WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!


 

На правах рукописи

Берестовицкий Эрлен Григорьевич

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ И СРЕДСТВ

СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИИ И ШУМА

ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИБОРОВ СИСТЕМ

УПРАВЛЕНИЯ ТЕХНИЧЕСКИМИ СРЕДСТВАМИ

Специальность 01.04.06.

Акустика.

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание учёной степени

доктора технических наук

Санкт-Петербург

2011 г.

Работа выполнена в открытом акционерном обществе

«Концерн «Научно-производственное объединение «Аврора».

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, доцент

Горин Сергей Васильевич

доктор технических наук, доцент

Крючков Александр Николаевич

доктор технических наук, профессор

Майзель Александр Борисович

Ведущая организация: федеральное государственное унитарное предприятие, государственный научный центр «Центральный научно-исследовательский институт имени академика А.Н. Крылова», г. Санкт-Петербург

Защита состоится  22 сентября 2011 года в 1600 в аудитории 167 на заседании диссертационного совета Д212.228.04 Санкт-Петербургский Государственный Морской Технический Университет по адресу: г. Санкт-Петербург, Ленинский проспект, дом 101.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке СПбГМТУ.

Автореферат разослан  2011 г.

Учёный секретарь диссертационного совета

Д 212,228.04.

кандидат технических наук, профессор                                Васильев Б.П.

I. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.



Актуальность темы. Одной из важнейших проблем современной промышленности и транспорта является необходимость постоянного снижения вибрации и шума поставляемого оборудования, среди которого особое место занимают гидравлические приборы (ГП) систем управления (СУ). Снижение шума и вибрации этих приборов существенно улучшает условия работы обслуживающего персонала, что является особенно важным при управлении кораблями, судами , объектами общепромышленного назначения и атомной энергетики. Кроме этого шум и вибрация приборов вносят свой вклад в формирование подводной шумности кораблей ВМФ, ухудшая их скрытность.

Исследования в области снижения виброактивности ГП в нашей стране начались в 60-ых годах, после того как первые результаты работ по снижению вибрации механизмов привели к тому, что их вклад в формирование шума и вибрации стал сопоставим с шумом, обусловленным работой трубопроводных  систем. В этих исследованиях принимали участие специалисты ОАО «Концерн «НПО «Аврора», ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова, ЦКБ МТ "Рубин", СПМБМ "Малахит" и другие организации.

Исследования показали, что снижение акустической энергии, формирующейся в самих элементах трубопроводных систем при течении в  них  рабочей среды, возможно только путем совершенствования их проточных частей, а решение проблемы создания малошумных приборов СУ не возможно без создания специализированного стенда с низким уровнем собственных акустических помех. Только наличие экспериментально-стендовой базы позволяет обеспечить:

- экспериментальное выявление связи между гидравлическими  и  виброакустичесеими  характеристиками  ГП СУ;

- определение конструктивного исполнения малошумных приборов, в которых исключена кавитация;

- минимизацию влияния турбулентности потока за счет уменьшения скорости струи при дросселировании жидкости;

- исключение образования крупномасштабных вихрей;

- минимизацию влияния волновых процессов при нестационарных режимах работы.

В силу отсутствия такой базы не удавалось создать достоверные методы расчета виброактивности  ГП, что не  позволяет однозначно выбрать наиболее предпочтительные с точки зрения малошумности компановочные и схемно-режимные решения  как для ГП так  и  для  самих  СУ.

Поэтому тема исследования «Разработка методов и средств снижения вибрации и шума ГП СУ техническими средствами (ТС)» является несомненно актуальной.

Диссертация написана по результатам исследований, выполнявшихся в НПО «Аврора» в период с 1980 по 2010 год непосредственно автором, либо под его научным руководством, либо при его творческом участии.

Цель и задачи исследования.

Целью настоящей работы  является разработка методов и средств снижения вибрации и шума ГП СУ ТС по результатам исследований выполненных на созданной экспериментальной стендовой базе и научное обоснование полученных результатов.

Для достижения поставленной цели  необходимо решение следующих задач:

  1. Создать экспериментально-стендовую базу для отработки ГП СУ ТС с низким уровнем собственных акустических помех.
  2. Разработать научно-методические основы проектирования малошумных ГП, позволяющие:
  1. определить оптимальный принцип дросселирования для заданного режима работы прибора;
  1. получить основные гидравлические параметры проточной части;
  1. выполнить расчет вибрации и шума ГП на стационарных и нестационарных режимах работы.

3. Обосновать основные принципы конструктивного исполнения проточных частей ГП СУ.

4. Создать методики проведения экспериментальных исследований по снижению шума и вибрации ГП.

Методика выполнения исследований.

Работа выполнена на основе комплексных теоретических, экспериментальных и расчетных исследований, а также конструкторских разработок.

Поиск и выбор вариантов конструктивного исполнения малошумных приборов осуществлялся посредством вариантных расчетов разработанных математических моделей.

Научная новизна.

1. Разработаны методы и средства снижения вибрационных и гидродинамических помех, передаваемых на измерительные участки стенда,определен частотный  диапозон применимости этих средств и получены аналитические выражения для расчета их конструктивных параметров.

2. Впервые разработана структура программного управления заданием и поддержанием параметров рабочей среды, позволяющая обеспечить минимальный уровень вибрации, передаваемой от регулирующих органов(РО) на измерительный участок стенда, разработана математическая модель автоматизированного стенда, проведены динамические исследования, показавшие возможность технической реализации предложенной структуры.

       3. Впервые экспериментально определены коэффициенты местного гидравлического сопротивления,  кавитации  и  расхода для РО СУ, работающих в переходной области  чисел Рейнольдса.  Проведена аппроксимация экспериментально определенных основных параметров РО и получены математические  выражения, позволяющие  выполнить сравнительный анализ результатов с количественной их оценкой на стадии проектирования;

4. Впервые обоснованы научно-методические основы проектирования малошумных ГП СУ, разработан акустический метод расчета, позволяющий выбрать безкавитационный режим работы ГП  и произвести расчеты параметров проточной части обеспечивающие заданные трабования по виброакустическим  характеристикам( ВАХ.)

Практическая ценность работы.

Практическая ценность работы заключается:

- в разработке научно-методических основ проектирования малошумных ГП СУ, что позволяет на стадии проектирования оценить ВАХ прибора и определить оптимальные характеристики средств акустической  защиты, необходимых для каждой конкретной системы,

- в предложенных основных принципах конструктивного исполнения проточных частей малошумных ГП СУ, что позволяет обеспечить заданные акустические характеристики,

- в  разработке основ проектирования комплексно-автоматизированных стендов и методов снижения уровней их собственных помех, использование которых позволяет значительно уменьшить вибрацию, передаваемую на измерительный участок.

Реализация работы.

Результаты работы реализованы:

  1. при модернизации стендовой базы ОАО «Концерн «НПО «Аврора»;
  1. при модернизации стенда ЦКБ «Армас»;
  1. при проектировании малошумной арматуры НПО «Аврора», «ЦКБА», ЦКБ «Армас»;
  1. в гидравлических приборах, изготавливаемыех заводами  «Варяг», «Армалит-1», «Нептун».

