автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Гидродинамика и виброакустика авиационных комбинированных насосных агрегатов

На правах рукописи

Гаспаров Маркар Сергеевич

ГИДРОДИНАМИКА И ВИБРОАКУСТИКА АВИАЦИОННЫХ КОМБИНИРОВАННЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ

Специальность 05.07.05 — Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустановки летательных аппаратов

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Самара - 2006

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королева» на кафедре автоматических систем энергетических установок

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор Шахматов Евгений Владимирович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Тихонов Николай Тихонович кандидат технических наук, доцент Кондратов Юрий Иванович

Ведущая организация: ОАО «Моторостроитель» (г. Самара)

Защита состоится «16» июня 2006 г. в Ю00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.215.02 при государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королева» (СГАУ) по адресу: 443086, Самара, Московское шоссе, 34.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке СГАУ

Автореферат разослан 12 мая 2006 г.

Ученый секретарь диссертационного совета д.т.н., профессор

Матвеев В.Н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы.

Надежность систем топливопитания авиационных двигателей в значительной степени определяется работоспособностью топливных насосных агрегатов. Неравномерность подачи вызывает пульсации давления, которые распространяются по напорной и всасывающей магистралям и являются одним из основных факторов, дестабилизирующих нормальную работу гидравлических систем. Качающие узлы основных топливных насосов являются, с одной стороны, основными источниками колебаний давления и вибраций в системах и, с другой стороны, сами испытывают значительные динамические перегрузки.

Важной особенностью динамических процессов, протекающих в топливных системах двигателей, предназначенных для высотных летательных аппаратов, является, как правило, наличие кавитационных процессов. Широкое применение в эксплуатации нашли комбинированные насосные агрегаты, включающие в свой состав подкачивающие (шнекоцентробежные) и основные (шестеренные) ступени (ШЦС и ШС). Такие конструктивно сложные агрегаты соединены с множеством трубопроводных магистралей: напорной, перепускной, сливной и всасывания. Проблема работоспособности насосных агрегатов обостряется в связи с необходимостью обеспечения значительного диапазона расходов топлива. Так, например, потребный расход топлива изменяется приблизительно в 40 раз от режима малого газа до максимального форсажного, частота же вращения привода насоса изменяется лишь в 1,5 раза.

Для выявления причин потери работоспособности насосного агрегата необходимо тщательное теоретическое и экспериментальное исследование механизмов динамического взаимодействия его элементов в составе топливной системы, с учетом протекающих в нем кавитационных процессов.

Пель исследования. Целью диссертации является повышение эффективности процессов создания и эксплуатации комбинированных топливных насосных агрегатов на основе физического и численного моделирования гидродинамических и виброакустических процессов в них.

Задачи исследования.

1. Выявление особенностей динамического нагружения комбинированного насосного агрегата, взаимодействия шестеренной и шнекоцентробежной ступеней и определение источников осевого вибронагружения ротора ШЦС.

2. Моделирование структуры течения потока в шнекоцентробежной ступени с целью определения динамических характеристик насоса.

3. Исследование влияния кавитационных процессов на виброакустические характеристики насосного агрегата.

4. Разработка диагностических признаков развития кавитации в комбинированном насосном агрегате.

5. Разработка мероприятий по снижению динамических нагрузок в насосных агрегатах.

Методы исследований. Теоретическая работа выполнена с использованием метода контрольных объемов и метода конечных элементов. При экспериментальных исследованиях использовались: спектрально-корреляционный анализ, вейвлет-аналнз, метод акустической интенсиметрии.

Научная новизна:

1. Впервые обоснован механизм высокочастотного вибронагружения ротора ШЦС, обусловленный совпадением собственных частот лопастей шнека с частотами колебаний, возбуждаемых шестеренной ступенью и срывом концевых вихрей с лопасти шнека.

2. Разработана модель взаимодействия вихревых возмущений в шнекоцентро-бежной ступени с колеблющимися лопастями шнека с учетом влияния гидродинамических процессов в шестеренной ступени.

3. Создана 3-х мерная численная модель шнекоцентробежного насоса, позволяющая оценивать отрывной характер течения потока с образованием вихревых зон.

4. Разработана методика определения пульсационных характеристик насосного агрегата по его внешним акустическим полям, заключающаяся в построении карт интенсивности звука основных гармоник в ближнем поле.

5. Разработаны диагностические признаки развития кавитации в ШС насосного агрегата, основанные на результате вейвлет-разложения его пульсационных характеристик.

Практическая ценность.

Разработана методика построения расчетной сетки для гидродинамического расчета ШЦС, позволяющая учитывать ее конструктивные параметры.

Разработаны конструктивные мероприятия, обеспечивающие снижение динамических нагрузок, действующих на ротор ШЦС.

Разработана численная модель, позволяющая на стадии проектирования определять конструктивные параметры насосного агрегата, гарантирующие минимальные динамические нагрузки.

Разработано устройство диагностирования кавитации в насосах по пульса-ционным характеристикам.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждены на 10-и международных и 3-х всероссийских конференциях.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 11 работ. Из них 7 статей, 4 тезисов докладов.

Структура диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, 4-х глав, заключения, списка использованных источников из 123 наименований, приложений. Общий объем диссертации 166 страниц, 124 рисунков и 10 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении обоснована актуальность темы и выбранного направления исследований, дана краткая характеристика диссертационной работы, сформулированы основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе проведен анализ источников пульсаций шестеренных и шнекоцентробежных насосов и анализ работы комбинированного топливного насосного агрегата в составе топливной системы. Представлены работы по исследованию кавитации в насосах.

Проанализированы основные факторы, влияющие на амплитуду и характер изменения пульсаций давления рабочей среды шестеренного насоса с внешним зацеплением: сам характер организации рабочего процесса насоса, предопределяющий генерирование колебаний жидкости; явление запирания жидкости в межзубовом пространстве; процесс выравнивания давления между двумя полостями при перемещении межзубовой впадины из переходной зоны в полость нагнетания; импульсные утечки жидкости по линии контакта зубьев двух шестерен, обусловленные погрешностью изготовления; радиальные и торцевые утечки жидкости из полости нагнетания в полость всасывания. Для снижения уровня пульсационной производительности шестеренного насоса необходимо принимать меры по устранению вредного влияния запираемой во впадинах зубьев жидкости. Исследованию динамики шестеренных насосов (пульсаций, влияния геометрии разгрузочных канавок, кавитации, шума) посвящены работы Башты Т.М., Юдина Е.М., Кодзимы Э., Чуешко К.Е., Поповского С.Ш., Шахматова Е.В., Артюхова A.B. и др. Существующие математические модели зависят от экспериментальных данных, пригодны для конкретных насосов.

