автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Основы рационального конструирования высоконапорных центробежных многоступенчатых насосов энергетических установок

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ЛЮРСКОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

ргб од :

На правах рукописи

1 ь МАР 1908 гроховский

Донат Васильевич УДК 621.671-146.2.001.2

ОСНОВЫ РАЦИОНАЛЬНОГО КОНСТРУИРОВАНИЯ ВЫСОКОНАПОРНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ НАСОСОВ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК

Специальность — 05.08.05 Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные).

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

САНКТ-ПЕТЕРБУРГ

1997

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

ГРОХОВСКИЙ Донат Васильевич

УДК 621.671-146.2.001.2

ОСНОВЫ РАЦИОНАЛЬНОГО КШС1РУИЮВАНИЯ ШСШШАПОРНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ МН01ХХЯУПЕНЧАТЫХ НАСОСОВ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ

УСТАНОВОК

Специальность - 05.08.05 Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные) .

АВТОРЕФЕРАТ днсгергащш ва ссискшше ученой стелет* доктора технических наук

"41 1(4' Г11>ГСТ>ПЛ)Г

1997

ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ:

доктор технических доктор технических доктор технических

наук профессор наук профессор наук доцент

A.Л. КУЗНЕЦОВ

B.А. КОЛЕСНИК В.Ф. БЕЗВЕРХИЙ

Ведущая организация - Центральное конструкторское бюро

«Балтсу допроект» (г.Санкт-Петербург)

Защита состоится 30 марта 1998 г. в 14.00 на заседании диссертационного Совета Д 053.23.02 Санкт-Петербургского государственного морского технического университета по адресу; 191008 г. Санкт-Петербург, Лоцманская ул., 3, зал заседаний Совета.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного морского технического университета.

Отзыв на автореферат в двух экземплярах с подписями, заверенными печатью, просим направлять в адрес диссертационного Совета.

Автореферат разослан « 16» февраля 1998 г.

Ученый секретарь диссертационного Совета Д 053.23.02 доктор технических наук профессо „—А.Н.ДЯДИК

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Одним из направлений динамики машин, интенсивно развивающихся в последние десятилетия; является акустическая динамика машин, в число задач которой входит й поиск взаимосвязи вибраций машины с ее динамической напряженностью и надежностью. С недавних пор акустические свойства конструкций машин и механизмов стали включаться в условия оптимальности инженерных сооружений и машин, что служит подтверждением актуальности поставленной задачи. Рост числа наропроизводящих установок, стационарных' (атомные и тепловые электростанции - АЭС и ТЭС) и судовых (корабельных) АЭУ и ПТУ, привел к увеличению числа работающих высоконапорных центробежных насосов (ЦН), среди которых основную массу составляют многоступенчатые насосы (ЦМН), используемые как главные и как пуско-резервные агрегаты в питательных системах котлов и реакторов. Широкое1 распространение ЦМН требует тщательной отработки их конструкций с цеяыо получения рациональных соотношений эксплуата-' ционных (заданных) и конструктивно-изменяемых (управляемых) параметров. При этом весьма важным обстоятельством является обеспечение минимальных уровней вибрации насосов, так как в настоящее время они превышают все допустимые нормы, приближаясь к уровням вибрации ДВС. Указанными особенностями ЦМН объясняется необходимость исследования их динамических свойств с целью снижения виброаггивности ЦМН во всем низкочастном диапазоне (НЧД) воздействия. Неослабевающий интерес к решению этой задачи есть результат постоянно увеличивающийся вибрационной и шумовой «загрязненности» окружающей среды, оказывающей самое неблагоприятное воздействие на человека, так как вибрации , обладая свойством «невыводимости», производят наиболее разрушительное воздействие на живой организм, способствуя развитию шумо-вибрационной патологии.