За создание уникальной стендовой базы и на ее основе малошумных приборов СУ техническими средствами коллектив ученых под научным руководством автора настоящей работы удостоен премии правительства РФ в области науки и техники в 2007 году.

За создание новой техники, внедрение ее в производство и улучшение виброакустических характеристик  кораблей автор настоящей работы награжден медалями «300 лет флоту России» и «100 лет подводного флота России».

На защиту выносятся:

  1. Методы снижения уровней собственных акустических помех комплексно-автоматизированных стендов за счёт применения известных и вновь разработанных средств виброгашения, методики расчета этих средств и результаты экспериментального исследования, подтверждающие их эффективность.
  1. Научно-методические основы проектирования малошумных ГП, позволяющие:
  1. определить оптимальный принцип дросселирования для заданного режима работы;
  1. получить основные гидравлические параметры проточной части, включая профиль дросселирующего элемента;
  1. выполнить расчет вибрации изделия на стационарных и нестационарных режимах работы.

3. Основные принципы конструктивного исполнения проточных частей  ГП СУ.

4. Методики и результаты экспериментальных исследований подтверждающие эффективность разработанных методов снижения шума и вибрации ГП.

Достоверность

Достоверность результатов выполненных теоретических и экспериментальных исследований, использованных при обосновании всех основных положений научно-методических основ проектирования малошумных ГП, подтверждена данными виброакустических испытаний созданных ГП.

Апробация работы.

Основные результаты, выводы и практические рекомендации, полученные в процессе выполнения настоящей работы, докладывались на заседаниях научно-технических советов НПО «Аврора», на отраслевых, межотраслевых российских  и  всесоюзных семинарах и конференциях.

Результаты работ, положенные в основу диссертации, представлялись  автором на 21 Российских и Международных конференциях и симпозиумах по шуму и вибрации. Шум и вибрация на транспорте 1994, 1996, 1998, 2002, NSN’2003 годах, Санкт-Петербург; Международный симпозиум по системам трубопроводов ISOPE EUROMS, Москва 1999 г.; Механика неоднородных деформируемых тел: методы, модели, решения, Севастополь 2005 г.; Самара 2006 г., Экологический конгресс ELPIT, Тольятти 2007 и 2009 г.г.; Transport noise and vibration, Таллин 1998 г.; Международный акустический конгресс, Берлин 1999 г.; Internoise – 2001, Гаага 2001 г.; Форум акустиков, Севилья 2002 г.; International Congress on sound and Vibration, Стокгольм 2003 г.; Международный конгресс по шуму и вибрации ICSV12, Лиссабон 2005 г.; ICSV13, Вена 2006 г.; ICSV14, Ливон 2007 г.; ICSV17, Каир 2010 г.

Публикации.

По проблеме, представленной в диссертации, опубликовано 52 научных работы, в том числе 28 статей, 11 докладов, 1 тезисы доклада, 9 авторских свидетельств, 1 патент РФ, 2 коллективных монографии. Доля автора составляет от 50 до 80 %. В изданиях, опубликованных в перечнях ВАК, 9 статей, все статьи написаны лично автором ,его доля составляет от 65 до 75%.

Структура и объем работы.

Диссертационная работа состоит из введения, семи глав, заключения, списка цитированной литературы и  приложения. Основное содержание работы изложено на 315 страницах текста, включает 150 рисунков и 13 таблиц. Список литературы состоит из 158 наименований, приложение на 5 страницах.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении приводится общая характеристика состояния вопроса по созданию модели динамического взаимодействия потока с обтекаемыми внутренними поверхностями ГП СУ и  разработке  методов расчета их виброакустических характеристик.

Обосновывается актуальность проблемы снижения шума и вибрации СУ путем снижения виброактивности определяющего источника - ГП.

Проводится анализ опубликованных работ в области динамического взаимодействия потока с обтекаемыми поверхностями, формулируются цели и задачи исследований.

В первой главе конкретизируются задачи исследования. Показано, что ГП современных СУ характеризуются исключительным разнообразием параметров и выполняемых ими функций, в силу чего проточные части практически всех приборов с точки зрения гидродинамики являются плохообтекаемыми.

При течении рабочей среды в них формируется акустическая энергия, которая проявляется в виде вибрации, гидродинамического (ГДШ) и воздушного шума (ВШ). Источником этой энергии является процесс взаимодействия рабочей среды, проходящей через проточную часть, с обтекаемыми поверхностями корпуса прибора.

Решение задачи о колебаниях и излучении упругих конструкций при воздействии произвольной нагрузки обычно определяется методом импульсных характеристик. Точное математическое представление с использованием этих соотношений может быть получено для  достаточно ограниченного класса задач, т.е. для тех задач, для которых известна функция Грина. Кроме этого необходимо знать характеристики внешнего воздействия, которые в настоящее время получены только для случая наружного обтекания. Таким образом, строгое математическое решение задачи об акустическом возмущении внутренним потоком конструкций с произвольными  конструктивными  неоднородностями  в настоящее время невозможно.

Имеющиеся данные по коэффициентам кавитиции Кс и коэффициентам гидравлического сопротивления определены исключительно для случаев течения рабочей среды в зоне развитой турбулентности, т.е. в той области чисел Рейнольдса, где они не зависят от скорости потока, а потеря давления на рассматриваемых элементах прямо пропорциональны квадрату скорости,  рекомендуемые  коэффициенты гидравлических сопротивлений также относятся к квадратичной области.

Из изложенного следует необходимость проведения экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих создать методологию проектирования безкавитационных малошумных приборов, отвечающих предъявляемым к ним требованиям во всём диапазоне их возможной работы. В том числе:

- разработать требования, предъявляемые к стендам для исследования ВШХ ГП и доработать стенды в соответствии с этими требованиями;

- разработать и апробировать методы выявления источников стендовых помех и средства их снижения;

- разработать методики экспериментального исследования ВШХ ГП с различными рабочими средами;

- провести экспериментальные исследования и сформулировать рекомендации по снижению виброактивности ГП с различными рабочими средами.

Во второй главе рассмотрены проблемы создания специализированного стенда для проведения испытаний ВШХ ГП

Формулируются требования, предъявляемые к стендам.

Дается описание процесса распространения колебательной мощности по трубопроводам.

При этом рассматриваются все виды колебаний собственно трубопровода (два изгибных, продольные и крутильные колебаний). Кроме этого учитываются также акустические колебания в рабочей среде.

Выделяется участок, на котором отсутствуют различные посторонние элементы, такие как фланцы или штуцера, колена, тройники, подвески трубопровода, гибкие вставки и т.п., т.е. выделенный участок трубопровода представляется прямым стержнем кругового поперечного сечения. При стремлении длины этого участка к нулю получаем мощность, проходящую через выделенное сечение.

  (1)

Первый член в выражении (1) описывает колебательную мощность, переносимую продольными колебаниями стенок трубопровода. Второй и третий - мощности, переносимые изгибными колебаниями трубопровода в плоскости XOY и XOZ, четвертый – мощность, переносимую крутильными колебаниями трубопровода, пятый - мощность, переносимую плоскими акустическими волнами, распространяющимися в рабочей среде.