Одним из наиболее распространенных способов снижения кавитации в центробежных насосов является установка на входе предвключенного осевого колеса (шнека). Сложность изучения полей скоростей в шнековых колесах связана с выраженным пространственным обтеканием их лопастей. Экспериментальные исследования различных авторов показали, что любые конструктивные мероприятия, направленные на снижение интенсивности обратных токов при кавитации, существенно повышают надежность насосной системы.

Исследованию кавитационных явлений посвящены работы Натанзона М.С., Пилипенко В.В., Задонцева В.А, Калнина В.М., Бреннена К., Кинелева В.Г., Шальнева К.К. и др. В работах Овсянникова Б.В. исследуются характеристики центробежных насосов с помощью спектрально-корреляционного анализа. В работах Алмазова A.B., Петрова В.И., Карелина В.Я. показано, что вибронагру-жение осевых насосов соответствует высокочастотному спектру частот и вызвано щелевой кавитацией.

а) б)

Рисунок 1. Кавитация в шнеке (а) и результат численного моделирования (б) в пакете СБХ ТА8САо\у 2.12 (синим цветом отображены кавитационные каверны)

В последнее время все большее развитие получает использование современных программных продуктов на основе методов вычислительной гидродинамики. В работах французских (F. Bakir, R.Rey) и канадских (А. Gerber., Т. Ве-lamry) исследователей показаны результаты экспериментальных и численных исследований осевого насоса (рисунок 1). Эти исследования показали, что среднеквадратичная погрешность расчета теоретического напора равна 2,5%.

Наиболее нагруженным элементом конструкции комбинированного насосного агрегата, состоящего из шнекоцентробежной и шестеренной ступеней, является упорный подшипник подкачивающей шнекоцентробежной ступени. Вследствие его износа и разрушения происходит отказ насоса, что существенно снижает надежность двигателей и приводит к досрочному съему насосов ю-за повышенного люфта ротора шнека и крыльчатки насоса.

Известные исследования (стационарные и переходные режимы) не выявили причину разрушения подшипника, поэтому работа по изучению динамических процессов в насосных агрегатах является актуальной. Патентный и литературный анализ работ по снижению пульсаций и повышению антикавитаци-ошгых свойств шестеренных и шнекоцентробежных насосов позволил сформулировать цель и задачи исследований.

Во второй главе разработана модель взаимодействия вихревых возмущений в ШЦС с собственными частотами шнека с учетом влияния гидродинамических процессов в ШС. Из анализа исследований шестеренных насосов выявлено, что при повышенных оборотах значительно возрастают амплитуды пульсаций давления, и максимум энергетического спектра смещается в диапазон высоких частот. Причем пульсации от схлопывания каверн модулированы колебаниями с роторной частотой.

Рисунок 2. Структура взаимодействия элементов насосного агрегата

Течение в шнекоцентробежном насосе состоит из вихревых структур. Одним из интенсивных вихрей является концевой вихрь, имеющий особенность периодически отрываться. Известно, что при совпадении частоты отрыва вихрей с собственными частотами обтекаемого тела происходит интенсификация поверхностных сил и вибраций, вызванных этими силами. А усиление вибрации приводит к интенсификации вихрей. Возбуждение шнека на собственных частотах может происходить также от ШС по внутреннему каналу, в котором реализована разгрузка пульсаций, вызванных кавитационными, процессами и по корпусу через фланец соединения ступеней (рисунок 2).

Структура взаимодействия динамических процессов ШС и ШЦС реализована в пакете Simulink (Matlab). Для учета исходных данных гидродинамических возмущений части необходимо знать структуру течения. Поэтому ШЦС моделируется с помощью метода контрольных объемов с использованием пакета Star-CD.

Предварительно построена трехмерная геометрия ШЦС с патрубками тангенциального слива (рисунок 3) и экспортирована в сеточный генератор Star-CD. Граничными условиями на входе в насос и на сливе являются скорости потока. Ротору ШЦС придано вращение, соответствующее частоте вращения вала. Влияние турбулентности моделируется к-е моделью. В результате расчета получена структура концевого вихря (рисунок 4), по параметрам которого можно определить частоту отрыва. Между кромкой лопасти и корпусам происходит понижение давления, способствующее развитию кавитации. Поэтому следует ожидать развития нестационарной каверны с частотой отрыва v-Sh_Shpg-AH

К h

с образованием вихревых зон, где Sh — число Струхаля (0,2 — 0,3), 1к — максимальная длина каверны перед срывом (половина длины торца лопасти), АН — перепад давления на периферийном участке лопасти, V . характерная скорость течения. На рисунке 5 представлено распределение давления жидкости на ротор ШЦС. По периферии шнека расположена полоса с повышенным давлением, которое будет периодически меняться с частотой, соответствующей частоте отрыва концевого вихря. Выявить характер пульсаций давления перед шнеком можно, определив изменение давления по окружности. Характер пульсаций давления концевой (вихревой) кавитации, воздействующей на поверхность, в большинстве случаев представляют собой случайный процесс, поэтому для их описания используется случайный (гауссовский) шум. Ограничение по частотному диапазону осуществляется с использованием полосовых фильтров с окном Кайзера.

Рисунок 3. Геометрия шне-коцентробежного насоса

На рисунке 6 представлено сравнение экспериментального и расчетного напора ШЦС. Оценка по критерию Фишера показала адекватность модели.

Вихревая зона

Давление, Па

Рисунок 4. Концевой вихрь п=4800 об/мин, <3=1200 кг/час

при

Рисунок 5. Распределение давления жидкости на ротор ШЦС

600

13000

6000 расход кг/чае

Рисунок 6. Расчетный и экспериментальный напоры ШЦС (п=4800 об/мин) ,з

Собственные частоты, Гц

3562

Ь 3971

* 4456

и 4925

ь 5436

Рисунок 7. Форма колебаний на частоте и собственные частоты шнека

<о С

х10л 16

-12

8

т го

ч: 4

¡3 Г

1 2 3

частота, кГц Рисунок 8. Пульсации давления входе в ШЦС

на

Рисунок 9. Структура течения при округлении кромки лопасти шнека

хЮ

со

с:

ф 6

S

X

а> 4 с; н ta то

1

jMLj

4 5 6

2 3 4 5 частота, кГц

Рисунок 10. Пульсации давления та входе в ШЦС при округлении кромки шнека

Собственные частоты шнека, полученные в результате расчета методом конечных элементов и методом простукивания, находятся в диапазоне 3000 - 5500 Гц (рисунок 7).

Пульсации ШС моделируются как полигармонические колебания с учетом увеличения амплитуды высокочастотных составляющих при высоких оборотах. В результате моделирования выявлено, что на определенных режимах происходит совпадение частотного диапазона концевой кавитации с собственными частотами шпека и высшими гармониками пульсаций давления ШС.

