Никифоров A.C. Вибропоглощение на судах. - Л.: Судостроение,

1979.-184с.

75. Никифоров A.C., Будрин C.B. Распространение и поглощение звуковой вибрации на судах. - Л.: Судостроение, 1968. - 216с.

76. Новак С.М., Логвинец A.C. Защита от вибрации и шума в строительстве. - Киев: Будивэльник, 1990, - 183с.

77. Покровский Б.В. Научные основы расчета и проектирования малошумных судовых центробежных насосов. - Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. - М., 1997.

78. Пономарев С.Д., Бидерман В.Л., Лихарев К.К., Макушин В.М. Расчеты на прочность в машиностроении. Том 2. - М.: Машгиз, 1960. - 974с.

79. Попков В.И. Амортизирующие крепления механизмов и трубопроводов с гибкими вставками с жидкостью. - Судостроение, 2010, №1, с.47-49.

80. Попков В .И. Проблема насосов и арматуры как источников гидродинамического шума. - Судостроение, 2010, №4, с.42-44.

81. Попков В.И., Попков С.В. Колебания механизмов и конструкций.

СПб., Сударыня, 2009. - 490с.

82. Потапкин A.B., Москвичев Д.Ю. Влияние резонаторов на акустические и тяговые характеристики прямоточной эжекторной камеры при вибрационном горении водорода. - Теплофизика и аэромеханика, 2008,

том 15, №3, с.535-540.

83. Прокофьев А.Б., Шахматов Е.В., Миронова Т.Б. Математическая

модель колебаний трубопроводов от действия пульсирующего потока

жидкости. - Судостроение, 2011, №2, с.39-42.

84. Рандалл Р.Б. Частотный анализ. Брюль и Къер. 1989. - 389с.

85. Ржевкин С.Н. Курс лекций по теории звука. - М.: МГУ, 1960. - 335с.

86. Самарин A.A. Вибрации трубопроводов энергетических установок и

методы их устранения. - М.: Энергия, 1979. - 288с.

87. Сахно К.Н. Научные основы проектирования трасс судовых трубопроводных систем. - Судостроение, 2009, №6, с.60-63.

88. Селезский А.И., Лесняк А.И., Горин С.В. Виброизоляция с металлоткаными элементами на судах. - Судостроение за рубежом, 1985, -с.44-51.

89. Скучик Е. Основы акустики. Т.1 - М.: Мир, 1976. - 520с.

90. Скучик Е. Основы акустики. Т.2 - М.: Мир, 1976. - 542с.

91. Соколов А.Н. Расчет акустических сопротивлений гибких вставок в трубопроводы с жидкостью. - Судостроение, 2010, №4, с.46-47.

92. Старобинский Р.Н. Синтез камерных глушителей шума. -Акустический журнал, 1983, том 29, №2, с.282-283.

93. Уайли. Резонанс в напорных трубопроводах. - Теоретические основы инженерных расчетов, 1965, №4, с.120-127.

94. Уайт, Соули. Передача энергии в системах трубопроводов в связи с борьбой с шумом. - Конструирование и технология машиностроения, 1972, №2, с.269-275.

95. Хатфилд, Уиггерт, Отуэлл. Анализ гидроупругого взаимодействия в трубопроводах с помощью поэлементного синтеза. - Теоретические основы инженерных расчетов, 1982, №3, с.138-147.

96. Хачатурян С.А. Волновые процессы в компрессорных установках. -

М.: Машиностроение, 1983. -223с.

97. Шорин В.П. Устранение колебаний в авиационных трубопроводах.

-М.: Машиностроение, 1980. - 256с.

98. Шорин В.П. Проектирование гасителей колебаний типа акустического фильтра низких частот. - Труды Куйбышевского авиационного института им. С.П. Королева, вып. 51, вибрационная прочность и надежность летательных аппаратов, 1972, с.161-169.

99. Шорин В.П. Гаситель колебаний, выполненный по схеме Т - образного мостикового четырехполюсника. - Труды Куйбышевского авиационного института им. С.П. Королева, вып. 51, вибрационная прочность и надежность летательных аппаратов, 1972.

100. Штукенбрук, Уиггерт, Отуэлл. Влияние деформации стенки трубы на распространение звуковой волны в жидкости внутри трубы. -Теоретические основы инженерных расчетов, 1985, №4, с.313-321.

101. Юдин Е.Я. Борисов Л.А., Горенштейн И.В. Борьба с шумом на производстве. - М.: Машиностроение, 1985. - 400с.

102. Bedout J.M., Franchek M.A., Bernhard R.J., Mongeau L. Adaptive-passive noise control with self-tuning Helmholtz resonators. J. Sound and Vib. 1997, V. 202, No. 1, p.109-123.

103. Bernhard R.J. Shape optimization of reactive mufflers. Noise Control Eng. J. 1983, V.27, No.l, p. 10-17.

104. Esteve S.J., Johnson M.E. Reduction of sound transmission into a circular cylindrical shell using distributed vibration and Helmholtz resonators. J. Acoust. Soc. Amer. 2002, V. 112, No. 6, p.2840-2848.

105. Esteve S.J., Johnson M.E. Adaptive Helmholtz resonators and passive vibration absorbers for cylinder interior noise control. J. Sound and Vib. 2005,

V. 28, No. 4-5, p.l 105-1130.

106. Griffin S., Huybrechts S., Lane S.A. Coupled Helmholtz resonators for acoustic attenuation. Journal of Vibration and Acoustics, Transactions of the ASME. 2001, V. 123, No. 1, p.l 1-17.

107. Gyu T.B. Attenuation of fluid noise in hydraulic machines by a new energy absorption technique. Thermofluids Conf., Hobart, 1976, p.63-69.

108. Houston B. Active control of acoustic impedance. Active Sound & Vibration Control News. 1995, V. 2, No. 7, p.5-6.

109. Kook H., Mongeau L., Franchek M.A. Active control of pressure fluctuations due to flow over Helmholtz resonators. J. Sound and Vib. 2002,

V. 255, No. 1, p.61-76.

110. Kottmann A. Luftblasen als Ursache von Rohrbruchen. - 3R. Int., 1984,

23, Nr. 1-2, S. 45-53.

111. Little E.F. The design and application of intelligent Helmholtz resonators for vibration control devices. Dissertation Abstracts International, 2001, V. 61, No. 1, p.490.

112. McGinnis C.S., Albert V.F. Multiple Helmholtz resonators. J. Acoust. Soc. Amer. 1951, V. 24, No. 4, p.374-379.

113. Meissner M. Excitation of Helmholtz resonator by grazing air flow. J. Sound and Vib. 2002. V. 256, No. 2, p.382-388.

114. Olson D.E., Snyder B. The Growth of swirl curved circular pipes. -

Phys. Fluids, 1983, 26, No. 2, p.347-349.

115. Ting E., Hosseinipour A. A numerical approach for flow-induced

vibration of pipe structures. - J. Sound and Vibration, 1983, No. 3, p.289-298.

116. Sugimoto N., Masuda M., Hashiguchi T. Frequency response of nonlinear oscillations of air column in a tube with an array Helmholtz resonators. J. Acoust. Soc. Amer. 2003, V. 114, No. 4, p.1772-1784.

117. Johansson T. Kleiner M. Theory and experiments on the coupling of two Helmholtz resonators. J. Acoust. Soc. Amer. 2001, V. 110, No 3, Pt. 1 of 2.

133