Таким образом, зная параметры акустических колебаний как собственно трубопровода, так и его рабочей среды, с использованием известных геометрических характеристик трубопровода можно рассчитать поток полной колебательной мощности, проходящий через любое сечение трубопровода.





Теоретически обоснована возможность экспериментального определения места источников акустического возбуждения в системе трубопроводов. Это базируется на том факте, что поток излучаемой активной колебательной мощности всегда направлен от источника колебаний.

Показано, что место расположения источника должно характеризоваться максимальной величиной фазы колебаний.

Предложен метод обнаружения источников акустической мощности в трубопроводах. На нем произвольно выбираются две контрольные точки. В этих точках измеряются фазы колебаний (интересующего нас типа колебаний) относительно какой-либо произвольной опорной точки. В соответствии с вышесказанным та точка, в который фаза колебаний  больше, расположена ближе к источнику колебаний. Эта точка оставляется, следующая точка выбирается по направлению ближе к возможному источнику колебаний. После этого процесс измерений фазы повторяется до того момента, пока не будет определено место с максимальной фазой колебаний.

В третьей главе рассмотрены вопросы, связанные с разработкой методов и средств снижения стендовых помех и их реализация при модернизации стенда ВШХ ОАО «Концерн «НПО «Аврора»

На основе разработанных методов были определены источники стендовой помехи и разработаны средства её снижения.

Применительно к модернизированному стенду потери колебательной энергии при ее распространении от источника акустического возмущения по длине трубопровода определяются выражением:

,  где LH - уровень вибрации источника;

- затухание вибрации на j -том участке трубопровода;

- количество участков трубопровода.

Величина затухание вибрации на каком-либо j -том прямолинейном участке трубопровода определяется по формуле:

                               (2)

где:         - наружный диаметр,  Hj- толщина стенки,

  - плотность материала , lj - длина j -того участка,

- модуль упругости материала стенок трубопровода;

- круговая частота; - коэффициент потерь, учитывавший наличие рабочей среды.

Полученные аналитические выражения позволили выполнить расчет падения уровня вибрации для трубопроводов различных диаметров и построить графически зависимость .

По графикам, изображенным на рис.1, можно определять соотношения длины и диаметра трубопроводов, обеспечивающие минимальные уровни вибрации, передаваемые по трубопроводам.

Рис. 1. Расчетное снижение уровня вибрации по длине трубопровода, в зависимости от его конструктивных размеров на частотах 50, 315, 1000, 10000 Гц.

Одним из наиболее доступных и эффективных способов снижения низкочастотных вибраций является использование виброзадерживаюших масс (ВЗМ).

Если представить массу в виде массива, охватывающего трубопровод со всех сторон и разрезать его вместе с трубопроводом по образующей, то полученную конструкцию можно считать пластиной с некоторой толщиной h, длиной а и высотой b.

Тогда виброизоляция поля изгибных колебаний ВЗМ, установленной на пластине, может быть представлена уравнением (3):

                       (3)

где        , - масса пластины и ВЗМ;

,   - волновые числа изгибных и крутильных колебаний ВЗМ;

- волновое число изгибных колебаний пластины;

а - длина ВЗМ;

Эффективность применения железобетонного ВЗМ размерами , , с хомутовым креплением стального трубопровода диаметром 0,15 м, заполненного водой под давлением 5 МПа и объемным расходом  в час иллюстрирует рис. 2.

Рис. 2. Третьоктавные спектры вибрации трубопровода диаметром 0,15 м: спектр 1- до ВЗМ, спектр 2 - после ВЗМ.

Для снижения высокочастотных пульсаций в потоке рабочей жидкости, генерирующих высокочастотные вибрации трубопровода, весьма эффективно использование гибких развязок. Развязки представляют собой коллекторы, соединенные между гибкими шлангами, проходное (суммарное) сечение которых больше или равно проходному сечению трубопровода.

Известно, что акустическая мощность, излучаемая источником, пропорциональна квадрату расхода, т. е. или проходному сечению. Если источник имеет «n» проходных каналов с суммарным сечением S, то акустическая мощность одного канала , а суммарная мощность n - каналов - и , таким образом, наличие n - трубопроводов вместо одного, большей площади, уменьшает излучаемую энергию пропорционально 1/n.

При замене одного трубопровода на n - трубопроводов с равной суммарной площадью сечения и, введя коэффициент m , учитывающий снижение уровня вибрации, передаваемой по трубопроводу, получаем падение уровня вибрации на развязке:

,                                        (4)

На рис. 3 представлены результаты расчета и экспериментальные данные для гибкой развязки из 40 шлангов с радиусом R = 0,01 м, скоростью потока = 2 м/с, m = 5 и подводящим трубопроводом диаметром 0,2 м с жидкостью (водой), объемный расход – . Показана эффективность на средних и высоких частотах.

Рис. 3. Эффективность гибкой развязки на рабочем режиме: 1 - перепад вибрации расчетный, 2 - перепад вибрации экспериментальный

Для снижения уровня ГДШ, источником которого на ряду с насосными агрегатами является подпорный клапан, на сливном трубопроводе, в районе подпорного клапана,  установлена гибкая вставка. Эффективность этого мероприятия показана на рис. 4.

Рис. 4. Третьоктавные спектры ГДШ до (1) и после (2)

установки гибкой вставки.

Предложена структура системы программного управления заданием и поддержанием параметров рабочей среды, позволяющая обеспечить минимальный уровень вибрации, передаваемой от регулирующих органов на измерительный участок стенда. Разработана математическая модель автоматизированной установки и выполнены динамические исследования, показавшие возможность технической ее реализации.

Разработан и реализован оригинальный способ программного управления заданием и поддержанием параметров рабочей среды с использованием ЭВМ.

Способ основан на поддержании бескавитационного перепада давления на всех клапанах, которые регулируют параметры рабочей среды

Все необходимые стендовые регулировки производятся так, чтобы гарантированно обеспечивалось отсутствие кавитационнных явлений в регулирующих клапанах.

В результате внедрения разработанных мероприятий достигнуто значительное снижение общего уровня вибрационной помехи стенда (рис. 5).

Рис. 5. Изменение спектрального состава вибрационной помехи на измерительном участке при скорости потока рабочей среды 1 м/с

1 – 2007 год, 2 – 1982 год.

Впервые, с учетом разработанных и внедренных мероприятий создан уникальный стенд, обеспечивающий возможность проведения гидравлических и виброакустических испытаний ГП на соответствие современным и перспективным требованиям по ВАХ.

В четвертой главе рассмотрены результаты экспериментальных исследований регулирующих органов (РО) СУ пароэнергетическими установками (СУ ПЭУ). Сформулированы основные требования, предъявляемые к гидравлическим устройствам СУ ПЭУ.

Показано, что для создания РО необходимо критически проанализировать известные соотношения для определения местных гидравлических сопротивлений, в том числе: коэффициент гидравлического сопротивления , потери при внезапном изменении сечения, потери в диафрагмах, коэффициент сжатия струи, потери в конфузорном переходе.

