Источники вибрации и шума судовых энергетических установок

3. ИСТОЧНИКИ ВИБРАЦИИ И ШУМА СУДОВЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК Источники вибрации и шума паротурбинной установки (ПТУ): 1. Механического происхождения - вибрация машин и механизмов с вращательным и возвратнопоступательным движениями; 2. Гидродинамического происхождения - пульсация давления (расхода) потока жидкости при работе нагнетательных машин, турбулентность в местах изменения сечения или направления движения потока, а так же турбулентность пограничного слоя. 3. Аэродинамического происхождения характеризуются излучением колебательной энергии от скоростного потока воздуха, газа или пара при работе нагнетательных установок, а так же турбулентностью потока газа при движении в трубопроводах. Элементы ПТУ как источники вибрации и шума 1. К классу машин, механизмов и оборудования относятся: турбины, насосы, редукторы, паровой конденсатор, электрические машины, подшипники, гребной винт. 2. К регулирующим устройствам и арматуре относятся: манёвровое устройство, клапаны, дроссельные шайбы, захлопки. 3. К трубопроводам относятся: участки труб, сильфонные компенсаторы, рукава, шланги, патрубки. 3 1 2 1. Машины, механизмы и оборудование 1.1. Главная турбина является источником механической вибрации и аэродинамического шума низких, средних и высоких частот. Механическая вибрация турбины обусловлена прежде всего динамической неуравновешенностью ротора, а также вибрацией дисков и лопаток. Спектральные составляющие вибрации турбины в основном кратны частоте вращения ротора. Ослабление посадки опорных подшипников в корпусе турбины приводит к появлению в спектре вибрации субгармоник частоты вращения вала, точно 1/2 или 1/3 от оборотной частоты, а при биении опорных подшипников или вихре масляной плёнки появляются дискретные составляющие несколько меньше половины частоты вращения вала (40-49)%fоб. Вибрации лопаток и дисков возбуждают внутри корпуса турбины интенсивный шум с широким спектром частот 100-6000 Гц. Измерение виброакустических характеристик главной турбины НОРМЫ ВИБРАЦИИ ОПРЕДЕЛЯЮТСЯ ПО ГОСТ 25364-97 Свыше 11,2 мм/с эксплуатация ГТ не допускается Зависимость среднего квадратического значения виброскорости на подшипниковых узлах (в полосе 10-1000 Гц) от оборотов главной турбины 1. Машины, механизмы и оборудование 1.2. Турбогенератору присущи те же причины и источники вибрации и шума, что и главной турбине, а также вибрация и шум генератора, вызванное дисбалансом ротора и вращением вентилятора в воздушной среде, и магнитный шум, который вызывается электромагнитными силами, действующими в зазоре между ротором и статором. ГЕНЕРАТОР ТУРБИНА СТАТОР РОТОР 1. Машины, механизмы и оборудование 1.3. Насосы являются основными источниками механической вибрации и гидродинамического шума трубопроводных систем во всем диапазоне звуковых частот. На судах, как правило, используются лопастные (центробежные, осевые, вихревые), объёмные (поршневые, винтовые, шестерёнчатые) и струйные насосы. Лопастные насосы Центробежный насос Осевой насос Вихревой насос Объемные насосы Поршневой насос Винтовой насос Шестерёнчатый насос Струйные (газоструйные) насосы 1. Машины, механизмы и оборудование 1.3.1. Лопастные насосы – одна из самых распространённых групп насосов на морских объектах. Основными причинами вибрации и шума лопастных насосов являются механические, гидродинамические и электрические процессы, обусловленные конструкцией насоса, режимом его работы, условиями эксплуатации энергетической установки. В спектрах вибрации и шума лопастных насосов, как правило, на фоне широкополосного шума имеются явно выраженные дискретные составляющие: N • оборотной частоты насоса f об  n , 60 • лопастной частоты насоса f лоп где Nz  n, 60 N – число оборотов ротора насоса в минутe, об/мин; z – число лопастей в рабочем колесе насоса; n = 1,2,3... – номера гармоник. f1л f1л f2л f2л f3л f3л Уровни гидродинамического шума в трубопроводной системе экспериментального стенда при работе насоса ЦН-104: ________ – N=1830 об/мин; __________ – N=2700 об/мин Низкочастотная область гидродинамического шума и вибрации лопастных насосов определяются в основном двумя процессами: • механическими – от неуравновешенных сил инерции ротора, погрешностей обработки элементов подшипников и центровки роторов, которые проявляются