CC BY
143
ДИАГНОСТИКА И РЕМОНТ
УДК 629.5.016.8
СНИЖЕНИЕ АКУСТИЧЕСКОЙ ПОМЕХИ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО СТЕНДА ЗА СЧЕТ УПРАВЛЕНИЯ ЧАСТОТОЙ ВРАЩЕНИЯ ЭЛЕКТРОПРИВОДА НАСОСА И ПРИМЕНЕНИЯ ГАСИТЕЛЕЙ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО
ШУМА
Ю.А. Гладилин1, Г.М. Макарьянц2
1 Санкт-Петербургский государственный экономический университет (СПбГЭУ),
191023, Санкт-Петербург, ул. Садовая, 21 2 Самарский государственный аэрокосмический университет (СГАУ)
имени академика С.П. Королёва (национальный исследовательский университет),
443086, г. Самара, Московское шоссе, 34.
В статье исследуются методы снижения собственных помех гидравлического стенда основанные на организации регулирования производительности насосного агрегата управлением частоты вращения его электропривода и применении гасителей пульсаций потока. Предлагается организовать дистанционное управление частотой вращения вала трехфазного асинхронного короткозамкнутого электропривода с помощью специализированного частотного преобразователя, предназначенного для управления электродвигателями в составе приводов центробежных насосов и использовать на измерительном участке при проведении испытаний гасители гидродинамического шума.
Ключевые слова: акустические помехи; гидродинамический шум; виброакустические характеристики; регулирующие клапаны; частотный преобразователь; гаситель гидродинамического шума.
DECREASE IN THE ACOUSTIC NOISE OF THE HYDRAULIC STAND AT THE EXPENSE OF CONTROL THE FREQUENCY OF ROTATION OF THE ELECTRIC DRIVE OF THE PUMP AND APPLICATION OF MUFLERS OF HYDRODYNAMIC NOISE
U.A. Gladilin, G.M. Makaryants.
St. Petersburg state University of Economics (SPbSEU), 191023, Saint-Petersburg, Sadovaya street, 21.
Samara state space university (SSSU) of a name of academician S.P.Korolyova (national research university), 443086, Samara, Moskovskoye Highway, 34.
In article are devoted of methods of decrease in own noise of the hydraulic stand by the regulations of productivity of the pump unit based on the organization by control of frequency rotation of the electric drive and application of mufflers of pulsations of a stream are considered. It is offered to organize remote control of the frequency of rotation of a shaft of the three-phase asynchronous short-circuited electric drive by means of the specialized frequency converter intended for controling of electric motors as a part of drives of centrifugal pumps and to use on a measuring site when carrying out tests q mufflers of hydrodynamic noise.
Keywords: acoustic noise; hydrodynamic noise; vibroacoustic characteristics; adjusting valves; frequency converter; mufflers of hydrodynamic noise.
Контроль виброшумовых характеристик оборудования является важнейшим этапом его создания. Для перспективных заказов особую актуальность приобретает контроль распространяющегося по жидкостному тракту трубопроводов акустических колебаний - гидродинамического шума (ГДШ). Причина состоит в том, что ГДШ практически невозможно локализовать в трубопроводах вблизи его источников. Он свободно распространяется по
трубопроводу и на акустических неоднородностях, в местах изменения количества движения (погибах, ответвлениях, стыках трубопровода с оборудованием и др.) часть его преобразуется в динамическую силу, приводящую к вибрации трубопровода. Это обстоятельство усиливает актуальность регламентирования и контроля
гдш.
В результате выполнения ряда исследований определены основные источники по-
мех гидродинамического шума и создаваемые ими уровни в точках измерения на испытательном стенде. Установлено преимущественное влияние помех от регулирующих клапанов, (особенно подпорного клапана, с помощью которого устанавливается нужное давление на сливе контролируемого оборудования) задающих рабочий режим стенда. Поэтому, важное значение имеет проблема снижения собственной акустической помехи стенда различными методами.