При этом усиливается вибрация шнека, тем самым вызывая интенсификацию концевой кавитации (рисунок 8). Предложены и промоделированы мероприятия по снижению интенсивности вихревой кавитации (закругление кромки шнека) (рисунок 9) и гаситель высокочастотных пульсаций в валу ведомой шестерни. Спектр пульсаций давления в шнековом преднасосе (отражает вибронагружение шнека), полученный в результате моделирования названных мероприятий показан на рисунке 10.

В третьей главе описаны результаты исследований виброакустических процессов в комбинированном топливном насосе. Исследования проводились на стендовом оборудовании (рис. 11), имитирующем штатную систему топли-вопитания авиационного двигателя. На рисунке 12 представлена схема топливной системы стенда. Стендовые исследования динамических характеристик насосного агрегата проводились на следующих режимах (табл. 1):

1. увеличение расхода через насос с 600 кг/час до 6400 кг/час (увеличение угла РУД с 0 до 40°), частота вращения ротора 4800 об/мин.

2. увеличение слива на вход ШЦС с 300 кг/час до 1000 кг/час

3. изменение давления на входе в насос от 0,02 кгс/см2 до 1,45 кгс/см2 (избыточного)

4. увеличение расхода через насос с 600 Рисунок 11. Внешний вид стен- кг/час до 13000 кг/час (давление на довой установки выходе ШС = const), п=4800 об/мин.

В первом случае измерения установлено, что основной вклад в спектре осевой вибрации на фланце подвода топлива и фланце соединения ШЦС и ШС вносят составляющие с частотой свыше 3 кГц (рисунок 13).

Таблица 1. Статические давления и расходы исследуемых режимов

№ п/п Давление Расход на входе в насос, кг/час

вход ШЦС выход ШЦС вход ШС выход ШС 2-ой контур

1 1,8 7,3 6 35 2 585

2 1,2 7 6 95 78 6400

3 1,5 7 б 50 48 6400

4 0,15 5,5 1,3 95 76 13000

В спектре пульсаций на входе в ШЦС заметное увеличение амплитуды в диапазоне частот 3—4 кГц (рисунок 14), что соответствует частотному диапазону срыва вихрей согласно формуле (1). При увеличении расхода заметно возрастает амплитуда пульсаций давления топлива на входе ШЦС и выходе ШС. Причем на входе в ШЦС интенсифицируется лишь та составляющая, кратная роторной, которая находится в диапазоне собственных частот шнека.

35

'S 30 а>

125

О)

о" 20

О

&15

ю

От* 600и/час СИ" 6400кг/чае

Jb.

Ал

1000 2000 3000 4000 5000 частота, Гц

Рисунок 12. Схема установки для исследования характеристик агрегата НД: НД — насос двойной; ШЦС - шнеко-центробежная ступень насоса; ШС — шестеренная ступень насоса; ФНД - фильтр низкого давления; ЭЦН — центробежный насос; КПА — коробка приводов агрегатов; РТ - распределитель топлива; ДИ - дозирующая игла; АДГ - агрегат дозировки топлива.

хю3

Qt= 600 кг/час Ог= 6400 кг/чао

"2000 500(5 4000 частота, Гц

Рисунок 13. Спектры осевой вибрации Рисунок 14. Спектры пульсаций давлена фланце подвода топлива при раз- ния на входе в ШЦС при различных личных расходах расходах

= 14 d> |10

I 6

m

a 2

■S 12

1 8 £ 6 S 4

32

„___Л.

0 500 1500 2500 3500 4500 5500 частота, Гц х 104

1 1 1 1 „1.,

200 100

С

mtn E max Изменение амплитуды на частотеЗбОО Гц

О 500 1500 2500 3500 4500 5500

Частота, Гц

Рисунок 15. Спектр пульсаций давления на входе ШЦС (сверху) и на выходе ШС (снизу) при п = 3200 об/мин

"В та 12 14 время, меек

ТГ

Рисунок 16. Вейвлст-спсктрограмма виброускорения на фланце соединения ШЦС и ШС

Из анализа спектров пульсаций давления на выходе ШС и на входе в ШЦС, регистрируемых синхронно на различных режимах работы насоса следует, что пульсации на входе ШЦС связаны с пульсациями ШС, причем при совпадении кратной зубцовой гармоники с максимумом частоты Струхаля происходит многократное усиление пульсаций (рисунок 15). По спектрограмме осевого виброускорения на фланце соединения, построенным с помощью вейвлет -преобразования (преимущество перед БПФ в высокой разрешающей способности во времени) следует, что на высоких частотах вибронагружение носит импульсный характер с периодичностью, соответствующей частоте первой зубцовой гармонике (рисунок 16). Анализируя также спектрограмму пульсаций на выходе ШС, было выявлено, что высокочастотные пульсации соответствуют вибрации на фланце соединения ступеней.

xltf

! 10®

9 - 13 ОООкгУчас

7 «j с , - 10 ОООиУчас

Ф - s 5 X ||

AI I У\,

1 il- *

I 53 о!зол 575S oj ôfi ол давление на входе,атм Рисунок 17. Изменение амплитуды пульсаций давления ШЦС от входного давления

100Û

2Ö00 " 3000 Частота, Гц

4000 5000

Рисунок 18. Спектры пульсаций давления на входе ШЦС при постоянном давлении на выходе ШС

Эксперимент, связанный с подачей дополнительного тангенциального слива на вход ШЦС с выхода насоса позволил подтвердить внутренний путь прохождения пульсаций от ШС. При увеличении слива уменьшилось давление на выходе в ШС, вследствие чего понизилась амплитуда составляющей с частотой 3600 Гц в спектре пульсаций на входе в ШЦС.

На рисунке 17 представлено изменение пульсаций давления на входе в ШЦС на частоте вращения ротора насоса 3000 об/мин при различных давлениях на входе. Характер изменения пульсаций аналогичен вибронагружению осевых насосов и обусловлен высокочастотными пульсациями. Увеличение расхода до 13000 кг/час при постоянном давлении на выходе ШС привело к уменьшению частотного диапазона концевой кавитации (рисунок 18).

В четвертой главе исследовано формирование внешних акустических полей и произведена оценка возможности применения интенсиметрии для исследования акустики насосов и диагностирования. Для диагностики кавитации в насосе были исследованы три режима работы комбинированного насосного агрегата, соответствующие частоте вращения 2100 об/мин и различным давлениям на входе в ШС, (штатный режим — Рвх=2.1 -105 Па, режим частичной кавитации -Рвх=0,66-105 Па, режим развитой кавитации - Рвх=0,18-105 Па). Давление на входе подбиралось в результате расчета кавитационной характеристики и понижалось с помощью магнитного золотникового крана (МЗК). Спектральный состав пульсаций на выходе из ступени практически постоянен, причем на всех режимах преобладает первая зубцовая (11 роторная) с частотой 390 Гц. В спектрах пульсаций на входе изменяется соотношение первой и второй зубцовых гармоник в зависимости от давления на входе. При давлении Рвх=0,66-105 Па увеличивается амплитуда второй зубцовой гармоники относительно первой в 2 раза (рисунок 19). Пульсации давления шестеренной ступени были обработаны с помощью вейвлетных преобразований. На рисунках 20 — 22 приведены сами временные реализации и модули коэффициентов вейвлет-преобразования пульсаций при трех режимах, полученных с использованием комплексного вейвлета Морле.