на частоте вращения насоса и её гармониках; • гидродинамическими – от силового взаимодействия лопастей с переменным полем давления, проявляющегося в спектрах на лопастной частоте, и её составляющих более высокого порядка. Рабочее колесо центробежного насоса г) Картины вихреобразования: (а) в проточной части рабочего колеса; (б) отрыв потока от поверхности лопасти; (в) поверхности разрыва скоростей при выходе потока из рабочего колеса; (г) вторичные течения в местах сопряжения с боковыми стенками Зависимость виброакустических характеристик насоса от режима его работы: 1, 2, 3 – характеристики сети; 4 – расходно-напорная характеристика насоса при N = const; 5 – изменение вибрации и шума насоса при отклонении режима работы от номинального; 6 – рабочая точка насоса Отклонение режима работы насоса от расчётного обуславливает ещё один источник гидродинамического шума - кавитацию. Во входе в насос из перекачиваемой жидкости начинают выделяться пузырьки растворенного в ней газа. Перемещаясь далее с потоком жидкости в насос, газ конденсируется, и пузырьки лопаются. Это явление и называется кавитацией. Существенную роль на виброакустическую интенсивность лопастных насосов играет неоднородность поля скоростей непосредственно перед рабочим колесом и насосом и после него. В реальных трубопроводных системах рабочие лопатки колёс насосов обтекаются потоком, скорость и направление которого периодически меняются во времени. Отклонение вектора абсолютной скорости потока поступающего на рабочие лопатки от оптимального угла (а), приводит к дополнительному вихреобразованию и образованию локальных зон пониженного и повышенного давления, причём в зонах пониженных давлений возможно появление кавитации (б,в) даже надокавитационных режимах работы насоса. Возникновение кавитации на лопастях насоса при отклонении угла набегания потока от оптимального На виброакустическую активность лопастных насосов влияет неравномерность потока рабочей среды на входе в насос. Теоретически расчёт насосов ведётся для турбулентных течений с эпюрой скоростей потока в сечении напоминающую трапецию (а). Наличие изгибов оси трубопровода, изменение проходных сечений в местах установки дроссельных шайб, клапанов, арматуры приводит к искажению осевой симметрии потока. Для того чтобы асимметричный профиль потока снова приобрёл осевую симметрию необходимо наличие прямого участка трубопровода длиной =(20-40)Dy, чего в судовых условиях практически не бывает. Как правило, поток жидкости поступает на рабочее колесо насоса с осевой не симметрией (б). Это приводит к тому, что результирующая гидродинамическая сила будет приложена к рабочему колесу не по оси ротора, а с некоторым эксцентриситетом "е", что приводит к росту уровней на оборотной частоте и кратных гармониках. Приложение результирующей гидродинамической силы к рабочему колесу в идеальном (а) и реальном (б) потоках Установка выравнивающих решёток перед рабочими колёсами (особенно осевых насосов) позволяет снижать уровни вибрации и гидродинамического шума. 1/3-октавные спектры Узкополосные спектры Уровни пульсаций давлений до (толстые линии) и после (тонкие линии) установки выравнивающей решётки перед осевым насосом. 1.3.2. Винтовые насосы При работе винтового насоса наблюдается пульсация подачи, обусловленная сжимаемостью жидкости и обратным потоком в момент перехода очередной рабочей камеры из полости всасывания в полость нагнетания. Периодичность соединения этих камер с полостью нагнетания приводит к пульсациям давления Основным источником шума и вибрации винтовых насосов является импульсная подача жидкости в напорный трубопровод. 2 кПа 20,2 мсек 20,2 мсек 20,2 мсек сек Временные сигнал с датчика давления, установленного на напорном трубопроводе насоса, в частотном диапазоне до 12,8 кГц fоб 2fоб Спектр уровней вибрации на фундаменте винтового насоса в частотном диапазоне 0-400Гц Основным источником шума и вибрации объёмных насосов является импульсная подача жидкости в напорный трубопровод, которая сопровождается периодическими гидравлическими ударами. Спектр пульсаций давления в направлении потока имеет много гармоник, кратных основной частоте ударов, поэтому возможно появление резонансных колебаний объёма жидкости в напорном трубопроводе. Резонансная частота колебаний столба жидкости может быть определена как: где с – скорость распространения звука в жидкости; h – высота столба жидкости. 