Проведен всесторонний анализ конструктивных, гидравлических и вибрационных характеристик РО корабельных СУ ПЭУ. Для экспериментальных исследований были выбраны следующие варианты РО:

односедельные и двухседельные плунжерные клапана с линейной и равнопроцентной пропускными характеристиками; двухступенчатый РО; клетковые макеты разной конфигурации; регулирующий орган с цилиндрическим затвором и профилированными окнами.

Проверка большинства из перечисленных РО в едином корпусе позволила выполнить сравнительный анализ их кавитационных характеристик с исключением возможного влияния на эти характеристики параметров самого корпуса.

Структурная схема проточной части клапана  представлена на рис. 6 .

Рис.  6. Схема проточной части прибора.

С целью определения кавитационных и виброакустических характеристик раздельно ступеней двухседельных корабельных РО были изготовлены специальные макеты различных вариантов седел и затворов, отличающихся углами кольцевых конфузоров и их количеством. За счет профилировки элементов проточной части обеспечивалась возможность определения искомых характеристик при различном направлении подачи рабочей среды.

Показано, что известные эмпирические зависимости для расчетов не учитывают специфических особенностей корабельных РО.

В то же время знание характера и особенностей зависимостей типа =(Rе) и их математических выражений для расчетов коэффициентов корабельных РО необходимы как при проектировании, так и при выявлении зависимости акустических параметров от основного параметра - гидравлического сопротивления.

Приводятся результаты экспериментальных исследований  общего характера зависимостей =(h), =(Rе) от гидравлических параметров корабельных РО, а также сравнительный анализ полученных результатов с аналогичными данными РО общепромышленного назначения.

Общий характер зависимостей Кv=f (h) РО, реализующих равнопроцентные характеристики за счет выполнения профиля в виде линейного конфузора и коноидальной части приведен на рис. 7.

Рис. 7. Зависимости Кv=f(h) ряда РО.

Пропускные характеристики анализируемых РО достаточно близки по характеру, линейны в пределах конфузоров, а наклон их соответствует углам конусности конфузоров. Полученные зависимости используются в ходе проектирования ГП.

Методика обработки экспериментальных данных и характер исследуемых зависимостей =(Rе) показаны на примере типового корабельного РО.

Рис. 8. Зависимости коэффициентов гидравлического сопротивления от числа Рейнольдса =(Rе).

Анализ приведенных на рис. 8. зависимостей =f (Re) показывает, что для всех зависимостей = f (Re) характерно уменьшение с ростом Re, т.е. процессы проходят в переходной области.

Предложен и апробирован, применительно к РО корабельных СУ, вибрационный метод определения коэффициентов кавитации.

Этот метод позволяет определить характер изменения  уровней вибрации в турбулентном и кавитационном режимах в зависимости от основных гидравлических параметров, а также выявить влияние на указанные величины вибрации конкретных конструктивных особенностей исследуемых РО. Метод дает возможность определения значений коэффициентов Кс по началу возникновения самого процесса кавитации и может быть применен при исследовании РО, работающих при любых значениях чисел Рейнольдса и величинах пропускной способности.

Для выявления влияния кавитации на ВШХ выполнены исследования РО при работе их как в бескавитационных режимах, так и при наличии кавитации. Полученные при относительном открытии затвора l=0,16 экспериментальные зависимости Lв=(р) для значений противодавлений р2=1,0 и 10,0 кгс/см2 приведены на рис.9.

Рис.9. Зависимости Lв=(р)

- Р2=1,0 кгс/см2

- Р2=10,0 кгс/см2.

Отличительная черта бескавитационного режима – незначительные величины вибрации в низком и среднем диапазоне частот, с некоторым повышением в высокочастотной области.

С появлением кавитации характер вибрации значительно меняется. В первую очередь возрастает вибрация на частоте 10 кГц, достигая величины 75 дБ. При дальнейшем увеличении перепада уровни достигают значений (85…88) дБ и далее практически не меняются, при этом начинается рост уровней вибрации на более низких частотах.

Как показывает практика, обычно уровень вибрации на частоте 10 кГц является определяющим.

Проведенный анализ виброшумовой активности РО показал, что ВШХ как параметр отражает особенности гидродинамики проточных частей РО.

Глава пять посвящена результатам разработки методов расчета конструктивных параметров РО СУ ПЭУ. Приводятся методики расчета различных вариантов проточной части прибора. Предложен акустический метод расчёта малошумных ГП.

При выполнении акустического расчета предполагается, что кавитация в потоке отсутствует, т.е. выполняется условие χ≥2. Расчет должен производиться для двух режимов работы прибора: для стационарного и нестационарного.

В стационарном режиме работы гидравлического клапана основным источником вибрации, замеряемой на опорных и неопорных связях, являются турбулентные пульсации давления. Оценка влияния турбулентности на спектр вибрации является сложной научной задачей, строгое решение которого невозможно.

Приближенный метод, положенный в основу расчета проточных частей ГП, основан на имеющийся информации по результатам испытаний аналогов, которая позволяет принять некоторый частотно-зависимый коэффициент Nst, характеризующий передаточную функцию прибора , где - частотный спектр виброускорения на опорных связях прибора, а p2 - спектр среднеквадратичного значения давления потока. Данный подход дает достаточно хороший результат в зоне частот  1 кГц – 10 кГц и позволяет при проектировании устройств осуществить экспертную оценку альтернативных вариантов.

Приближённая оценка, полученная в процессе изучения проблемы, основана на энергетическом подходе к колебательному процессу. Величина колебательной мощности прибора определяется зависимостью:

       ,                                        (5)

где:         - модуль единичного радиуса сферы;

Sh – число Струхаля;

- средняя пульсационная скорость потока;

f – частота;

– пульсационная составляющая скорости;

- площадь боковой поверхности усечённого конуса, на которой происходит дросселирование;

, - поправочные коэффициенты, учитывающие условия на границах вода-сталь, вода-титан соответственно.

Опуская промежуточные выкладки, уровни вибрации по ускорению можно представить в виде:

       ,                        (6)

где:         Вт – пороговое значение мощности;

М – масса прибора;

- частота собственных колебаний прибора на амортизаторах;

f – текущая частота.

При расчете, боковая поверхность конуса, на которой происходит дросселирование, разбивается на n частей площадью , а расстояние от этих фрагментов площади до расчетной точки составит 2i. По результатам обработки большого количества экспериментальных данных определены значения Nst(f), которые целесообразно использовать при расчетах гидроприборов. Значения Nst относительно 10-8 приведены в табл. 1.

Таблица 1. Значения Nst(f).

f, Гц

1000

1250

1600

2000

2500

3150

4000

5k

6,3k

8k

10k

Nst/10-8

54,3

49,70

48,56

48,22

46,52

43,31

32,55

24,08

15,70

12,82

9,75

Из анализа коэффициента Nst(f) следует, что резкий спад функции наблюдается на частотах f > 3150 Гц, следовательно, конструктивно приборы способны интенсивно поглощать высокочастотные колебания.

Нестационарный режим определяет уровни ГДШ в трубопроводе радиу -са R.

В случае произвольного возбуждения, когда функцию пульсационной составляющей расхода можно представить в виде Фурье-разложения, уровни ГДШ в трубе определяются функцией.