На спектрограмме пульсаций на входе в ШС при давлении 2.1-105 Па четко прослеживаются первая и вторая гармоники с частотами 390 Гц и 780 Гц (рисунок 20). На рисунке 21 показан модуль вейвлет-разложения пульсаций на входе в ШС при частичной кавитации. Видно, что интенсивность (цвет) первой зубцовой гармоники существенно изменяется по времени, а второй — практически не изменилась. При большем понижении давления на входе в ступень происходит изменение интенсивности по времени и второй гармоники (рисунок 22). Изменение интенсивности амплитуды гармоник во времени характеризу-

9 8 7

г е

Ф с

г 5 84

а3 2 1 0

Рвх=2,1 ЯГМ Рвх=0,66 атм

1

500 1000 1300 2000 2500 3000 3500 частота, Гц

Рисунок 19. Спектры пульсаций давления на входе ШС при различных давлениях на входе

ет появление и развитие кавитации (режимы частичной и развитой кавитации — рисунки 21,22).

Вейвлет-спектрограмма

Ве йвлет-спе юрограм ма

750

0.04 0.06 время, сек

Рисунок 20. Спектрограмма пульсаций на входе в ШС (Рвх =2.1-105 Па)

Вейвлет-спектрограмма

0.04 О.Ов время, сек

Рисунок 21. Спектрограмма пульсаций на входе в ШС (Рвх =0.6б-105 Па)

На этих же режимах исследовано внешнее акустическое поле с помощью метода акустической интенсивности. Интенсивность звука это векторная величина, равная произведению звукового давления в точке на соответствующую мгновенную скорость частицы. Измерения интенсивности звука могут проводиться в ближнем поле источника, поскольку учитывается разность фаз между звуковым давлением и скоростью частиц, и позволяют локализовать источник звука. Измерения проводились по горизонтальной поверхности на расстоянии 25 см от верхней части корпуса насоса в фиксированных точках.

0.02 0.04 0.06 время, сек

Рисунок 22. Спектрограмма пульсаций на входе в ШС (Рвх =0.18-105)

ШС

ШС

Рисунок 23. Линии уровня на частоте Рисунок 24. Линии уровня на частоте 800 Гц треть октавной полосы, (Рвх 800 Гц треть октавной полосы, (Рвх

=2.М05 Па), Ьыах = 88 дБ

=0.66-10 Па) Ььих = 92 дБ

мзк

Рисунок 25. Линии уровня на частоте 800 Гц треть октавной полосы, ( Рвх

На частоте 800 Гц третьоктавной полосы максимальный уровень 88 дБ соответствует ШС (рисунок 23). На рисунке 24 изображены линии уровня при частичной кавитации. Уровень шума принадлежит шестеренной ступени и по интенсивности увеличился. При развитой кавитации источник шума на 800 Гц соответствует МЗК (рисунок 25). Таким образом, измерение интенсивности звука позволяет локализовать источники шума в насосном агрегате и оценить их степень.

=0.18-10 ) Ььпах = 85 дБ

Оценка возможности применения интенсиметрии в исследовании акустических полей и диагностирования насосов произведена с помощью цифрового спекл-интерферометра. Измерения проводились на мембране диаметром 200 мм на расстоянии 3 см. Карты реактивной интенсивности звука показали достаточно высокую сходимость с вибрационными полями, полученными с помощью цифрового спекл-интерферометра (рисунок 26).

в) г)

Рисунок 26. Спеклограммы мембраны на частоте 395 Гц (а), 800 Гц (б) и соответствующие им карты реактивной интенсивности звука (в — Ц,=45 дБ, 1^=40 дБ, Ь,=100 дБ), (г)

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ В диссертационной работе решены вопросы повышения эффективности процессов создания и эксплуатации комбинированных топливных насосных агрегатов на основе углубленного изучения гидродинамических и виброакустических процессов в них и получены следующие основные результаты:

1. Определены источники осевого вибронагружения насосного агрегата: внутреннее динамическое взаимодействие шестеренной ступени и шнекового пред-насоса.

2. Выявлена причина интенсификации нагружения ротора шнекоцентробежной ступени, заключающаяся в совпадении собственных частот шнека, акустического воздействия (высокочастотные пульсации давления ШС) и частоты отрыва концевого вихря.

3. Разработана модель взаимодействия вихревых возмущений в шнекоцентробежной ступени с колеблющимися лопастями шнека с учетом влияния гидродинамических процессов в шестеренной ступени.

4. Построена 3-х мерная численная модель шнекоцентробежного насоса, учитывающая его геометрические характеристики и позволяющая определять условия образования вихревых зон и отрывной характер течения потока на кромках шнека.

5. Разработана методика построения расчетной сетки для гидродинамического расчета ШЦС, позволяющая учитывать её конструктивные параметры.

6. Разработана методика определения пульсационного состояния шестеренного насоса по его внешним акустическим полям.

7. Разработано устройство диагностирования кавитации в насосах по пульсаци-онным характеристикам.

8. Разработаны мероприятия, обеспечивающие снижение динамических нагрузок, действующих на ротор ШЦС.

Основное содержание работы изложено в следующих публикациях:

1. Гаспаров М. С., Крючков А. Н., Шахматов Е. В. Исследование влияния виброакустических процессов в авиационных топливных насосах на работу систем топливопитания и регулирования // Всероссийская молодежная научная конференция «VII Королевские чтения» 1-2 октября. Тезисы докладов - Самара: СГАУ, 2003 - с. 52.

2. Гаспаров М.С., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Исследование внешних акустических полей насосных агрегатов методом акустической интенсивности // 5-ая международная многопрофильная конференция молодых ученых и студентов «Актуальные проблемы современной науки» 07-09 сентября. - Самара, 2004, с. 93-95.

3. Гаспаров М.С., Иващенко A.B., Крючков А.Н., Прохоров С.А., Шахматов Е.В. Определение звукоизолирующей способности элементов конструкций // Труды международной научно-технической конференции «Проблемы и пер-

спективы развития двигателестроение» 26-27 июня. — Самара: СГАУ, 2003 - с. 318-323.

4. Гаспаров М.С., Иващенко A.B. Взаимный корреляционно-спектральный анализ пульсаций давления в комбинированном насосном агрегате // Труды всероссийской научной конференции «Математическое моделирование и краевые задачи» 26-28 мая. - Самара: СамГТУ, 2004 - с. 97-99.

