книги / Справочник по судовой акустике

Вторая возм ож ность заклю чается в наиболее полной реализации ко н с т р у кти в н ы х

насосов, следует ум еньш ать диф ф узорность входного кольцевого канала, приме­

и и я х м еж лопаточны х каналов колеса дополнительны е ко р о ткие лопатки . У л учш е ­ ние о р га низа ци и п о то ка на входе в последую щ ую ступень, способствующее ум ень­ ш ению неоднородности потока, вихреобразований и турбулентны х пульсаций давления, м ож ет бы ть д о стигнуто за счет увеличения высоты канала направляю ­ щ его аппарата и создания в нем развитого безлопаточного осесимметричного ко л ь ­ цевого ко нф узорного канала; образования на периферии направляю щ его аппарата кольцевой безлопаточиой камеры ; уменьш ения диффузорности обратны х каналов,

ные кр о м ки л о па то к направляю щ его аппарата н е д о л ж ны быть параллельны, числа

ходимо: ослабление силы удара клапанов о гнезда при и х посадке путем ум ень­ ш ения скорости посадки клапанов и сни ж е ни я и х массы; уменьш ение неравномер-

пости давления в нагнетательном тракте за счет увеличения числа цилиндров и установки воздушных колпаков на выходе из насоса; увеличение жесткостей гидроблока и узлов, связывающих гидроблок со станиной.

У объемных роторных насосов наиболее эффективный путь снижения их шумности сводится к совершенствованию технологии производства и в первую очередь к повышению точности изготовления элементов зацепления рабочих орга­ нов (шестерен, винтов).

Третье направление снижения шумности насоса — отстройка собственных частот колебаний его элементов и агрегата в целом от частот возмущающих сил.

Рис. 8.11. Влияние на уровни вибрации центробежного насоса установки подшипников качения во вкладыши из прессованного медного волокна.

1 — подшипники без вкладышей; 2 — подшипники во вкладышах.

Четвертая возможность снижения шумности заключается в рациональной компоновке насосных агрегатов. Здесь в первую очередь нужно иметь в виду следующие мероприятия: моноблочную компоновку насосных 'агрегатов (привод и насос имеют общий ротор и общий корпус); вертикальное расположение роторов, максимально возможное их облегчение и обеспечение симметрии жесткости от­ носительно оси вращения.

Еще одна возможность снижения шумности насосов состоит в применении средств виброизоляции и вибропоглощения. К числу первых относится внутрен­ няя амортизация, к числу вторых — изготовление корпусных конструкций из материалов с высоким декрементом колебаний и нанесение на них вибропогло­ щающих покрытии.

Реальным для насосных агрегатов мероприятием является установка под подшипники упругих колец или специальных вкладышей из материалов с вы­ соким декрементом колебаний (слоистые и металловолокнистые материалы, ре­ зины и пластмассы). На спектрограмме (рис. 8.11) показан эффект, полученный от установки подшипников качения одноступенчатого центробежного насоса горизонтального исполнения во вкладыши из прессованного медного волокна пористостью 70%, а на фотографии (рис. 8.12) — расположение подшипников в таких вкладышах.

Для ослабления передачи звуковой энергии на опорные лапы или фланцы применяются упругие прокладки, шинио-пневматические и рессорные устрой­ ства, устанавливаемые между корпусом и станиной насоса. Уменьшение передачи звуковой энергии в трубопроводах достигается при этом с помощью упругих вставок, эластичных патрубков, сильфонов и т. п. (см. гл. 12).

На шумность насосов существенное влияние оказывает технология их изго­ товления. Снижение шумности может быть получено за счет улучшения качества изготовления насосов — повышения точности обработки и сборки деталей и уз­

двух ячеек, настраиваемых на область наибольшей интенсивности шума. Низко­ частотный шум, связанный с переменной скоростью всасывания, заглушить таким способом не удается из-за малой эффективности ячеек акустического фильтра в пределах тех габаритов, которые могут считаться приемлемыми. Для его умень­ шения целесообразно использовать глушитель с элементами трения в виде щелей и отверстий, представляющих параллельный канал для переменной составляю­ щей потока.

Одна из возможных конструкций глушителя, позволившая снизить шум

момента. Неуравновешенные силы и моменты относятся к числу основных источ­ ников низкочастотной вибрации судовых компрессоров. Компоновка влияет также на уровни вибрации и шума в области средних и высоких частот. Здесь ее роль обусловлена расстоянием от источника вибрации до опор или излучающих по­ верхностей и степенью затухания колебании на пути их распространения.

Можно считать, что обеспечение низких уровней шума и вибрации компрес­ сора начинается с выбора его компоновки. При наличии жестких требований к виброшумовым характеристикам необходимо, чтобы были уравновешены центро­ бежные силы и силы инерции первых двух порядков от поступательно-движу- щихся масс. Уравновешивание указанных сил может быть достигнуто с помощью многорядной, в том числе оппозитной схемы расположения цилиндров или при­ менением специального уравновешивающего механизма. Многорядиая схема спо­ собствует выравниванию опрокидывающего момента и снижению вибрации, ко­ торую он вызывает. Удовлетворительным можно считать момент, гармоники кото­ рого не превышают 10— 12% его среднего значения.