  (7)

Результаты расчета уровней вибрации  для одного из режимов работы ГП сопоставленые с экспериментальными данными  приведены на рис. 10.

Рис. 10. Сопоставление экспериментальных и расчётных уровней вибрации гидроприбора: 1– расчёт; 2 – эксперимент;

Приводятся рекомендации по компоновке корабельных РО и конструированию их профильной части.

При этом  для минимизации погрешности при определении значений Кс по предложенной методике целесообразно исходить  из следующего:

- значения противодавления р2 необходимо выбирать таким образом, чтобы точка, соответствующая  перепаду давлений, при котором  появляется  кавитация не находилась на начальном участке характеристики гидродинамической вибрации, которая обычно характеризуется значительным изменением производной, поскольку  в этом случае достаточно трудно  определить значения критических перепадов давлений с необходимой точностью;

- стремиться к значительному увеличения значений р2 также не  следует, поскольку, с увеличением противодавления уменьшается наклон «кавитирующей» ветки по отношению к зависимости La=ƒ(Δр) при бескавитационном режиме,  что также может сказаться на погрешности в определении искомых значений Кс.

Для уменьшения вибраций на средних частотах при разработке РО могут быть рекомендованы следующие меры:

  1. смещение резонансной частоты затвора за пределы полосы самовозбуждения за счет рационального размещения опор затвора, изменения его массы и геометрических размеров, а также компоновки элементов РО;
  1. увеличение длин верхней и нижней направляющих затвора РО;
  1. организация плавного входа потока в проточную часть РО, в том числе  за счет использования приборов с наклонными расположением плунжера (по отношению к подключенным трубопроводам) или угловых клапанов;
  1. увеличение сечения выходного патрубка и создание его плавной формы для предотвращения ударов потока о стенки РО.

С использованием вибрационного метода, в результате достаточно большого объема экспериментальных исследований, применительно к односедельным, двухканальным и двухступенчатым РО, для расчета значений коэффициентов гидравлического сопротивления одноступенчатых РО с проточной частью в виде кольцевых конфузоров (с конусностью ) и определения значений коэффициентов кавитации Кс РО от их конструктивных параметров получены эмпирические зависимости:

                                          (8) 

С учетом изложенного, при проектировании проточной части РО САР корабельных ПЭУ получена удобная для использования зависимость, позволяющая по заданным значениям расхода среды, давлению перед РО  и  площади фланца РО на входе потока, определить площадь минимального сжатого сечения проточной части, при которой начинается процесс кавитации:

                                                                                       (9)

На основе приведённых выше методик расчёта РО были спроектированы, изготовлены и поставлены на заказы питательные, дроссельные и байпасные клапана СУ ПЭУ, а также регулятор давления рабочей воды, состоящий из клапана с проточной частью, реализующей инерционно-вязкостные потери на асимметричном кольцевом зазоре.

На рис. 11 приводятся результаты измерений ВАХ пускового питательного клапана ППК-1 входящего в СУ «Алькор», в котором  реализованы предложения автора, поставляемого на вновь строящиеся заказы и аналогичного клапана для систем «Муссон», находящихся в эксплуатации.

Рис.11. Спектрограмма вибрации систем «Алькор» и «Муссон» Рн/Рсл =26,5/23 кгс/см2, Q=40 м3/час.

Рассчитанная и изготовленная по предлагаемой методике проточная часть клапана ППК позволила снизить уровень вибрации на 7-8 дБ практически на всём диапазоне частот.

В главе шесть приводятся результаты экспериментальных исследований и разработка на их основе методов расчёта конструктивных параметров регулирующих органов систем управления движения (СУД).

СУ ПЭУ и СУД функционально выполняют различные задачи, кроме этого в СУД в качестве рабочей среды используется жидкость ПГВ и минеральные масла. Вследствие этого проточные части ГП принципиально отличаются, что делает необходимо отдельное их рассмотрение.

Исследование виброакустических и гидравлических характеристик приборов СУД проведены применительно к номенклатуре приборов, построенных на базе традиционных золотников с двумя каскадами дросселирования, а также на золотниках нового типа с четырьмя каскадами дросселирования.

Исследования проводились как на стационарных, так и на нестационарных режимах.

Показано, что реализация допустимого числа кавитации в проточной части гидравлического устройства является одним из основных критериев, используемых при проектировании малошумных ГП.

Предложен метод многокаскадного дросселирования, обеспечивающий возможность перераспределения перепадов давления на отдельных каскадах дросселирования с целью реализации допустимого числа кавитации. При этом могут использоваться различные принципы распределения перепадов давления на n каскадах дросселирования.

Установлено, что дросселирование с использованием инерционных потерь ограничено с точки зрения улучшения ВАХ, так как различные конструктивные исполнения каскадов дают сравнительно узкий диапазон изменения коэффициента сопротивления i. Включение в каскад дросселирования конструктивных элементов, реализующих вязкостные потери, существенно расширяет возможности обеспечения бескавитационного режима течения жидкости.

Наиболее существенно на уровни вибрации влияет конструкция каскада дросселирования гидравлического устройства, а также параметры течения жидкости. С увеличением давления , и сохранением числа кавитации вклад в виброактивность возрастает, т.е. для многокаскадного устройства с равным запасом кавитации на каждом каскаде дросселирования определяющими по виброактивности являются первые по течению жидкости каскады.

Экспериментальные исследования виброактивности типового ГП СУД и экспериментального, спроектированного с использованием принципа многокаскадного проектирования, показывают высокую эффективность на средних и высоких частотах (рис.12).

      L, дБ

F, Гц

              0  10               100               1000          10000                Рис. 12. Сравнительная характеристика виброактивности гидроприборов:

  1. спектр вибрации типового гидроприбора

с двумя каскадами дросселирования;

  1. спектр вибрации экспериментального гидроприбора

с четырьмя каскадами дросселирования.

Выполнен анализ основных гидромеханических источников виброактивности ГП в стационарных режимах работы, на базе которого получены расчетные зависимости, позволяющие на стадии проектирования приборов снижать уровни вибрации от действия кавитации и турбулентности потока. Результаты расчетов и экспериментальные исследования показали возможность прогнозирования уровней вибраций на стадии проектирования ГП СУД, что необходимо использовать при оценки различных вариантов схемно-конструктивных решений.

В реальных условиях ГП СУД работают непрерывно, причём в основном в нестационарных режимах. Виброактивность приборов в этих режимах существенно возрастает, так как происходит динамическое взаимодействие приборов управления СУД с гидроприводами рулевых машин и судовой системой гидравлики, которая в этом случае должна рассматриваться как система с распределёнными параметрами.

Волновые процессы, возникающие в трубопроводе в граничных сечениях  с прибором управления, распространяются по линии со скоростью звука и, отражаясь от неоднородностей и граничных сечений, обуславливают появлениие гидравлических ударов.