Особенно сильно влияние вибраций сказывается в условиях весьма ограниченного пространства типа судовых (кора-

бельных) помещений и длительной автономности плавания, о чем свидетельствуют многочисленные данные судовой практики и медицины. При этом малые значения амплитуд колебаний машины служат фактором, маскирующим в пространстве и времени разрушительное действие вибраций на живые ткани человеческого организма. Выявление источников возмущающих сил, определение их интенсивности и частот воздействия является актуальной задачей, решение которой должно предшествовать поиску оптимального соотношения параметров ЦМН. Насущная необходимость решения указанной задачи подтверждается существованием повышенных уровней вибрации во всем НЧД, характерных для ЦМН различного назначения и конструкции. Наличие же некоторых особенностей динамического поведения ЦМН, не укладывающихся в рамки обычных представлений о причинах вибрации машины, свидетельствует о своевременности выдвинутой задачи.

Известно, что приблизительно 80% всей колебательной энергии машины, являющейся единственно полной характеристикой ее виброакустической активности, выделяется в окружающую среду в области НЧД. Поэтому акустическая оптимизация параметров ЦМН должна производиться на основе учета динамического поведения ротора, отличительной особенностью которого является вращение в узких кольцевых зазорах, заполненных жидкостью под давлением, оказывающей неоднозначное влияние на динамические свойства ротора ЦМН. Так как задача нахождения акустически оптимальной конструкции той или иной машины является многомерной и многокритериальной, что делает ее решение в общем виде слишком сложным и даже неосуществимым, то к настоящему времени опубликовано всего лишь несколько статей, посвященных оптимизации роторных машин. В связи с этим задача установления взаимосвязи между конструктивным оформлением ЦМН, его эксплуатационными параметрами и виброапнвностью по-прежнему остается актуальной. Необходимость более полного и точного описания ЦМН как источника шума и вибраций в НЧД с целью разработки научно обоснованных рекомендаций по рациональному (нетради-

ционному) конструированию ЦМН, имеющему заданные виброакустические характеристшси, является явно назревшей проблемой, требующей своего решения.

; Цель работы. Основной целью диссертационной работы является разработка научных основ рационального проектирования высоконапорных малошумных ( то есть с низкой виброактивностью) ЦМН. В качестве критерия оптимальности параметров ЦМН выбран минимум массы насоса. Основным предельным состоянием ЦМН является контакт вращающегося ротора со втулкой межступенчатого щелевого уплотнения (МЩУ). Поэтому важнейшим условием оптимальности ЦМН является относительно малая, по сравнению с радиальным зазором в МЩУ, величина суммарного (статического и динамического) прогиба ротора илй/в общем виде, величина коэффициента отстройки ротора от резонанса на частоте вращения, в зависимости от заданного режима работы ротора (докрнтический или закритиче-скнй). Низкая виброакгивность ЦМН обеспечивается выполнением ряда требований по исключению или снижению интенсивности источников возмущающих сил.

Задачи исследования. Для достижения указанной цели необходимо было решить ряд наиболее важных задач, из которых выделяются следующие:

- определение причин существования повышенных уровней вибраций в НЧД и их неустранимости или заметного снижения методами балансировки ротора ЦМН;

- установление природы , интенсивности и частот воздействия возмущающих сил и моментов, характерных для ЦМН, и определение возможности уменьшения амплитудных значений нежелательных возмущений;

- оценка влияния конструктивно-технологических факторов на виброактивность ЦМН и установление причинно-следственной связи между конструктивным оформлением и особенностями динамического поведения ЦмН;

- разработка критериального комплекса для выбора рационального соотношения параметров ЦМН;

- разраоогка принципов конструирования и алгоритма расчета параметров малошумного ЦМН (синтез системы с наименьшей отдачей колебательной энергии в окружающую среду);

• разработка основ рационального конструирования ЦМН.