При испытаниях требуемые режимы устанавливаются за счет совместного управления клапанами: напорным НК, сливным СК, и байпасным БК. ВАХ испытуемого агрегата определяются по пульсациям давления до и после агрегата, а также по вибросостоянию агрегата. Процесс определения собственных ВАХ испытуемых агрегатов весьма затрудняется вследствие наличия значительного фона акустических и гидродинамических помех. Так, интенсивные акустические возмущения в стендовую систему вносит насосный агрегат, возбуждающий целый ряд дискретных составляющих на роторных и лопастных гармониках. Широкополосный гидродинамический фон обусловлен работой клапанов и потоками рабочей среды в магистралях стенда. Спектрограммы помех на входе в объект испытаний показан на рис. 2.
1. Акустические помехи испытательного гидравлического стенда
При создании компонентов гидравлических судовых систем проводятся исследование и доводка виброакустических характеристик (ВАХ) устройств. Важной проблемой при этом является корректное определение ВАХ (и прежде всего ГДШ) в условиях значительных акустических и гидродинамических помех, возбуждаемых различным стендовым оборудованием. Укрупненная схема стенда по исследованию ВАХ вышеуказанных агрегатов представлена на рис. 1.
Из рисунка видно, что спектр колебаний включает широкополосную шумовую составляющую в диапазоне частот 5...500 Гц и дискретная гармоника насоса с частотой 160 Гц. Интенсивность пульсационной помехи значительно (на 5....7 дБ и выше) превышает требуемый уровень, необходимый для корректного определения собственных ВАХ объекта испытаний.
Из рис. 2 видно, что основной составляющей гидродинамической помехи является широкополосный турбулентный шум. Возбуждение колебаний гидродинамического происхождения (турбулентных, вихревых) т.е. псев-дозвуковых может происходить при значительных скоростях потока рабочей среды. Для оценки интенсивности гидродинамических колебаний рабочих сред и их сравнения с интенсивностью упругих составляющих можно вос-
Рисунок 1. Схема испытательного стенда
пользоваться критериями подобия потоков рабочих сред: Рейнольда Re, Струхаля Sh, Эйлера Eu и других. Максимум спектра ГДШ помехи соответствует характерной частоте, определяемой при помощи критерия Струхаля:
/ СР =
БНи й ’
(1)
где: й - характерный размер (например, диаметр трубы), 8И ~ 0,2 - число Струхаля, относительно постоянное до числа Рейнольдса Яе = 106, U - скорость потока.
- Вход Выход
F, Гц
Рисунок 2. Спектрограмма ГДШ в стендовой установке (см. рис.1) при давлении 2 МПа и расходе 80
м3/час при отсутствии объекта испытаний
Анализ гидродинамической помехи показывает, что на малых расходах рабочей среды (25 м3/час и 40 м3/час) преобладают насосные гармоники, а на больших расходах (60 м3/час и выше) - широкополосный гидродинамический шум клапанов и других элементов стенда.
Также следует отметить, что большинство испытаний гидроприборов проводятся на давлениях составляющих 40-60 % номинального давления насосных агрегатов, что приводит к необходимости регулирования клапанами, а значит ухудшается акустическая помеха стенда.
Таким образом, задача регулирования рабочих параметров стенда напрямую связана с его акустическими помехами и является актуальной и требующей решения снижающего их.
2. Способы регулирования подачи воды насосными агрегатами
Для регулирования давления в магистрали пользуются двумя способами: регули-
рование с помощью дроссельной заслонки и регулирование изменением скорости вращения рабочего колеса насоса. Первый способ представляет собой изменение параметров трубопровода, а именно его гидравлического сопротивления, при сохранении параметров и характеристики насоса. Второй способ наоборот -смещение характеристики насоса при сохранении параметров трубопровода [1].
Если насос работает при неизменной
частоте вращения, то простейшим и повсеместно применяемым способом регулирования его подачи является дросселирование, т.е. неполное открытие задвижки на напорном трубопроводе насоса (рис. 3).
1/гО™ 0™
Рисунок 3. Характеристика насосного агрегата и сети с дроссельным регулированием
При использовании дроссельных элементов происходит распределение напора на элементах системы. Это распределение напора показано на рис. 3, где АЯд — падение напора на дроссельном элементе. Для поддержания заданного давления в сетевом трубопроводе при изменении расхода жидкости приходится изменять гидравлическое сопротивление регулирующего элемента. При этом общая гидрав-
лическая характеристика будет иметь более крутой вид. Величина ДНд с таким регулированием неуклонно увеличивается. Таким образом, чем глубже производится дросселирование регулирующим элементом, тем больше энергетических потерь имеет весь технологический процесс.