Динамическое воздействие опрокидывающего момента может быть умень­ шено также путем сближения опор с главной осью инерции агрегата. Такое сбли­ жение уменьшает поворотную жесткость и собственную частоту колебаний- /с Оно оправдано в области значений /с < 0,7/, где / — частота наиболее интенсив­ ных гармоник момента. Это условие отвечает меньшему значению коэффициентов динамичности и передачи сил по сравнению с обычным для поворотных колебаний диапазоном значений /с = (0,7-г-2,7) /, вследствие чего уменьшаются как пере­ даваемый момент, так и амплитуда колебаний агрегата. В предельном случае, при шарнирной опоре на главной оси инерции (/с -> 0), передача момента опре: деляется величиной трения в шарнире.

Одной из форм колебаний, вызываемых напряжениями, являются характер­ ные для компрессора изгибные колебания консольно выполненных цилиндров. Задача их ограничения состоит в обеспечении достаточного удаления собственной частоты, свойственной колебаниям этой формы, от частотного диапазона, вклю­ чающего интенсивные гармоники нормальной силы. Решение задачи при заданной частоте вращения сводится к увеличению жесткости основания консоли. При ориентировочной оценке можно полагать жесткость недостаточной, если в бескрейцкопфной машине частота указанной формы свободных колебаний оказывается ниже 25-кратной частоты вращения вала.

Рассматривая цилиндр и крышку как консольную балку с массой на единицу длины т и сосредоточенной на конце массой Mt можно найти приближенное зна­ чение частоты свободных колебаний, используя зависимость (8.1.7). Влияние со­ средоточенной массы учитывается в этой зависимости величиной а. При соотно­ шении сосредоточенной и распределенной масс в пределах Mlml = 6-н 12 можно принять а = 0,8 (здесь I — длина балки).

Колебания цилиндров вызывают шум, связанный с излучением не только их собственной поверхностью, но в меньшей степени также поверхностью картера и рамы. С колебаниями цилиндра связаны колебания трубопроводов. Они могут* сказываться на увеличении шумиости компрессора при чрезмерной протяжен­ ности трубопровода между точками крепления. Дополнительное крепление трубо­ провода в пучности колебаний устраняет в этом случае источник шума и повышает* надежность соединений трубопровода. Предпочтительна та конструкция крепле­ ния, которая оказывает сопротивление как поперечным перемещениям .трубо­ провода, так и колебаниям с поворотом в точке крепления.

Колебания трубопровода и связанных с ним деталей могут быть вызваньь пульсациями давления, обусловленными периодической подачей воздуха. В этом, случае изменение жесткости и отстройка собственных частот трубопровода с по­ мощью дополнительных креплений также ограничивает колебания. Другой путь, уменьшения колебаний трубопровода состоит в ослаблении пульсаций давления. Один из способов ослабления пульсаций — применение буферной емкости, уста­ навливаемой по возможности ближе к цилиндру. Если трубопровод соединяет дв& ступени компрессора, буферную емкость предпочтительно устанавливать со сто­ роны нагнетания, поскольку возбуждение волной сжатия больше возбуждения,, которое вызывается волной разрежения, образующейся при всасывании.

Если рассматривать буферную емкость как акустический фильтр типа рас­ ширительной камеры, ее размеры можно определить, задавшисызначением заглу-* шения AL, по формуле

(8.4.1> где т = — ----- отношение площадей сечения камеры и трубопровода; 1е — длина

камеры.

В наибольшей степени фильтром ослабляются колебания, для которых от-

камеры соответствует нечетному числу четвертей волны. Не ослабляются колеба­ ния с четным количеством четвертей волны на длине камеры.

Ослабление колебаний давления в трубопроводе может быть достигнуто^ также с помощью дроссельной шайбы (диафрагмы) или вентиля, устанавливаемых в точке, где колебательная скорость стоячих волн достигает максимума. Наи­ больший эффект получается, когда акустическое сопротивление шайбы согласо­ вано с волновым сопротивлением трубопровода. Условие согласования выра­ жается зависимостью [4]

(8.4.2).

где с0== cm(D/d)2— средняя скорость газа в трубопроводе, определяемая по сред­ ней скорости поршня ст\ dAl d, D — соответственно диаметры отверстия диа­ фрагмы, трубопровода, цилиндра.

менных сил в воздушном зазоре'(рис. 8Л5). Силы в воздушном зазоре действуют на ротор и на статор. Ротор — наиболее устойчивый и неизменный компонент ЭМ, хорошо сопротивляющийся деформации. Магнитный шум ЭМ создается в основном

шие гармонические поля от несимметричности напряжения, питающего машину; высшие гармонические поля от насыщения магнитопровода.

В асинхронном двигателе с симметричной обмоткой статора, с целым числом пазов на полюс и фазу возникают высшие гармонические поля со следующими,

.тде /о — частота питаю щ ей сети; а — ско л ьж е н и е ротора относительно основного

частот колебаний статора. Число волн г равно разности чисел пар полю сов взаим о ­