Научная новизна. В результате всесторонних исследований причин повышенных уровней вибрации ЦМН во всем НЧД и особенно на частоте вращения автором открыто новое , то есть неизвестное ранее явление неконтролируемого прогиба ротора, обусловленного совместным действием гидродинамических сип, возникающих в масляном слое подшипников скольжения, и гидростатических поддерживающих сил, возникающих в МЩУ при дросселировании в них осевого перепада давления, при наличии контактных концевых уплотнений ротора. Указанное взаимодействие элементов системы «ротор-корпуе» объясняет многие особенности динамического поведения ЦМН, включая небалансируемость насоса, влияние перекоса ротора и МЩУ на уровни вибрации и т.д. На этой базе показана принципиальная ошибочность существующих динамических моделей ротора и ЦМН в целом, предложенных Д.А. Ломакиным и В.А. Марциновским и лежащих в основе виброакустических расчетов ЦМН. Теоретически и экспериментально доказано, что величина остаточного дисбаланса ротора ЦМН, о превалирующей роли которого в создании повышенных уровней вибрации на. частоте вращения роторных машин указано в многочисленных публикациях, в действительности, применительно к ЦМН, не является фактором, определяющим или способствующим повышенной виброактивности ЦМН, и поэтому ужесточение требований к балансировке ротора является неоправданным.

В диссертации впервые установлена жесткая взаимосвязь эксплуатационных (заданных) и конструктивно-изменяемых (управляемых) параметров. (уравнение ВЭКИП-ВЗУП), позволяющая, по существу, свести многокритериальную задачу рационального соотношения параметров ЦМН к однокритериаль-ной. Являясь достаточно универсальной зависимостью, уравнение ВЭКИП-ВЗУП может быть использовано в проектировоч-

ных расчетах различных энергетических машин роторного типа (центробежных и осевых компрессоров, паровых и газовых турбин, обратимых насос-турбин).

В раооте впервые установлена аналитическая зависимость между двумя основными величинами конструктивно-изменяемых параметров - радиальным зазором в МЩУ и напряжением кручения материала вала, из которых важнейшей является последняя величина. Указанная зависимость полностью предопределяет конструкцию ротора и ЦМН в целом, в связи с чем теоретически установлено, что рекомендуемые A.A. Ломакиным и повсеместно распространенные диапазоны изменения коэффициента быстроходности не пригодны, в общем случае, для рационального проектирования ЦМН.

В диссертации впервые получены аналитические зависимости для определения модулей статических и динамических сил, возникающих при вращении несоосных валов, соединенных упругой муфтой, и зависящих от ошибок изготовления и монтажа сопрягаемых деталей муфты. На основе полученных зависимостей предложены два критерия - критерий качества муфты и силовой критерий - для оценки конструктивного совершенства муфты и сравнения различных муфт между собой. Эти критерии, отражающие физическую сущность работы муфты, являются объективными характеристиками данного узла агрегата.

В работе теоретически показано и экспериментально подтверждено то, что любой гидромапшне органически присуща так называемая гидродинамическая неуравновешенность 2-го рода, то есть появление возмущающих сил и моментов , обусловленных обтеканием лопаток рабочих органов стационарным потоком перекачиваемой жидкости и действующих на корпус и ротор гадромашины с различными частотами, зависящими от соотношения чисел лопаток рабочих органов. Отмеченная особенность гидромашин и ЦМН, в частности, позволила дать научно обоснованные рекомендации по выбору чисел лопаток рабочих органов гидромашин различного назначения.