В связи с этим экспериментальные исследования приборов в нестационарных режимах, проведённые впервые на существующем стенде, имели цель определить на сколько вибрация приборов с различными проточными частями отличается от вибрации в стационарных режимах

С этой целью исследовано влияние процессов, возникающих при нестационарных режимах работы, на виброактивность приборов, результаты исследования носят общий характер и могут быть приняты при проектировании любых гидравлических устройств

Исследование кавитации в нестационарном режиме работы, с учетом акустического метода расчета, показывает, что колебательная мощность от действия кавитации может быть представлена зависимостью

,          (10)

где:         P*(t) –временная функция амплитудного давления.

Колебательная мощность j – той нестационарной  струи определяется 

  ,                                (11)

где: Sh – число Струхаля. – частотнозависимый коэффициент определяющий связи между вибрацией ГП в определенном диапазоне частот и его гидравлическими параметрами.

Зависимость (11) предполагает, что механизм образования колебательной мощности для нестационарной струи не меняется по сравнению со стационарной. Это допущение основано на том, что выполняется соотношение tнр>>пр = 2l / c , где tнр – продолжительность нестационарного режима, пр – фазовое время пробега волны на длине струи. Выполнение этого условия позволяет рассматривать нестационарный режим как квазистационарный.

При нестационарном режиме возникают существенные волновые процессы, характеризующиеся колебаниями давления в гидролиниях. Параметры колебаний давления определяются из совместного решения уравнений движения жидкости и граничных условий, характерных для данной гидросистемы.  При взаимодействии волны давления с гидравлическим устройством возбуждается вибрация последнего на собственных частотах вынужденных колебаний. Колебательная мощность от действия волновой составляющей имеет вид

,                 (12)

где:        - волновая составляющая давления, определяемая с учётом параметров в напорной (сливной) линии;

S – площадь воздействия волновой составляющей;

r1 – характерный размер площади воздействия волны;

rизмн , rизмc – расстояния между поверхностями воздействия волны и измерения со стороны напора и слива соответственно.

Эта величина определяет вклад волновых процессов в вибрацию гидравлических устройств при нестационарных режимах работы.

С учетом всех составляющих имеем уровни виброакустических характеристик ГП в нестационарном режиме работе в виде:

,  (13)

где:         n – количество источников кавитации;

m   количество источников турбулентности;

l –        количество источников возбуждения волновых процессов.

Для расчета по формуле (13) необходимо определить значения частотнозависимых коэффициентов при воздействии каждого типа источников и частотные области существования связей. Результаты расчета вибрации  ГП в нестационарном режиме работы, сопоставленные с экспериментальными данными, представлены на рис.13.

Рис.13. Вибрация гидроприбора в нестационарном режиме работы:

1.  Экспериментальные данные; 2. Расчётные данные.

На основе проведённых  исследований разработана инженерная методика расчёта проточных частей.

В главе рассмотрены также результаты экспериментальных исследований виброактивности распределительной золотниковой пары, которая является основным элементом приборов СУД.

Показано, что в акустической системе, образованной пространством между поясками золотника, собственные частоты колебаний могут находиться в зоне частоты автоколебаний.

Чтобы избавиться от резонансов имеются две возможности:

  1. уменьшение возмущающей силы;
  1. смещение собственной частоты в область, где проявление резонансов может не оказывать влияние на нормируемые виброакустические характеристики прибора.

Для этого необходимо уменьшать скорости истечения в щелях за счет введения многокаскадного дросселирования и уменьшения акустических упругостей полостей, куда происходит истечение жидкости.

Исследования показали, что прямоугольная форма дросселирующей щели способствует возникновению автоколебаний. Представляется целесообразным выполнять щель как набор круглых мелких отверстий. В этом случае одна мощная струя разобьется на ряд мелких струй, а расширяющиеся ядра отдельных струй будут перекрывать друг друга и взаимно гасить кинетическую энергию в результате турбулентного перемешивания.

Таким образом выполненный анализ основных гидромеханических источников виброактивности ГП в нестационарных режимах работы, на базе которого получены расчетные зависимости,  позволяет на стадии проектирования приборов принимать меры для снижения уровней вибрации от действия кавитации, турбулентности потока и волновых процессов.

В главе семь показаны результаты использования разработанных методов при создании малошумных  электрогидравлических приборов (ЭГП) и агрегатов (ЭГА).

Необходимость разработки новых ЭГП  была продиктована, с одной стороны, требованиями по снижению шумности ГП, с другой стороны, уменьшением объемов, предназначенных для размещения ЭГП  в помещениях кораблей и судов. В связи с чем было положено начало созданию малошумных ЭГА.

При создании агрегата были решены задачи уменьшения объема в 1,5 раза, массы в 1,2 раза, электрических вводов в 2 раза, гидравлических вводов в 7 раз по сравнению с монтажом на раме и были получены необходимые раходно-перепадные и виброакустические характеристики.

С целью обеспечения требуемых ВАХ для ЭГА был разработан распределитель, реализующий принцип параллельно-последовательного дросселирования. Применен распределитель с 8 каскадами последовательного дросселирования. Суть последовательного дросселирования состоит в том, что весь перепад, срабатываемый на распределителе, определенным образом распределятся по его каскадам – дросселирующим окнам таким образом, чтобы скоростной напор в каждом дросселирующем окне не превышал статическое давление в данном сечении, а давление предыдущего каскада было подпором для последующего.

Экспериментальные исследования ЭГА подтвердили правильность технических решений, принятых при конструировании в обеспечение, с одной стороны, специфических требований по работе в условиях значительно внешнего гидростатического давления и, с другой стороны, удовлетворяющих современным требованиям по уровню ВАХ, что отражено на рис. 14.

Рис. 14. Сравнительная диаграмма вибрационных характеристик ЭГА и гидроприбора НГ 3 поколения.

В заключении приводятся основные результаты и выводы:

  1. Обоснован метод экспериментального определения местонахождения источников акустического возбуждения трубопроводных систем,  основанный на том, что фаза ускорения для всех типов волн, распространяющихся как по структуре, так и по рабочей среде трубопроводов, имеет тенденцию уменьшаться по мере удаления от источника этих колебаний. Место расположения источника должно характеризоваться максимальной величиной фазы колебаний.
  2. Предложен метод снижения уровня собственных помех стенда за счёт целенаправленного применения известных и новых, применительно к установкам для проверки ВАХ ЭГП, средств виброгашения. Определён частотный диапазон применимости различных средств виброгашения и получены аналитические выражения для расчёта их эффективности, позволяющие определить конструктивные оптимальные параметры.
  3. Предложен метод гашения гидравлических пульсаций рабочей среды, передаваемых от источников на измерительный участок, путём применения гибких развязок оригинальной конструкции и разработана методика их расчёта.
  4. Разработаны рекомендации по схемно-конструктивному построению комплексно-автоматизированных стендов с низким уровнем собственных помех. Предложена структура системы программного управления заданием и поддержанием параметров рабочей среды, что позволяет обеспечить минимальный уровень вибрации, передаваемый от регулирующих органов на измерительный участок установки. Разработана математическая модель автоматизированной установки, проведены динамические исследования, показавшие высокую эффективность  предложенной  структуры  СУ  и  выполнена  её  техническая  реализация.
  5. Впервые экспериментально определены коэффициенты местного гидравлического сопротивления, коэффициенты кавитации  и коэффициенты расхода  в переходной области  чисел Рейнольдса  для  РО корабельных и судовых СУ, работающих именно в этой области.  Выполнена аппроксимация экспериментально определенных основных параметров РО и получены математические выражения, использование которых позволяет выполнить сравнительный анализ результатов с их количественной оценкой на стадии проектирования.
  6. Предложен оригинальный вибрационный метод определения коэффициентов кавитации, позволяющий по характеру изменения уровней вибрации на одной из частот ( например f=10кГц)  в функции перепада давлений на исследуемом РО при постоянной величине противодавления, т.е. по характеру зависимости Lв=f(p), обеспечить возможность нахождения  фактических кавитационных параметров с минимальными погрешностями.
  7. Впервые разработан акустический метод расчета гидроприборов, исходя из принципа малошумности, который  позволяет выбрать безкавитационный режим работы ГП, произвести расчёты параметров его проточной части и ожидаемый уровень ВАХ, и определить условия, гарантирующие соответствие уровней вибрации заданным требованиям.
  8. Рассмотрены физические особенности виброактивности распределительной золотниковой пары, являющейся основным элементом приборов СУД. Показано, что основной причиной появления дискретных составляющих спектра вибрации являются автоколебания конструкции, возникающие при истечении струи из дросселирующей щели. Установлено, что направление истечения в дросселирующей щели вносит большой вклад в возбуждение дискретной составляющей вибрации.
  9. Сформулированы основные принципы конструктивного исполнения ГП СУ ПЭУ и СУД,  предложен  ряд конструкций малошумных РО и инженерные методики их расчетов. Результаты испытаний этих РО показали, что их виброактивность существенно ниже, чем у используемых ранее аналогов.