Регулирование подачи насосного агрегата изменением частоты вращения двигателей насосов иллюстрируется рис. 4, на примере насоса с номинальной частотой вращения привода 1500 об./мин.
1/2 0 „о, 0 „„
Рисунок 4. Характеристика насосного агрегата и
сети с частотным регулированием
Кривая 1 соответствует номинальной (при номинальной частоте вращения привода) напорной характеристике, а кривые 2-4 напорным характеристикам при пониженной частоте вращения. Если организовать работу привода насосного агрегата таким образом, чтобы он при изменении параметров технологического процесса (расхода в сети и давления на входе агрегата) изменял частоту вращения, то в итоге можно без существенных потерь энергии стабилизировать давление в сети стенда. При таком способе регулирования исключаются потери напора (нет дроссельных элементов), а значит, и потери гидравлической энергии, в том числе и излучаемой в виде гидродинамического шума. Способ регулирования давления в сети путем изменения частоты вращения привода насосного агрегата снижает энергопотребление ещё и по другой причине. Собственно насос как устройство преобразования энергии имеет свой коэффициент полезного действия - отношение механической энергии, приложенной к валу, к гидравлической энергии, получаемой в напорном трубопроводе насосного агрегата. Характер изменения коэффициента полезного действия насоса в зависимости от расхода жидкости Q при различных частотах вращения представлен на рис.5, на
примере насоса с номинальной частотой вращения привода 1500 об./мин.
В соответствии с теорией подобия максимум коэффициента полезного действия с уменьшением частоты вращения несколько снижается и смещается влево. Анализ требуемого изменения частоты насосного агрегата при изменении расхода в сети показывает, что с уменьшением расхода требуется снижение частоты вращения. Если рассмотреть работу агрегата для расхода меньше номинального (вертикальные линии А и В), то для этих режимов рационально работать на пониженной частоте вращения. В этом случае кпд насоса выше, чем при работе на номинальной частоте вращения. Таким образом, снижение частоты вращения, в соответствии с требуемыми для испытания гидравлическими параметрами режима, позволяет не только снизить акустическую помеху стенда, но и экономить потребляемую энергию на исключении гидравлических потерь, а также получить экономический эффект за счет повышения коэффициента полезного действия самого насоса.
>1
68"/о
65%
60%
47%
25%
КПД насоса при 1300 об/нин \ КПД насоса при 1400 об,.-'кин КПД насоса при 1500 067мин
\ 21
У/ 7
1 в / Повышение кпд насоса при частотам регулировании производительности
V
1/з а МОН 1/г0 Н(*М 0 ЦиЦ 0 (
Рисунок 5. Изменение КПД насосного агрегата с частотным регулированием при изменении производительности
3. Особенности применения регулируемых электроприводов
В настоящее время частотное регулирование насосного агрегата достигается применением частотного преобразователя (ЧП). При установке ЧП скорость вращения ротора трехфазного асинхронного двигателя насоса регулируется за счет преобразования напряжения питания переменного тока в напряжение постоянного тока, которое впоследствии снова преобразуется в напряжение с переменной частотой и амплитудой. Скорость двигателя изменяется в соответствии с получаемой частотой. Схема управления приводом насоса с помощью ЧП Е1-Р7012 фирмы «Веспер» представлена на
рис. 6. Схема подключения ЧП Е1-Р7012 фирмы «Веспер» представлена на рис. 7.
Расчет опорной частоты Fоп (рабочего давления) [2]:
^оп=(50 Рраб)/ Рмакс, (2)
где Рраб - необходимое рабочее давление; Рмакс -максимальное давление датчика (номинальное давления насоса).
Системы, управляемые частотным преобразователем, имеют преимущества, а именно:
1. Устраняется необходимость в регулирующих клапанах, которые неэффективно использовать для снижения расхода воды, и нет нужды недогружать насосы, что происходит при их работе с постоянной скоростью. Снижаются уровни акустической помехи стенда.
2. Плавный запуск, помогающий избегать пиков давления и вытекающей отсюда нагрузки на выходные трубы. Это снижает риск повреждений и утечки, а также внезапных колебаний давления, которые вызывают вибрацию трубопроводов стенда. Постепенная, а не внезапная остановка насосов к тому же предотвращает
вредные для труб пики давления. Более того, она снижает износ подшипников и редукторов насоса. С помощью настройки длительности разгона и торможения можно оптимизировать процесс запуска и останова насоса.