Практическая ценность. Полученные в диссертации научные (теоретические и экспериментальные) результаты служат

ь

необходимым и достаточным основанием для рациональных конструкций высоконапорных питательных ЦМН с наперед заданными виброакустическими характеристиками. Разработанный на основе динамических характеристик ротора алгоритм расчета конструктивных параметров ЦМН в зависимости от заданных значений подачи и напора позволяет отыскать единственный вариант оптимального сочетания исходных и последующих расчетных параметров, обеспечивающий требуемые виброхарактеристики. Практическая значимость результатов диссертации связана с возможностью не только прогнозирования массогабарптных и виброакустических характеристик создаваемого ЦМН еще на стадии проектирования, но также с возможностью решения обратной задачи, то есть всестороннего анализа существующих (действующих) насосных агрегатов с целью разработки эффективных мероприятий, направленных на снижение виброактивности ЦМН

Изложенные в виде конкретных практических рекомендаций, результаты работы позволяют осуществлять диагностирование технического состояния насосных агрегатов по данным спектрограмм вибраций в НЧД воздействия, что предоставляет особую практическую ценность и значимость при эксплуатации ЦН, расположенных в опасных для жизни или труднодоступных для осмотра и наблюдения местах.

Основной результат диссертационной работы, выносимый на защиту. Основным результатом диссертации является создание нового научного направления в проектировании и техническом диагностировании в насос остр оении и решение на этой основе ряда научно-технических проблем акустической динамики машин. Личный вклад автора в указанный результат состоит в открытии ряда не известных ранее явлений и закономерностей в работе насоса , а также в научном обосновании и развитии методов проектирования высоконапорных ЦМН с низкой виброактивностью.

Аирсба!^: р«5оты. Основные результаты диссертационной работы прошли апробацию в форме докладов и обсуждений на Всесоюзном симпозиуме «Новые методы исследований шу-

мов и вибраций и кибернетическая диагностика машин и механизмов» (Каунас, 1970 г.), VII Всесоюзной акустической конференции (Ленинград, 1971 г.), семинарах Всесоюзного: научно-технического общества имени акад. А.Н. Крылова (секции «Виброакустическая, диагностика» и «Судовые турбинные установки», Санкт-Петербург, 1992 г, и 1997 г.), Российской республиканской научно-технической конференции «Научно-технические, проблемы энергомашиностроения и пути их решения» (Санкт-Петербург, 1992 г.), а также на научных ш научно-практических конференциях профессорско-преподавательского состава СЗПИ (Ленинград, 1970 г. и 1971 г.), ЛИСИ (Ленинград, 1977 г. и 1981 г.), ЛВВИСУ им. генерала армии А.Н. Ко-маровского (Ленинград, 1978 г.) , ЛВВИМУ им. В.И. Ленина (Пушкин, 1987 г., 1991 г., 1994 г.), Военно-морской академии им. адмирала Н.Г. Кузнецова (Санкт-Петербург, 1992 г.).

Публикации. По проблемам динамики ЦМН опубликовано свыше 55 работ. Список 43 основных работ по теме диссертации приведен в конце автореферата.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из введения, 5 глав, заключения, списка литературы из 311 наименований. Объем диссертации - 303 страницы машинописного текста, ш которых 42 рисунка и 31 таблица.

СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ.

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, отмечается неослабевающий интерес к проблемам виброактивности ЦМН, сформулирована цель работы, приведено краткое содержание всех глав, указаны основные положения, выносимые на защиту, охарактеризованы новизна и значение результатов исследования для науки и практики насосостроения и машиностроения в целом.

В первой главе подробно рассматриваются особенности ЦМН как источника вибраций и шума, отмечается сильная взаимосвязь элементов системы «ротор-корпус» между собой, что обусловлено наличием значительного числа МЩУ. Указан-

вая взаимосвязь влечет за собой существенное изменение виброактивности ЦМН при наличии даже незначительных ошибок изготовления элементов этой системы. Характерный для ЦМН широкополостный спектр вибраций (рис.1) свидетельствует о наличии большого числа источников возмущений в насосе, что значительно усложняет решение задачи о снижении повышенных уровней вибрации, особенно на частотах, образующих воздействие «сложной формы» (16, 32, 63 и 125 Гц) и оказывающих наиболее неблагоприятное воздействие на организм человека.