1.3.3. Электронасосы с преобразователем частоты обеспечивают возможность регулирования скорости вращения насоса. СТАТОР РОТОР Общий вид преобразователей частоты приводов электродвигателя Разрез электронасоса Основным источником шума и вибрации насоса является: • дискретные составляющие частоты сети, преобразователем частоты; • широтно-импульсные модуляции. формируемые Циркуляционный электронасос ГЭН-300 с регулируемой частотой вращения 1. Машины, механизмы и оборудование 1.3. Главный и вспомогательный конденсаторы являются источниками как механической вибрации, так гидродинамического и аэродинамического шума. Причиной механической вибрации и аэродинамического шума является вихревое возбуждение трубок конденсатора отработавшим в турбине паром, который имеет достаточно большие скорости истечения. Схема конденсационной установки: ТЦН – турбоциркуляционный насос; КН – конденсатный насос; МО – масло-охладитель; ВО – воздухоохладители машинного отделения. Зависимость уровня вибрации труб от скорости потока: I – турбулентность; II – отрыв вихрей; III – гидроупругая неустойчивость Интенсивные колебания трубок теплообменных аппаратов могут возникать и при наибольших скоростях потока пара. Так, например, при совпадении частоты отрыва вихрей с частотой собственных колебаний трубок возникают резонансные явления (область II). Поэтому при проектировании трубчатых теплообменных аппаратов необходимо иметь частоты собственных колебаний трубок по возможности выше, чтобы при всех режимах работы ПТУ уровни вибрации трубок находились в области I. Гидроупругие вибрации трубок в пучках превалируют при больших скоростях потока (область ΙΙΙ). Они проявляются под действием гидродинамических сил, возникающих при выходе трубок из равновесного состояния в процессе вибраций. U Для определения частоты отрыва вихрей используют формулу Струхаля: f  Sh где Sh – число Струхаля; U – скорость потока; d – наружный диаметр трубы. d 1. Машины, механизмы и оборудование 1.4. Редуктор. Механическая вибрация зубчатых редукторов обусловлена не идеальностью зацепления зубьев рабочих колёс, деформацией зубьев в момент зацепления приводящей к удару, а также дисбалансом зубчатых колёс. Эти возмущения могут совпадать с частотами собственных колебаний корпуса, колёс и других частей редуктора, вызывая при этом резонансные явления и увеличивая, таким образом, шум и вибрацию редуктора. 2. Регулирующие устройства и арматура Источники шума и вибрации маневровых устройств, клапанов, дроссельных шайб, захлопок по своему происхождению носят разнообразный характер: • гидродинамические или аэродинамические шумы (в среднем и высокочастотном диапазоне); • механическая вибрация, вызванная неустойчивой работой клапанов (низкие частоты). При неудачной конструкции распределительных элементов с сильными сужениями на пути потока рабочей среды, последняя приобретает очень высокую скорость и завихрения, создавая тем самым шум (свист), охватывающий иногда узкую полосу частот, а иногда широкую в диапазоне средних и высоких частот. Шум, создаваемый распределительными элементами, зависит в основном от массового расхода и от отношения давлений до и после клапана. Вихреобразование в распределительном элементе Маневровые устройства ПТУ В маневровом устройстве объединены быстрозапорный, маневровый и разобщительный клапаны. Типы клапанов Шаровой клапан Угловой клапан Мембранный клапан Проходной клапан 2. Регулирующие устройства и арматура Механическое возбуждение регулирующих устройств возникает вследствие гидроупругого взаимодействия нестационарного турбулентного потока рабочей среды с конструктивными элементами регулирующих устройств. Этот процесс проявляется в виде ударов тарелок клапанов о седла в процессе открытия и закрытия, вибрации тарелок в процессе работы клапанов и задвижек, колебаний дисков дроссельных шайб. Клапан с тарелкой 2. Регулирующие устройства и арматура (а) (б) (в) Картины вихреобразования при обтекании потоком: (а) – дроссельной заслонки; (б) – дроссельной шайбы с центральным отверстием; (в) – дроссельной шайбы с множеством отверстий Дроссельные шайбы с одним центральным отверстием вносят вклад в общие уровни шума и вибрации трубопроводной системы в области средних и высоких частот, в данном примере в диапазоне частот от 750 до 1150 Гц. Уровни