3. Высокий коэффициент мощности (cos ф) помогает снизить затраты на потребляемую электроэнергию.
4. Небольшие затраты на техобслуживания ЧП, так как он состоит из статических элементов. При использовании инвертора все проблемы, связанные с передаточными механизмами, серво-регулирующими клапанами, гидравлическими муфтами, сборниками и пр., устраняются.
5. Энергосбережение. Насосные установки отличаются большими энергетическими затратами, которые могут быть существенно снижены за счёт применения регулирования скорости вращения в зависимости от величины водной нагрузки.
Рисунок 6. Схема частотного регулирования насосом при помощи ЧП Е1-Р7012 фирмы «Веспер»
Рисунок 7. Схема подключения ЧП EI-P7012 фирмы «Веспер»
4. Применение гасителей гидродинамического шума
Эффективным методом снижения виброакустической нагруженности гидромеханических систем является применение гасителей колебаний жидкости. Достоинства
гасителей состоят не только в уменьшении уровня пульсаций давления, но и в снижении вибрации, обусловленной пульсирующим потоком жидкости. Работа гасителей колебаний базируется на двух принципах:
• локализация энергии колебаний рабочей жидкости на определенном участке системы;
• поглощение энергии источника колебаний рабочей жидкости.
Гасители первого типа - реактивные, второго - диссипативные. Реактивные гасители работают как акустические фильтры, препятствующие прохождению колебаний жидкости определенных частот от источника в гидросистему. Конструктивно они представляют собой последовательное соединение емкостных и инерционных элементов. Ограничение интенсивности колебаний жидкости в системе за гасителем достигается одновременно вследствие проявления аккумулирующих свойств рабочего тела в камерах и инерционных свойств в зауженных участках. В диссипативных гасителях энергия колебаний рассеивается за счет вязкого трения. Для повышения эффективности подавления колебаний в реальных конструкциях гасителей, как правило, применяются комбинированные структуры, использующие как первый, так и второй принципы.
Для устранения собственных акустических помех стенда и повышения точности при измерении ВАХ приборов на входе и выходе измерительного участка предлагается устанавливать гасители гидравлических пульсаций потока, причем гасители колебаний имеют одинаковые электродинамические схемы, состоящие из параллельно соединенных:
1) центрального индуктивного спрофилированного канала с длиной 1ц и эквивалентной площадью £ц;
2) периферийного резонатора Гельмгольца, горло которого с длиной 1г
и площадью £г соединено со входом гасителя, а акустическая емкость объемом Vрез через гидравлическое сопротивление Я1 соединено с выходом гасителя;
3) промежуточной акустической емкости объемом Vпр соединенной через гидравлические дроссели с сопротивлением R2 со входом и выходом гасителя.
При этом должны удовлетворяться следующие соотношения между параметрами гасителя [3]:
S Г
IГ V Р
S Ц
ІЦ V пр
Я2 = ~
а\
I к
(3)
(4)
(5)
*1 =*2, (6)
где: а - скорость звука в рабочей среде с плотностью р; /РЕЗ - частота настройки резонатора
Гельмгольца, / - граничная частота контура,
образованного центральным индуктивным каналом и промежуточной акустической емкостью объемом Упр с сопротивлениями *2.
5. Принципиальная схема гасителя
Гаситель должен обеспечивать подавление колебаний при их распространении по магистралям в прямом и обратном направлениях в диапазоне частот 40...300 Гц. На частоте 40 Гц снижение амплитуд колебаний не менее 5.6 Дб. Для выполнения установленных требований необходимо, чтобы гаситель имел с обеих сторон волновые сопротивления в структуре которых преобладают активные составляющие при значении коэффициента собственного затухания КС>4. Поскольку продольные размеры гасителя ограничены условиями его размещения в системе, то обеспечить требуемые акустические характеристики устройства можно развитием его структуры в поперечном направлении. Проектными расчетами установлено, что структура гасителя должна иметь два контура. Один контур обеспечивает расширение частотного диапазона эффективной работы устройства, другой контур обеспечивает увеличение затухания при низких частотах колебаний [3]. Гидравлическая схема предлагаемого гасителя приведена на рис.8.