90

Рнс.1 - Спектрограммы виброускорений корпуса подшипника при различных расходах:

1 - на спецификационном режиме, 2-е нулевым расходом жидкости.

Примечание. Во втором случае добавлялись грузы для получения примерно одинаковых уровней вибраций на частоте врегда^ ния.

Ошеченные обстоятельства послужили причиной тщательного анализа источников повышенных уровней вибрации и шума, среди которых основными являются конструктивно-технологические факторы: величина радиального зазора в МЩУ, начальная несоосность ротора и МЩУ, наличие концевых контактных (сальниковых) уплотнений (КСУ) в сочетании с опорными подшипниками скольжения, конструкция соединительной муфты, соотношение чисел лопаток рабочих органов и др. По сравнению с остаточным дисбалансом ротора ЦМН, который , как установлено автором диссертации, не является и не может быть определяющей причиной повышенной виброактивности ЦМН, влияние конструктивно-технологических факторов весьма велико и многопланово, так как динамическое поведение ЦМН в НЧД воздействия полностью определяются ими. Большинство из указанных факторов органически присуще только ЦМН и потому является принципиально неустранимым. В связи с этим сформулирован крут задач, которые рассматриваются в диссертации для достижения поставленной цели, - разработки методов и правил проектирования малошумных ЦМН рациональной конструкции.

Во второй главе на основе результатов исследования автора диссертации и многочисленных экспериментальных и тео-I этических данных, опубликованных в различных литературных источниках, анализируются особенности динамики ЦМН как роторной машины. Системный анализ позволил установить полную неадекватность существующих динамических моделей ротора (A.A. Ломакина, В.А. Марцинковского и др.) реальным конструкциям роторов ЦМН и, следовательно, невозможность использования этих моделей для виброакустических расчетов. Данный вывод подтверждается многочисленными несоответствиями расчетных и экспериментальных данных при анализе динамического поведения ЦМН в случае изменения упругих связей в системе «ротор-корпус» Так, независимо от вида динамической модели ротора (иначе - независимо от величины упругих сил, возникающих в МЩУ), замеренные на корпусах опорных подшипников исследуемого насоса уровни вибрации на частоте

вращения превышают расчетные на (16.. 18) дБ при нормативной точности подобных расчетов +3 дБ ; по отношению же к отбалансированному «сухому» ЦМН эта разность достигает (25..30)дБ, что не может быть объяснено в рамках классических существующих представлений о системе и амплитудах возмущающих сил роторной машины и, в частности, ЦМН. Эти и другие обнаруженные особенности динамического поведения ЦМН являются основанием для тщательных исследований влияния конструктивно-технологических факторов на динамику ротора и насоса в целом.

В третьей главе оценивается степень воздействия на виброактивность ЦМН таких сильнодействующих, но совершенно не учитываемых современными динамическими моделями факторов, как присоединенные массы жидкости (ПМЖ), наличие КСУ, существование начальной несоосности ротора и МЩУ, начальной (статической) и динамической несоосности соединяемых валов насосного агрегата, а также соотношение чисел лопаток рабочих органов при обтекании их стационарным потоком перекачиваемой жидкости. При этом в основе анализа лежит гидростатический эффект (то есть возникновение в МЩУ поддерживающих сил при дросселировании в них осевого перепада давления), открытый A.A. Ломакиным, что позволяет в дальнейшем уточнить степень достоверности и применимости и самой динамической модели ротора ЦМН, предложенной A.A. Ломакиным.