гидродинамического шума в трубопроводной системе Ду150: до и после установки дроссельной шайбы с одним центральным отверстием dотв = 68 мм при перепаде давлений 55 кПа Уровни вибрации и шума дроссельных шайб с распределёнными по площади отверстиями может быть весьма значительным и характеризуется появлением в спектре широкополосного пьедестала с явно выраженной дискретной составляющей fш, которая по уровню превышает дискретные составляющие насоса как на оборотной fоб, так и на лопастной fл частотах. Уровни гидростатического шума в трубопроводной системе Ду 150 при наличии в ней дроссельной шайбы с 39 отверстиями диаметром 11 мм при перепаде давлений =45 кПа Характерной особенностью дроссельных шайб как источников виброакустической энергии является то, что частота дискретной составляющей уменьшается со снижением перепада давления на шайбе (или скорости потока) и при некотором значении перепада давлений вклада в формирование уровней вибрации и шума трубопроводной системы не наблюдается. Влияние перепада давлений на дроссельной шайбе на гидродинамический шум: 2. Регулирующие устройства и арматура Кавитационные явления в распределительных устройствах возникают только в гидравлических системах. Механизм кавитационного шумообразования включает в себя два основных фактора. Это – мощная ударная волна, возникающая при схлопывании паровой полости, и микроструи, появляющиеся при этом за счёт локальных градиентов давления. Избежать кавитации можно путём выбора устройства с коэффициентом расхода: P P kf  1 2 P1  P где Р1 и Р2 – давление жидкости на входе и выходе устройства; Рv – давление насыщенных паров жидкости. Теоретически правильный выбор коэффициента kf позволяет исключить возникновение кавитации. Тем не менее на практике это явление довольно часто имеет место. Многочисленные исследования показывают, что интенсивность кавитации и уровни кавитационных шумов зависят от статического давления рабочей среды, геометрии проточных частей и размеров распределительных устройств. 2. Регулирующие устройства и арматура Спектральный анализ вибрации и гидродинамического шума распределительных устройств показывает, что виброакустическая энергия: • механического происхождения формируется в низкочастотном диапазоне, обычно это область частот 20…1500 Гц; • аэродинамический или гидродинамический шум доминирует в диапазоне частот до 5 кГц; • кавитационный шум преобладает в диапазоне частот от 5кГц до 50 кГц. 3. Трубопроводы Трубы являются неотъемлемой составной частью всех судовых энергетических установок и при транспортировании по ним рабочих сред они также являются источниками гидродинамического или аэродинамического шума. Причиной шума в трубах являются вихреобразования и вторичные течения при изменении направления потока рабочей среды в коленах трубопроводов и т.д. Уровень шума трубопроводов зависит от скорости транспортировки рабочей среды, от числа отростков, изменений сечений и лежит в диапазоне от самых низких до высоких частот. Кроме этого следует отметить то, что системы трубопроводов представляют собой превосходные пути распространения вибраций и шума от виброактивного оборудования к корпусным конструкциям судна. 3. Трубопроводы 3.1. Фасонные части трубопроводов (колена и тройники) Зоны отрыва потока в колене Картина потока в криволинейном канале 3.2. Автоколебания в потоках, обтекающих полости 1. Гидродинамические колебания – это колебания обусловленные внутренней неустойчивостью потока. В трубопроводных системах гидродинамические колебания имеют место при обтекании потоком: • осесимметричных внутренних полостей вследствие наличия участка трубы с большим внутренним диаметром, чем основной трубопровод; • жёстко связанных со штоком затворов и тарелок клапанов; • полостей, облицованных перфорированными поверхностями. 3.2. Автоколебания в потоках, обтекающих полости 2. Гидрорезонансные автоколебания – колебания связанные с наличием резонансных явлений. В трубопроводных системах гидрорезонансные колебания имеют место в: • щелевых потоках; • полостях с внутренним удлинением; • отрезках труб на участках разветвлений; • резонаторах Гельмгольца. 3.2. Автоколебания в потоках, обтекающих полости 3. Гидроупругие автоколебания – колебания, происходящие совместно с колебаниями твёрдой деформируемой границы. Примерами гидроупругих колебаний в трубопроводных системах являются: • вибрирующие затворы и тарелки клапанов; • колебания сильфонных компенсаторов; • трубок теплообменных аппаратов и другие. 