5. Гаспаров М.С., Гаспарова Л.Б., Крючков А.Н. Метод исследования акустических характеристик станков в натурных условиях работы// Всероссийская молодежная научно-техническая конференция 26-27 мая. Тезисы докладов - Нижний Новгород, 2004

6. Gasparov M.S., Igolkin A.A., Kruchkov A.N., Nazarov O.V., Prokofiev A.B., Shakhmatov E.V. Application of soundproof structures on the basis of Z-gofer panels to reduce transport noise. Proceedings of the 7-th International Symposium "Transport Noise and Vibration", St.Petersburg, 2004, s2-4.

7. Гаспаров M.C., Иголкин A.A, Крючков A.H. Экспериментальные исследования акустических характеристик импульсных источников аэродинамического шума // VI М1жнародна молод1жна науково-практична конференщя «Людина i космос» 14-16 кштня. 36ipimK тез - Днепропетровск, ЦАОМУ, 2004 - с. 23.

8. Гаспаров М.С., Иголкин A.A., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Исследование акустических характеристик ручного механизированного инструмента // 5-ая международная многопрофильная конференция молодых ученых и студентов «Актуальные проблемы современной науки» 06-10 сентября. — Самара, 2004 — 89-93

9. Гаспаров М.С., Иголкин A.A., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Экспериментальное исследование акустических характеристик импульсной выхлопной струи И 5-ая международная многопрофильная конференция молодых ученых и студентов «Актуальные проблемы современной науки» 06-10 сентября. - Самара, 2004 - 86-89

10. Гаспаров М.С., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Вейвлет-анализ при исследовании динамических процессов в системах топливопитания авиационных двигателей. // Труды XIV международного научно-технического семинара «Современные технологии в задачах управления автоматики и обработки информации» сентябрь — Алушта, 2005 — 184 с.

11. Гаспаров М.С., Крючков А.Н., Сундуков А.Е., Шахматов Е.В. Диагностика кавитации в шестеренных насосах. // Гидропневмоавтоматика и гидропривод - 2005, сентябрь - Ковров, 2005.

Подписано в печать 02.05.2006 г. Тираж 100 экз.

Отпечатано с готовых оригинал-макетов РИО СГАУ 443086, Самара, Московское шоссе, 34.

Введение

1. Обзор работ в области гидродинамики и виброакустики шестеренных, лопастных и комбинированных насосов.

1.1.Анализ работы комбинированного насосного агрегата. Обзор исследований.

1.2.Анализ средств коррекции характеристик шестеренных и лопастных насосов и принципов диагностирования.

1.2.1. Обзор работ по шестеренным насосам

1.2.2. Обзор работ по шнекоцентробежным насосам

1.2.3. Принципы диагностирования насосов

1.3. Анализ существующих математических моделей насосов

1.3.1. Анализ моделей шестеренных насосов

1.3.2. Анализ моделей шнекоцентробежных насосов 40 Выводы по главе 2. Моделирование гидродинамических и виброакустических процессов в насосных агрегатах

2.1. Акустико-вихревой резонанс шнекового преднасоса 45 2.2 Моделирование структуры течения в шнекоцентробежной ступени

2.2.1. Применение метода контрольных объемов для расчета течения в насосе

2.2.2. Построение расчетной сетки и задание граничных условий для ШЦС

2.2.3. Расчет течения ШЦС на различных режимах работы насосного агрегата

2.3. Расчетно-экспериментальное исследование собственных частот шнека

2.4. Разработка и моделирование мероприятий по снижению виброакустических нагрузок

Выводы по главе

3. Экспериментальное исследование динамических процессов в насосном агрегате

3.1. Описание стенда и измерительного оборудования

3.2. Исследование воздействия шестеренной и шнекоцентробежной ступеней на вибрационное состояние насосного агрегата. 96 Выводы по главе

4. Исследования влияния кавитационных процессов на внутренние и внешние акустические характеристики насосного агрегата

4.1. Экспериментальные исследования кавитации в шестеренной ступени

4.2. Исследование внешних акустических полей насосного агрегата

4.2.1. Характеристика метода акустической интенсивности

4.2.2. Построение карт интенсивности звука насосного агрегата

4.3. Оценка возможности применения интенсиметрии для исследования акустических полей и диагностирования насосов.

Выводы

Надежность систем топливопитания авиационных двигателей в значительной степени определяется работоспособностью насосных агрегатов. Неравномерность подачи вызывает пульсации давления, которые распространяются по напорной и всасывающей магистралям и являются одним из основных факторов, дестабилизирующих нормальную работу гидравлических систем. Качающие узлы основных топливных насосов являются, с одной стороны, основными источниками колебаний давления и вибраций в системах и, с другой стороны, сами испытывают значительные динамические перегрузки.

Важной особенностью динамических процессов, протекающих в топливных системах двигателей, предназначенных для высотных летательных аппаратов, является, как правило, наличие кавитационных процессов. Поэтому в этих системах применяются комбинированные насосные агрегаты, включающие основной качающий узел и подкачивающую ступень. Проблема работоспособности насосных агрегатов обостряется в связи с необходимостью обеспечения высокого давления и широких потребных расходов топлива. В связи с этим в основном в качестве основного насоса применяют шестеренные качающие узлы.

Большую часть в эксплуатации занимают двухблочные шестеренные насосы с подкачивающей центробежной ступенью и шестеренные с шнекоцентробежной ступенью.

Проблема повышенных динамических нагрузок у двухблочных шестеренных насосов решена исследователями СГАУ каф. АСЭУ (Шахматов Е.В., Артюхов A.B. и др.) с помощью установки качающих узлов относительно друг друга таким образом, чтобы начало зацепления одной пары зубьев соответствовало моменту прохождения точки зацепления второй пары через полюс.

В ходе эксплуатации насосных агрегатов, содержащих шнекоцентробежную (ШЦС) и шестеренную ступени (ШС), выявлен значительный износ рабочего торца упорного графитового подшипника ШЦС [87].

Проводимые исследования в МАКБ «ТЕМП», НЛП «ЭГА», СГНПП «Труд», ОАО «СКБМ», а также на кафедре АСЭУ (Шахматов Е.В., Крючков А.Н., Шабуров И.В.) не позволили однозначно выявить причину повышенного осевого нагружения ротора ШЦС.

В связи с этим диссертация посвящена повышению эффективности процессов создания и эксплуатации комбинированных насосных агрегатов на основе физического и численного моделирования гидродинамических и виброакустических процессов в них.

Основные научные положения, выносимые на защиту:

1. Впервые обоснован механизм высокочастотного вибронагружения ротора ШЦС, обусловленный совпадением собственных частот лопастей шнека с частотами колебаний, возбуждаемых шестеренной ступенью и срывом концевых вихрей с лопасти шнека.

2. Разработана модель взаимодействия вихревых возмущений в шнекоцентробежной ступени с колеблющимися лопастями шнека с учетом влияния гидродинамических процессов в шестеренной ступени.

3. Создана 3-х мерная численная модель шнекоцентробежного насоса, позволяющая оценивать отрывной характер течения потока с образованием вихревых зон.