Для определения системы возмущающих сил и моментов, а также частот их воздействия при обтекании рабочих органов перекачиваемой жидкостью принимается следующая гидродинамическая модель ступени ЦМН, состоящей из рабочего колеса и направляющего аппарата (лопаточного диффузора): на двух концентрических кругах располагаются заменяющие собой соответствующие лопатки рабочих органов вихри Г; (i - г, s, где индекс «г» относится к рабочему колесу, индекс «s» - к направляющему аппарату) определенной интенсивности. При этом внутренний круг, имитирующий рабочее колесо с лопатками, вращается с частотой f г, а внешний круг, имитирующий на-

Рнс.2 Гидродинамическая модель центробежной машины для определения величин.и частот возмущающих сил и моментов: а) при г^Ф ъ; б) при г,- в) при 2^=1. Цифрами в кружках обозначены последовательные положения ротора при его повороте на угол ф=7г/2

правляющий аппарат, является неподвижным, имея Zs лопастей. Радиусы кругов есть расстояния центров давления соответствующих лопаток от оси вращения, а вихри есть имитация циркуляции скорости потока при обтекании лопатки рабочего органа (рис.2).

На основе предложенной модели ступени ЦМН автором диссертации показано, что соотношение чисел лопаток ZT и Z5 полностью определяет вид и частоты проявления возмущающих воздействий; при взаимно простых числах Zr и Zs возникает переменный крутящий момент M(t) с частотой fm!1) и возмущающая поперечная сила, действующая с частотой fP (3) на ротор и с частотой fp® на статор, причем

f.a01 = frZfZ.; fp(,) = ffZ, ; =fr Z,; (i)

при числах Zx и Z3J имеющих общий множитель Ç, действует лишь переменный крутящий момент M(t) с частотой fm® , равной

= fma)/^, (2)

откуда следует, что при условии Z, = Z» частота воздействия переменного момента равна

fra«>=t;zr = frz.= t;c (zr=z,= c).; (з>

В соответствии с рассмотренными соотношениями чисел лопаток рабочих органов и в зависимости от типа насоса (одно-или многоступенчатый) и его пространственной ориентации (вертикальный или горизонтальный) приводятся рекомендации по рациональному выбору чисел лопаток (табл. 1). Полученные результаты подтверждаются многочисленными примерами из зарубежной и отечественной практики.

Существование, в общем случае, трех частот и двух видов возмущений, вследствие обтекания рабочих органов ЦМН перекачиваемой жидкостью, значительно осложняют борьбу с виброактивностью насоса, особенно при наличии КС У. Предлагаемая автором диссецгании схема взаимодействия КСУ. МШУ и

ДА '

опорных подшипников скольжения объясняет многочисленные

Таблица

2г

5 1 6 1 7 1 Б

Номер «лопастной» гармоники ]

1 2 3 4 5 1 2 3 4 5 1 2 3 4 5 1 2 3 4 5

1 РРРРР РРРРР РРРРР РРРРР

РРРРМ Р00 00 Р00 00 Р00 00

2 РМРМР ммммм РМРМР ммммм

РРРРМ 0 0 М 0 0 Р РР РР 0 0 0 М 0

3 РРМРР МММММ РРМРР РРМРР

РРРРМ 0 М 0 М 0 РР р р Р РОРОР

4 РОРМР ОМОМО РОРМР МММММ

РРРРМ 0 0 М 0 0 РРРР Р ОМ 0 М 0

5 МММММ РРРРМ РРРРМ РРРРМ

МММ ММ Р00 0 Р РРРР Р Р0Р 0 Р

6 Р 0 0 0 Р М М м м м Р 0 0 0 Р 0 ОМ 0 0

Р Р Р РМ ммммм РРРРР 0 0 0 М 0

7 РРРРР РРРРР М М М м м РРРРР

РРРРМ Р 0 0 0 Р ммммм Р0 Р0Р

о о РОРО Р 0 0 0 М 0 РОРОР МММММ

Р Р Р Р м 0 0 М 0 0 РРРРР МММММ

9 Р Р 0 Р Р 0 0 М 0 м Р Р 0 Р Р РР0РР

Р Р РРМ ОМОМО РРРРР Р 0Р0Р

10 0 М 0 М 0 0 0 0 0 М РОРОО 00 0 ОМ

М М ММ м 0 0 М 0 0 РРРРР 0 0 0 М 0

ПРИМЕЧАНИЯ:

I, В числителе указаны воздействия на частоте Гр1*1 , а в звдаеигеяе — на частоте Гр(г).