Основные практические результаты работы:

  1. Впервые, с учётом разработанных и внедрённых средств виброгашения, создана уникальная специализированная установка, обеспечивающая возможность проведения гидравлических и виброакустичеких испытаний  приборов гидроавтоматики на соответствие современным и перспективным требованиям по ВАХ;
  1. Достигнуто снижение максимального уровня виброактивности ГП СУ ТС с 60 до 30 дБ за счёт исключения кавитации проточной части приборов, минимизации влияния турбулентности и уменьшения интенсивности волновых процессов на нестационарных режимах работы.

Малошумные приборы, спроектированные с использованием разработанных автором методов, поставляются на все строящиеся корабли, суда и объекты общепромышленного назначения.

ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

Публикации в ведущих рецензируемых изданиях, рекомендованных ВАК РФ

1. Берестовицкий Э. Г., Обуховский С. А. Проблемы создания современного специализированного стенда для виброакустических испытаний приборов и СУ // Судостроение. 2006.  №4,  с. 42 – 46 (автор – 75%).

2. Берестовицкий Э. Г., Обуховский С. А. Малошумность как критерий качества проектирования ГП //Судостроение. 2007. №2, с. 34 – 37 (автор – 75%).

3. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Лебедев С. В. Снижение виб-роактивности приборов СУ движением кораблей и судов // Судостроение. 2007. № 5, с. 43 –  46 (автор – 75%).

4. Берестовицкий Э.Г., Обуховский С.А. Снижение шума и вибрации СУ транспортными средствами // Известия РАН. Сер. «Машиностроение и экология». Том. 2. 2007,  с. 28 – 33 (автор – 66%).

5. Берестовицкий Э. Г., Лебедев С. В., Ромашов Н. Н. Результаты экспериментальных испытаний ЭГП СУД АПЛ 4-го поколения // Морской вестник. 2007.  № 1, с. 49 – 54 (автор – 66%).

6. Берестовицкий Э. Г., Сарафанов И. А. Вибрационный метод определения критериев кавитации // Судостроение. 2008 .  № 4, с. 32 – 36 (автор – 60%).

7. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И., Волкова Н. В. Применение спирально-тросовых виброизоляторов для морских объектов // Судостроение. 2008.  № 5, с. 42 – 44 (автор – 66%).

8. 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 – 47 (автор – 66%).

9. Берестовицкий Э. Г., Гафуров Т. Х., Грачев И. Ю., Касьян М. И., Ушаков С. И. Реализация импульсного управления  гидравлическими исполнительными механизмами  при  помощи  ЭГБУ на базе  электрогидравлического стенда // Судостроение. 2011.  № 1,  с. 42 –  44 (автор – 66%).

Авторские свидетельства и патенты

10. Берестовицкий Э. Г., Волков А. Н. Сдвоенный клапан // А.С. СССР №358572. 1972 .

11. Берестовицкии Э. Г., Волков А. Н. Двухседельный регулирующий клапан // А.С. СССР №397708. 1973.

12. Берестовицкии Э. Г., Волков А. Н. Односедельный регулирующий клапан // А.С. СССР №561174. 1977.

13. Берестовицкий Э. Г., Филин В. В. Усилитель мощности // А.С. СССР №1008711. 1980.

14. Берестовицкий Э.Г. , Гуткин Г. М., Пурин А. Т. Гидравлический стенд //А.С. СССР №203825. 1983 .

15. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М., Пурин А. Т. Установка для исследований ВАХ ГП // А.С. СССР №250813. 1987.

16. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М., Пурин А. Т. Установка для проверки ВАХ ГП //А.С. СССР №287891. 1989.

17. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М., Пурин А. Т. Способ измерения ВАХ ГП //А.С. СССР №306643. 1990.

18. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М., Пурин А. Т. Установка для испытаний ГП // А.С. СССР №322197. 1991.

19. Берестовицкий Э. Г., Черепашенец Ю. М. Малошумный гидравлический усилитель // Патент РФ №2065090 от 10.08.96.

Монографии

20. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М.,Сарафанов И. А., Черепашенец Ю. М. Малошумные регулирующие устройства СУ техническими средствами. Л.: ЦНИИ «Румб». 1984. – 105 с. (автор – 60%).

21. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Голованов В. И., Сарафанов И. А. Снижение вибрации и шума ГП СУ техническими средствами. СПб.: Изд-во Астерион, 2009. – 315 с. (автор – 50%).

Публикации в других изданиях

22. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М. Результаты экспериментальных исследований стенда для проверки спецхарактеристик ГП // Вопросы кораблестроения. Сер. «Корабельная автоматика». 1982. Вып. 14,  с. 16 – 23 (автор – 75%).

23. Берестовицкий Э.Г., Гуткин .М. Стенд для проверки виброакустических характеристик приборов гидроавтоматики // Вопросы кораблестроения. Сер. «Корабельная автоматика». 1984. Вып. 21,  с. 22 – 29 (автор – 60%).

24. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М. Экспериментальная отработка имитаторов гидравлических устройств для проведения виброакустической аттестации гидравлического стенда // Вопросы кораблестроения. Сер. «Корабельная автоматика». 1985. Вып.23,  с. 18 – 24 (автор – 65%).

25. Берестовицкий Э. Г., Гуткин Г. М. Собственные помехи стенда для проверки виброакустических характеристик приборов СУД// Кораблестроительная промышленность. Сер. «Автоматика и телемеханика». 1986. Вып. 2, с. 31 – 41 (автор – 60%).