4. Разработана методика определения пульсационных характеристик насосного агрегата по его внешним акустическим полям, заключающаяся в построении карт интенсивности звука основных гармоник в ближнем поле.

5. Разработаны диагностические признаки развития кавитации в ШС насосного агрегата, основанные на результате вейвлет-разложения его пульсационных характеристик.

Диссертационная работа выполнена на кафедре «Автоматические системы энергетических установок» Самарского государственного аэрокосмического университета в соответствии с планами госбюджетных и хоздоговорных научно-исследовательских работ.

Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, библиографии.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

В диссертационной работе решены вопросы повышения эффективности процессов создания и эксплуатации комбинированных топливных насосных агрегатов на основе углубленного изучения гидродинамических и виброакустических процессов в них и получены следующие основные результаты:

1. Определены источники осевого вибронагружения насосного агрегата: внутреннее динамическое взаимодействие шестеренной ступени и шнекового преднасоса.

2. Выявлена причина интенсификации нагружения ротора шнекоцентробежной ступени, заключающаяся в совпадении собственных частот шнека, акустического воздействия (высокочастотные пульсации давления ШС) и частоты отрыва концевого вихря.

3. Разработана модель взаимодействия вихревых возмущений в шнекоцентробежной ступени с колеблющимися лопастями шнека с учетом влияния гидродинамических процессов в шестеренной ступени.

4. Построена 3-х мерная численная модель шнекоцентробежного насоса, позволяющая оценивать отрывной характер течения потока с образованием вихревых зон.

5. Разработана методика построения расчетной сетки для гидродинамического расчета ШЦС, позволяющая учитывать её конструктивные параметры.

6. Разработана методика определения пульсационного состояния шестеренного насоса по его внешним акустическим полям.

7. Разработано устройство диагностирования кавитации в насосах по пульсационным характеристикам.

8. Разработаны конструктивные мероприятия, обеспечивающие снижение динамических нагрузок, действующих на ротор ШЦС.

1. Авторское свидетельство СССР № 1229430, кл. F 04 С 2/08, F 15 В 1/00, 1986

2. Авторское свидетельство СССР № 205566, кл. F 04 С2/04, опублик. 1967.

3. Авторское свидетельство СССР №1789758, кл. F 04 D 1/00, 29/66, опублик. 1993.

4. Авторское свидетельство СССР №1834987, кл. F 04 D3/00, F 04 D 29/66, опублик. 1993

5. Авторское свидетельство СССР №731058, кл. F 04D 1/04, F 04D 31/00, опублик. 1980.

6. Авторское свидетельство СССР №775388, кл. F 04 D3/00, опублик. 1980.

7. Авторское свидетельство СССР №848757, кл. F 04 D3/00, F 04 D 29/66, опублик. 1981.

8. Аистов И.П. Описание математической модели шестеренного насоса для решения задач диагностирования.

9. Алексеев А.К. Снижение амплитуд колебаний давления при резонансных режимах работы. В сборнике Вестник машиностроения,1979, №8, с. 15-17.

10. Алмазов A.A., Дроздов З.Т., и др. Кавитационное вибронагружение высокооборотных осевых насосов. Кавитационные колебания и динамика двухфазных систем. / Киев: Наук. Думка, 1985. с. 41-47.

11. И.Башта Т.М. Гидравлические приводы летательных аппаратов. М.: Машиностроение, 1967. - 495с.

12. И.Башта Т.М. Снижение шума в гидросистемах. Вестник машиностроения, 1971, № 6, с. 33-38.

13. Бендат Дж., Пирсол А. Измерение и анализ случайных процессов: Пер. с англ. М.: Мир, 1971.-408 с.

14. Бендат Дж., Пирсол А. Применения корреляционного и спектрального анализа. М.: Мир, 1983. - 312 с.

15. Бреннен К., Нг С. Экспериментальные исследования динамики кавитирующих насосов. Труды американского общества инженеров-механиков. Том 100, № 2, 1978. с 136 - 147.

16. Васильев JI.B. К расчету системы гидравлической компенсации зазоров в рабочей камере шестеренного насоса. Тракторы и сельхозмашины, 1971, №7, с. 19-21.

17. Введение в вейвлет-преобразование. Роби Поликар. Перевод Грибунина

18. Вишенский И.И. Исследование работы шестеренных насосов. В сборнике Пневматика и гидравлика. - М.: Машиностроение, 1973, с. 264-273.

19. Влияние всасывающего давления на кавитацию в двухступенчатом насосе / ВЦД № Мн-8311, 1985. - 11с.

20. Влияние закупоривания жидкости во впадинах между зубьями на шумность работы шестеренных насосов / ТПП, БССР, Минское отделение, № 737/4, 1980. 14с.

21. Влияние рабочих параметров на пульсацию и уровень шума шестеренных гидронасосов /ЦНИИТЭСТРОЙМАШ, № БП-82-14895, 1979.-12с.

22. Воеводин В.В. Линейная алгебра. М.: Наука, 1974. - 336 с.

23. Время поторопиться с шестеренными насосами / ВНИИМСВ. № 1113, 1985.-31с.

24. Выбор гидравлических насосов / ТШ1, УССР, Харьковское отделение, Б-102/6, 1985.- 19с.

25. Выбор типа объемного насоса / ВЦП. № МН-83109. - 42с.

26. Высокооборотные лопаточные насосы. / Под ред. Б.В. Овсянникова Б.В. и В.Ф. Чебаевского. — М.: Машиностроение, 1975. — 336 с.

27. Гидравлические шестеренные насосы: конструкция и развитие/ ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № БП-82-14549. - 23с.

28. Глазков М.М., Пилипенко C.B. Спектральный анализ кавитационных колебаний давления в шестеренных топливных насосах. //Динамические процессы в силовых и энергетических установках летательных аппаратов. Самара, 1994. - С. 62-68.

29. Гликман Б.Ф. Нестационарные течения в пневмогидравлических цепях.- М.: Машиностроение, 1978. 256с.

30. Головин А.Н., Шестаков Г.В. Структура автоматизированного расчета гасителей колебаний давления // Динамические процессы в силовых и энергетических установках летательных аппаратов. Куйбышев, 1988.- С.20-25.

31. Гольденберг JI.M. и др. Цифровая обработка сигналов: Справочник / М.: Радио и связь, 1985. 312 с.

32. ГОСТ 30457-97 (ИСО 9614-1-93). / Акустика. Определение уровней звуковой мощноси источников шума на основе интенсивости звука.

33. Гуков Б.Ф., Рабинович М.И. О влиянии параметров гидравлических устройств и места их установки на динамические свойства гидропередачи с трубопроводом. В сборнике Теория пневмо- и гидропривода. - М.: Наука, 1969, с. 170-178.

34. Голуб Е.С., Мадорский Е.З., Розенберг Г.Ш. Диагностирование судовых технических средств: Справочник. М.: Транспорт, 1993. -150 с.