3.3. Сильфонные компенсаторы (а) (б) Сильфонный компенсатор: (а) – общий вид; (б) – вихреобразование в гофрах Компенсатор сильфонный с обтекателем 1- фланец; 2 - гофрированная оболочка сильфона; 3 - обтекатель 4. Борьба с вибрацией и шумом в источниках Борьба с вибрацией и шумом в источниках колебаний является наиболее перспективной, первоочередной и актуальной. Мероприятия по снижению виброакустической интенсивности источников разработанные еще на этапе проектирования машин, механизмов, систем и оборудования требуют наименьших затрат и времени по доведению судовых энергетических установок до предъявляемых требований по виброакустическим характеристикам. 4.1. Снижение вибрации и шума источников механического происхождения Для снижения виброакустической интенсивности источников механического происхождения необходимо, прежде всего по возможности, уменьшить дисбаланс роторов турбин, насосов, вращающихся частей редукторов, упорных подшипников, что достигается более тщательной статической и динамической балансировкой, ужесточением допусков на изготовление и сборку, повышением частоты поверхности трущихся деталей, а также выбором типа оборудования. Снижению виброактивности судового оборудования способствуют конструктивные мероприятия по снижению вероятности попадания в резонанс отдельных узлов и деталей при работе на расчетных режимах, введением в конструкции упругодемпфирующих материалов. Это относится к лопаткам и дискам паровых турбин, деталям эжекторов, трубным пучкам конденсаторов и теплообменников, гребным винтам и т.д. 4.1. Снижение вибрации и шума источников механического происхождения Важным моментом является правильный выбор режимов работы элементов судовой энергетической установки, т.к. отклонение режимов работы элементов от расчетных, как правило, сопровождается усилением их шума и вибрации. Большую роль в повышении виброактивности гидросистем играют механические и гидроупругие, особенно резонансные колебания элементов клапанов, распределительных устройств, сильфонных компенсаторов и других. Для снижения виброактивности систем необходимо обеспечить максимальную динамическую устойчивость этих элементов. Если вибрации все же возникают, желательно, чтобы они затухали как можно быстрее. Необходимо иметь данные о динамических характеристиках элементов гидросистем и еще на стадии их проектирования тщательно согласовывать характеристики элементов и гидросистем между собой. 4.2. Снижение вибрации и шума источников гидро- и аэродинамического происхождения Гидродинамический и аэродинамический шум, являющийся результатом пульсирующего потока или турбулентности рабочей среды в волноводах, в ряде случаев может быть доминирующим в общем шуме СЭУ. Кроме того, пульсирующий и турбулентный потоки рабочей среды могут вызвать интенсивные механические колебания трубопроводов и элементов ЭУ, значительно ухудшая ее виброакустические характеристики. Борьба с источниками гидро- и аэродинамического происхождения должна вестись на всех стадиях создания ЭУ - от научно-конструкторских разработок до изготовления и пусконаладочных работ. Снижение уровней гидро- и аэродинамического шума достигается в первую очередь созданием совершенных, с точки зрения, гидро-аэродинамики проточных частей, рабочих колес, лопаток турбомашин и насосов. Необходимо разработать более совершенные конструкции судовой арматуры и оборудования, а также создать и более широко использовать малошумную регулирующую и дросселирующую арматуру. 4.2. Снижение вибрации и шума источников гидро- и аэродинамического происхождения Судовые трубопроводы также являются источниками гидродинамического и аэродинамического шума. В поворотах трубопроводов, ответвлениях и местах изменения проходных сечений происходит вихреобразование движущегося потока рабочей среды и, как следствие, уровни шума тем больше, чем выше скорости течения рабочей среды, меньше радиусы изгиба и больше углы поворота. В этом аспекте применение составных труб нежелательно, а радиусы изгиба труб должны быть по возможности больше. В местах изменения проходных сечений использовать плавные конфузоры и диффузоры. А также другие мероприятия, обеспечивающие снижение вихреобразований, исключение кавитационных явлений.