26. Берестовицкий Э. Г., Павлов А. Н. Автоматизация процессов измерения и обработки полученных результатов виброакустических характеристик СУ ТС // Кораблестроительная промышленность. Сер. «Автоматика и телемеханика». 1986. Вып. 4,  с. 32 –  40 (автор – 66%).

27. Берестовицкий Э. Г., Черепашенец Ю. М. Акустические помехи специализированного стенда и методы их устранения // Судостроительная промышленность. Сер. «Автоматика и телемеханика». 1990, с. 18 – 28 (автор – 60%).

28. Берестовицкий Э. Г., Павлов А. Н. Акустическое проектирование малошумных приборов // Техническая акустика. 1994. Вып.3 – 4 , с. 34 – 37 (автор – 75%).

29.  Berestoviski E., Gladilin U., Pavlov A. Elaboration methods and passive units of vibrodamping oscillations diffused by a source along a tubing // Fourth international congress on sound and vibration. Proceeding. - St. Petersburg, 1996. p. 1024 – 1030 (автор – 60%).

30.  Berestoviski E., Gladilin U., Pavlov A. Methods of reduction vibroactivity of hydraulic devices and pipes / Proceedings of the international EAA/EEAA symposium Transport noise and vibration. - Tallin, .1998.  p. 407 –  411 (автор – 60%).

31. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Павлов А. Н. Проблемы создания специализированного стенда для виброакустических испытаний приборов и СУ на уровне современных требований // Труды Второй международной конференции по судостроению ISC 98. 1998. С-Пб.:  с. 87 – 91 (автор – 60%).

32. Берестовицкий Э. Г., Корчанов В. М., Сиротников В. З. Разработка методов и средств пассивного виброгашения колебаний передаваемых от источника по трубопроводам //Труды Международного симпозиума по системам трубопроводов ISOPE EUROMS.М  1999, с. 137 – 139 (автор – 66%).

33.  Berestoviski E., Gladilin U., Korchanov V. Low level of noise, as criterion a quality of designing the hydraulic devices // Proceeding of 30 the International Congress and Exhibition on Noise Control Engineering  Internoise – 2001. Den Haag. Holland, 2001, p. 167 – 171 (автор – 60%).

34.  Berestoviski E., Gladilin U., Pavlov A., Romashov N. Vibroacoustical characteristics of an one-piece complete set the electrohydraulic equipment of ship steering engines / Proceedings of 6th international symposium Transport noise and vibration. St. Petersburg, Russia,  2002.  p. 643 – 648 (автор – 50%).

35.  Berestoviski E., Gladilin U., Korchanov V., Sirotnikov V. Estimation of influence on vibroacoustical characteristics of hydrosystems hydro-devices of wave processes at a nonstationary mode of operation./ Proceeding of Tenth international congress of sound and vibration,  2003, Stockholm, Sweden,  p. 517 –  521 (автор – 50%).

36.  Berestoviski E., Gladilin U., Korchanov V., Pavlov A., Sirotnikov V. Basic problems arising in the course of development of low noise hydraulic devices for technical facilities control systems and ways of their solution /Third international conference NSN'2003. Proceedings section C, D. St. Petersburg. Russia.  2003,  с. 123 –  125 (автор – 33%).

37. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Ким Я. И., Лебедев С. В., Ромашов Н. Н. Исследование вибрации в распределительной золотниковой паре // Системы управлений и обработки информации.  2004. № 7,  с. 149  – 158 (автор – 60%).

38. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Ким Я. И., Лебедев С. В., Ромашов Н. Н. Исследование влияния различных факторов на возникновение автоколебаний в золотниковой паре // Системы управления и обработки информации. 2005 . № 8, с. 113 – 121 (автор – 60%).

39. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Ким Я. И., Лебедев С. В., Ромашов Н. Н. Оценка параметров акустических систем, образованным распределительным золотником и гильзой // Системы управления и обработки информации. 2005.  № 9,  с. 115 –  124 (автор – 60%).

40. Берестовицкий Э. Г., Зоммер Г. В., Сарафанов И. А. Результаты экспериментальной отработки двухступенчатого регулирующего клапана // Системы управления и обработки информации. 2005. № 9, с. 107 –  115 (автор – 55%).

41. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И. и др. Определение источников ГДШ стенда контроля ВШХ // Системы управления и отработки информации. 2005. Вып. 10,  с. 140 – 148 (автор – 55%).

42. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И. и др. Методы выявления место расположения источников ГДШ в трубопроводных системах /Материалы Второй международной научно-технической конференции «Механика неоднородных деформируемых тел: методы, модели, решения». Севастополь. 2005,  с. 27 – 36 (автор – 55%).

43. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Корчанов В. М. Оценка влияния на виброакустические характеристики гидроприборов волновых процессов при нестационарном режиме работы /Труды 12-ого международного конгресса по шуму и вибрации. Лиссабон. Португалия. 2005, с.360 – 363 (автор – 50%).

44. Берестовицкий Э. Г., Гладилин Ю. А., Голованов В. И. Возможность выявления места расположения источников гидродинамического шума в трубопроводных системах //Механика неоднородных деформируемых тел: методы, модели, решения. 2005. Орел, с. 15 – 25 (автор – 55%).

45. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И., Кузнецов В. И. Результаты акустической доводки гидравлического стенда контроля ВШХ // Системы управления и обработки информации. 2006 . № 11,  с. 167 – 173 (автор – 55%).

46. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И., Капустин А. С, Сарафанов И. А. Результаты экспериментальных исследований гидродинамического шума типового гидравлического прибора // Системы управления и обработки информации. 2006. №12,  с. 127 – 133 (автор – 55%).

47. Берестовицкий Э. Г., Кузнецов В. И., Франтов А. А. Метод определения и исключения влияния помех стенда при измерении ГДШ изделия по фазовым характеристикам базовых гидрофонов // Системы управления и обработки информации. 2007.  № 14,  с. 150 –  157 (автор – 60%).

48. Берестовицкий Э. Г., Сарафанов И. А. Анализ кавитационных критериев регулирующих органов САР корабельных ПЭУ // Системы управления и обработки информации. 2008 . № 16,  с. 95 –  106 (автор – 55%).

49. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И., Обуховский С. А. Вибрационные характеристики типовых элементов систем гидравлики // Сборник трудов второго международного экологического конгресса ELPIT 2009, Россия. Тольятти: ТГУ, Том З.  с.20 – 25 (автор – 66%).

50. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И., Франтов А. А. Некоторые результаты экспериментального исследования вибрации типовых элементов общесудовой гидравлики // Системы управления и обработки информации.  2009. № 17, с. 144 –  148 (автор – 66%).

51. Берестовицкий Э. Г., Голованов В. И., Обуховский С. А. Снижение вибрации ГП СУ техническими средствами / Пятая международная конференция ВМФ и судостроение в современных условиях.( NSN 2009) СПб.: 2009.  с. 105 –  108 (автор – 75%).

52. Берестовицкий Э.  Г., Брыкалов В. А., Романов Н. Н. Уникальная стендовая база ОАО «Концерн НПО «Аврора» -  гарант качества выпускаемой продукции.// Системы управления и обработки информации. 2010. №19, с. 268 – 275 (автор – 60%).

 





© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.