35. Исследование кавитационного шума в насосах / ВНИИгидроуголь. № 1187,1975. - 15с.

36. Исследование характеристик пульсаций нагнетаемого давления в шестеренных насосах / ТПП СССР, Московское отделение. № 18341, 1984.-24с.

37. Исследование явлений кавитации в объемных насосах с пульсацией подачи / ВНИИгидропривод. № 1001, 1969. - 27с.

38. Исследование явления запирания жидкости в шестеренном насосе/ ТПП УССР. № Б-2172, 1987. - 18с.

39. Истомина Т.В., Чувыкин Б.В., Щеголев В.Е. Применение теории вейвлетов в задачах обработки информации. Пенза: Изд-во Пенз. гос. ун-та, 2000.- 188 с.

40. Калнин В.М., Шерстяников В.А. Динамика кавитационных срывов напора шнекоцентробежных насосов при импульсных возмущениях на входе. Кавитационные автоколебания в насосных системах. / Киев: Наук. Думка, 1976. с. 135- 140.

41. Карелин В.Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах. Москва, «Машиностроение», 1975 г.

42. Кинелев В.Г., Васильев Ю.Н., Курочкин С.Н. Физическая модель кавитирующего шнеко-центробежного насоса, работающего в широком диапазоне режимов по расходу. Кавитационные автоколебания в насосных системах. / Киев: Наук. Думка, 1976. с. 100- 107.

43. Кодзима Э. Шум гидросистем. ВЦП

44. Колесников К.С., Кинелев В.Г., Курочкин С.Н. Динамика кавитационного образования на лопасти шнекового колеса. Кавитационные автоколебания в насосных системах. / Киев: Наук. Думка, 1976. с. 107- 111.

45. Кравченко В.Ф., Рвачев В.А. Wavelet-системы и их применение в обработке сигналов // Зарубежная радиоэлектроника, 1996, №4. С. 3 -20

46. Кравчук П.Н. Генерация и методы снижения шума и звуковой вибрации. М.: Изд-во МГУ, 1991. 184с.

47. Манько И.К., Шепелев А.П. К расчету частоты высокочастотных кавитационных автоколебаний в гидравлической системе с трубкой Вентури. Динамика насосных систем. // АН УССР. Ин-т техн. механики. — Киев: Наук. Думка, 1980. с. 110-115.

48. Моделирование динамических режимов работы насосов / БЕЛНИИНТИ. № 542/2, 1986. - Юс.

49. Модель для расчета потерь от утечек в радиальном зазоре шестеренных насосов/ЦНИИТЭСТРОЙМАШ.-№БП-82-14544, 1981.- 11с.

50. Натанзон М.С. О механизме обратной связи в кинетической модели кавитационных колебаний в насосах. Кавитационные автоколебания в насосных системах. / Киев: Наук. Думка, 1976. с. 5- 12.

51. Натанзон М.С., Чамьян А.Э. Возбуждение поперечных форм акустических колебаний жидкости в трубопроводе кавитационным срывом вихрей. Кавитационные колебания и динамика двухфазных систем. / Киев: Наук. Думка, 1985. с. 86-92.

52. Новиков Л.В. Основы вейвлет-анализа сигналов. СПб., 1999. - 152 с.

53. Новиков J1.B. Спектральный анализ сигналов в базисе вейвлетов // Научное приборостроение, 2000, №3. С. 57-64

54. Обзор ЦАГИ №683: Методика и техника измерения звуковой мощности источников шума. Писаревский H.H., Каурова Н.Ф., Макарчик H.A.

55. Овсянников Б.В., Яловой Н.С. Моделирование и оптимизация характеристик высокооборотных насосов. М.: Машиностроение, 1992.-256 с.

56. Осипов А.Ф. Исследование вопросов обеспечения устойчивой работы шестеренных насосов на высоких давлениях рабочей жидкости. Дисс. канд. техн. наук. - М., 1953. - 170с.

57. Пилипенко В.В. К определению частот колебаний давления, создаваемых кавитационным генератором. Динамика насосных систем. // АН УССР. Ин-т техн. механики. — Киев: Наук. Думка, 1980. с. 115119.

58. Пилипенко В.В., Задонцев В.А., Натанзон М.С. Кавитационные автоколебания и динамика гидросистем. М.: Машиностроение, 1977. -352 с.

59. Предотвращение кавитации в шестеренных насосах / ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № БП-82-14552, 1980. 13с.

60. Преимущества и характеристики шестеренных насосов типа TCP с внутренним зацеплением и малым уровнем шума / ВЦП. № В-27699, 1978.-21с.

61. Применение цифровой обработки сигналов: Пер. с англ. / Под ред. Оппенгейма Э. М.: Мир, 1980. - 552 с.

62. Проблемы гидродинамики и их математические модели. Лаврентьев М.А., Шабат Б.В. / «Наука», М., 1977, 408 стр.

63. Проблемы динамики пневмогидравлических и топливных систем летательных аппаратов. Тезисы докладов. Куйбышев, 1990.

64. Проблемы динамики пневмогидравлических и топливных систем летательных аппаратов. Отв. ред. В.И. Санчугов // Куйбышев, 1990. -146 с.

65. Прогнозирование кавитации на основе трехмерного исследования потока жидкости / ВЦЦ. М-9099, 1983. - 26с.

66. Пульсации давления при струйных и отрывных течениях/ А.Н. Антонов, В.М. Купцов, В.В. Комаров. М.: Машиностроение. 1990.272 с.

67. Рабинер Л., Гоулд Б. Теория и применение цифровой обработки сигналов. Пер. с англ. Зайцева А.Л., Назаренко Э.Г. «Мир», Москва, 1978.

68. Рабинович М.И. Синтез на ЭВМ сложной гидросистемы с оптимальным гашением пульсаций давления на примере сливных линий гидроприводов. В сборнике Гидроприводы и гидроавтоматика, ч. П, издательство АДНТП, 1968, с. 44-49.

69. Раздолин М.В. Агрегаты воздушно-реактивных двигателей. М.: Машиностроение, 1973. - 350с.

70. Распределение температуры и давления в радиальном зазоре шестеренных насосов / ВЦП. № А-30016 , 1976. - 12с

71. Саенко Б.П., Волоцкий В.М. Метод определения нагрузок, действующих на опоры шестерен в насосах с ограниченной зоной давления. В сборнике Гидропривод и гидропневматика, вып. 8, Киев: Техника, 1972. - с. 21-24.

72. Саенко В.П. Исследование зависимостей радиальных нагрузок, объемных и механических потерь от характера распределения давления жидкости в шестеренных насосах. Дисс. канд. техн. наук. - Харьков, 1978.- 188с.