Ж1- дроссель резонатора Ж2- дроссель внуїрсннсі о гаснгеля
Рисунок 8. Принципиальная схема гасителя с проектными размерами основных элементов
Гаситель имеет цилиндрический корпус диаметром ^нар и протяженностью Ьк. Внутренняя полость корпуса гасителя цилиндрической
вставкой диаметром dвн разделена на две камеры: наружную и внутреннюю. Внутренняя цилиндрическая камера имеет наружный диаметр <івн и через отверстия жиклеров Ж2 на входе и выходе сообщается со входом и выходом профилированного проточного тракта гасителя. Этот контур гасителя обеспечивает расширение частотного диапазона его эффективной работы. Наружная цилиндрическая камера имеет внешний и внутренний диаметры соответственно ^нар и dвн. Камера сообщается с входной частью профилированного проточного тракта гасителя через жиклер Ж1 и трубку протяженностью /г и диаметром dг. Эта трубка является “горлом” резонатора, назначение которого - увеличить эффективность гасителя на низких частотах.
6. Эффективность применения гасителей
Согласно введенным обозначениям проектные размеры основных элементов гасителя, приведенные на рис.8 следующие:
1ч=850 мм, 4=200 мм, dц=42 мм, dг=41 мм, dвн=294 мм, ^нар =652 мм,
Произведя расчет по формулам (3) - (5) получим следующие значения: частота настройки резонатора Гельмгольца -188,9 Гц, а граничная частота контура - 526 Гц. Эти данные подтверждаются результатами эксперимента, представленными на рис. 9.
На рис. 9 представлена спектрограмма для уровней ГДШ, измеряемых на трубопроводе диаметром 150 мм без глушителей - кривая Поставыш ДУ150 (1) и с глушителями по обеим сторонам трубопровода - кривая ГГШ1,2. Измерения представлены для давления 20 кг/см и расхода воды 25 м /ч на входе. На рассчитанных по формулам (3) и (4)частотах, наибольшая эффективность в применении глушителей.
Заключение
Предложенный комплекс мероприятий по снижению собственной акустической помехи гидравлического стенда позволяет снизить уровни гидродинамического шума в источниках (регулирующих клапанах) и на измерительном участке. Использование принципа частотного регулирования параметрами насосного агрегата, с применением частотного преобразователя, позволяет минимизировать или даже исключить необходимость дросселирования регулирующими клапанами, что существенно
снижает уровни акустической помехи стенда, реализует плавные запуск и остановка насосов, помогающие избегать пиков давления в магистралях, снижает риск повреждений, утечки и износ подшипников и редукторов насоса. За счёт применения регулирования скорости вращения в зависимости от режима работы стенда существенно снижается потребление электроэнергии насосными агрегатами. Для устранения собственных акустических помех стенда на малых расходах на входе и выходе измерительного участка предлагается устанавливать гасители гидравлических пульсаций потока, показавшие свою эффективность в области генерации насосных гармоник.
F, Гц (N <П О
Рисунок 9. Уровни ГДШ с гасителями и без них
Литература:
1. Проектирование насосных станций и испытание насосных установок/ В.Ф. Чебаевский, К.П. Вишневский, Н.Н. Накладов. - М. : Колос, 2000. - 376 с.
2. Преобразователь частоты Е1-Р7012 (версия 1.11) для нагрузки насосного типа. Каталог применений. -М.: Веспер,2013.- 76 с.
3. Макарьянц Г. М., Крючков А. Н., Шахматов Е. В., Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Фёдоров А. Е. Подавление гидродинамического шума в испытательном стенде.//Известия Самарского научного центра Российской академии наук. т.15, №6(6), 2013, с. 201-210.
1Юрий Алексеевич Гладилин, кандидат технических наук, доцент кафедры "Машины и оборудование бытового и жилищно-коммунального назначения" СПбГЭУ, тел.: +7(812) Зб84289; e-mail: gladil_01@mail.ru; 2Георгий Михайлович Макарьянц, кандидат технических наук, доцент кафедры автоматических систем энергетических установок СГАУ, тел.: +7(84б) 2б7-4б-59; e-mail: georgy.makaryants@gmail.com.