73. Селивановский Ю.М., Чуешко К.Е., Поповский С.Ш. Виброакустические характеристики шестеренных насосов основного типа и их использование для анализа рабочего процесса. Труды

74. Николаевского кораблестроительного института, вып. 77, 1973, с. 1720.

75. Снижение виброакустических нагрузок в гидромеханических системах. / Гимадиев А.Г., Крючков А,Н., Шахматов Е.В., Шорин В.П.; Под редакцией Шорина В.П., Шахматова Е.В. Самарский государственный аэрокосмический университет. Самара, 1998. - 270 с.

76. Спектральный анализ кавитационных колебаний давления в шестеренных топливных насосах. Глазков М.М., Пилипенко С.В., Швецков А.Н.

77. Справочник по контролю промышленных шумов: Пер. с англ./ Пер. Л.Б. Скарина, Н.И. Шабанова; Под ред. В.В. Клюева. М.: Машиностроение, 1979.-447 е., ил.

78. Стенд для исследований шумности работы насосов вытеснения / ТППУССР, Харьковское отделение. № 13242/1, 1972. - 14с.

79. Тенденции в градуировке акселерометров. «Технический обзор» фирмы Брюль и Къер, № 2, 1987 г., стр. 23 42

80. Тенденции в исследованиях современных насосов с низким уровнем шума / ТПП МССР. № 54/78. - Юс.

81. Техническая справка. Результаты вибрографирования корпуса насосного агрегата и замеров пульсаций давления топлива на входе в насос. Самара, 1993 г.

82. Технический отчет по влиянию эксплуатационных факторов на работоспособность агрегата НД-25. Москва, 1990 г.

83. Технический отчет. Определение собственных частот и виброактивности агрегатов. Самара, 1994 г.

84. Технический отчет. Стендовая проверка работоспособности насосного агрегата в составе изделия за 100 часов нароботки в эксплуатации. ОАО «СКБМ», Самара, 1998 г.

85. Трахтман A.M., Трахтман В.А. Основы теории дискретных сигналов на конечных интервалах. М.: Советское радио, 1975. - 208 с.

86. Турбулентность: модели и подходы. Курс лекций. П.Г. Фрик; Перм. гос. техн. ун-т. Пермь, 1998.

87. Усовершенствованные профили зубьев шестеренных насосов / ВДД. № Б-31524, 1977.-6с.

88. Федер Е. Фракталы. М.: Мир, 1991. - 253 с.

89. Физические основы образования звука в воздуходувных машинах / A.B. Римский-Корсаков, Д.В. Баженов, JI.A. Баженова. М.: Наука, 1988.- 173 с.

90. Чебаевский В.Ф., Петров В.И. Кавитационные характеристики высокооборотных шнеко-центробежных насосов. М.: Машиностроение, 1974. 152 с.

91. Чувыкин Б.В. Финитные функции. Теория и инженерные приложения. Пенза: Изд-во Пенз. гос. ун-та, 1999. - 100 с.

92. Шапиро A.C. Структура реального течения в центробежных и осевых насосах. МГИУ, Москва, 2004 г.

93. Шахматов Е.В. Методы и средства коррекции параметров динамических процессов в гидромеханических и топливных системах двигателей летательных аппаратов: Дисс. докт. техн. наук. Самара, 1993.-333 с.

94. Шевченко B.C. Определение оптимальных конструктивных параметров шестеренных насосов с помощью методов линейного программирования. Дисс. канд. тенх. наук. - Минск, 1963. - 120с.

95. Шестеренные насосы высокого давления / ВЦП. № Б-31523, 1978.-2с.

96. Шестеренные насосы высокого давления с внешним зацеплением / ВЦП. № РМ - 67524, 1982. - 6с.

97. Шестеренные насосы высокого давления с гидравлической компенсацией осевого зазора, тип КР-1, 1982. 6с.

98. Шестеренные насосы высокого давления с наружным зубчатым зацеплением / ВЦП. № Л-34191, - 6с.

99. Шестеренные насосы высокого давления типа «Букеен» / ВЦП. -№ Б-31521, 1978.- 11с.

100. Шестеренные насосы. Конструкция и применение / ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № БП-82-14866, 1979. - 28с.

101. Шорин В.П. Устранение колебаний в авиационных трубопроводах. М.: Машиностроение, 1980. - 156с.

102. Шорин В.П., Гимадиев А.Г., Шахматов Е.В. Проектирование гасителей колебаний для гидравлических систем управления.// Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт. 1987. с. 127-133.

103. Шум пути подхода к проблеме со стороны производителей насосов / ТПП УССР, Харьковское отделение. - № 13242/10, 1975. -16с.

104. Экспериментальные исследования эффективности действия гасителя для насоса НП-103: Отчет / Куйбышевский авиационный институт. Рук. Шорин В.П. Куйбышев, 1984. - 18с.

105. Юдин Е.М. Шестеренные насосы. М.: Машиностроение, 1964. -232с.

106. Янг С., Эллисон А. Измерение шума машин: Пер. с англ. М.: Энергоатомиздат, 1988. - 144 с.

107. Active and Reactive Intensity Measurements using the Dual Channel Real-Time Frequency AnalyzerW Bruel&Kjer application notes.

108. Application note: Sound power measurement according to ISO 9614 standard. Руководство пользователя программным комплексом «DBFA32» компании «OldB-Stell».

109. Experimental investigations concerning influences on cavitation inception at an axial test pump Bernd Bachert, Bernhard Brunn, Bernd Stoffel. 4TH ASME JSME Joint Fluids Engineering Conference Honolulu, Hawaii USA, July 6-11,2003

110. Instantaneous intensity analysis of impulsive sound by the wavelet transform Takaaki Musha, Tatsuya Kumazawa. Applied Acoustics 65 (2004) 183-194.

111. Jida H., Tamura A. Vibration characteristics.

112. Kojima E., Shinada M. Characteristics of fluidborne noise generated by fluidpower pump// Bulierin of JSME.- 1984.-Vol.27,N 232.-P.2188-2195.

113. Numerical and Experimental Investigations of the Cavitating Behavior of an Inducer. F. Bakir, R. Rey, A. G. Gerber. International Journal of Rotating Machinery, 10: 15-25,2004

114. Numerical simulation of turbopump inducer cavitating behavior. O. Coutier, P. Morel, R. Fortes, JL. Reboud. Previously presented at ISROMAC-9 Conference, Honolulu

115. Pressure transients in an external gear hydraulic pump. S. Manco, N. Nervegna. Fluid Power. Edited by T.Maeda. 1993.

116. Sound Intensity. Internet: www.bksv.com/publication.

117. Takehiko K. Fluid wave rotor molion resonance in a fluid line - rools flow. - Pract. Exper. 1979, № 6, p. 345 - 350.

118. Theoretical study on a new type of hydraulic pump: the involutes circular arc gear pump He Jianing Yuan Zirong Wu Zhangyong. Faculty of Mechanical and Electrical Engineering, Kunming University of Science and Technology, China.