1. Р п М означали шиши» сил Р к уиу^нтак М

гцчромнизшпгсклх воздействий; 0 - отсутствие таковых.

особенности динамического поведения ЦМН на частоте вращения и частотах, кратных ей, а также ряд других явлений, не получивших удовлетворительного обоснования до сих пор. Например. устанавливается причина высокой нагруженности подшипников скольжения ЦМН, вопреки существующему прямо противоположному мнению; показывается необходимость учета КСУ как нелинейных упругих опор ротора, в отличие от традиционного пренебрежения их жесткостью. Нелинейность упругих свойств КСУ в сочетании с поличастотным воздействием возмущающих сил различной физической природы является одной из причин повышенных уровней вибрации на частоте вращения и их неустранимости путем обычной балансировки (с помощью установки на ротор корректирующих масс). Наличие КСУ объясняет и такие экспериментально установленные факты, как снижение уровней вибрации на частоте вращения при установке упругих опор и их увеличение, по сравнению с «сухим» насосом , при работе па спецификационном режиме и с закрытыми нагнетательным патрубком, что невозможно обосновать в рамках существующих воззрений.

Система взаимодействия КСУ, МЩУ и подшипников скольжения раскрывает причины существования различных точек зрения на величину и направленность износа КСУ, служит обоснованием существенного снижения уровней вибрации на «лопастной» частоте £(г) при установке упругих опор ротора и позволяет оценить эффект воздействия начальной несоосности и перекоса ротора и МЩУ на динамику ротора ЦМН. В последнем случае указанные неточности изготовления и монтажа ЦМН обусловливают неконтролируемый изгиб ротора со всеми вытекающими отсюда неблагоприятными последствиями в отношении виброактивности насоса, что исключает необходимость привлечения различных предположений о влиянии формы МЩУ на динамику ротора для объяснения повышенных уровней вибрации, свойственных ЦМН. Из анализа воздействия КСУ на динамику ротора следует вывод о том, что в ЦМН с высокими требованиями к уровням шума и вибраций КСУ не должны

применяться вообще либо их необходимо устанавливать в специальных упруго подвешенных корпусах.

Однако кардинальным решением проблемы снижения уровней вибрации на частоте вращения и во всем НЧД воздействия является отказ не только от КСУ, но и от выносных подшипниковых опор ротора вообще (безоиорный ЦМН). Помимо значительного ( в 2 раза) уменьшения осевого габарита и массы насоса, подобная конструкция должна обладать и наилучшими виброакустическими хараетеристиками, что подтверждено экспериментально на ЦМН с частичной реализацией данной идеи автора диссертации, предложенной более 25 лет назад. На этом основании "Предлагается выполнять ЦМН с безопорными безвольными роторами.

Еще одним фактором, влияющим на динамику ЦМН, являются ПМЖ, определение величины которых является весьма сложной и почти неразрешимой задачей. Исходя из формулы Стокса для определения ПМЖ гладкого вала, вращающегося в узкой кольцевой щели, заполненной жидкостью, автором диссертации предлагается приближенная формула расчета ПМЖ применительно к ротору ЦМН:

т, = кр

'гз , _э и ЛЧ-и)2 (и)2

ь0 р еьЬ0

(4)

глег3 .13 и Ь/ - параметры МЩУ перед рабочим колесом; гр Ьр и Ь0Р - параметры МЩУ перед разгрузочным диском; К, I и еь - радиус, толщина и радиальный зазор на выходе из рабочего колеса;

ц - эмпирический коэффициент, учитывающий наличие лопастей и переменную толщину покрывающего диска рабочего

т«лпАЛЛ / тгтт -глт'ЛТ Т '/с<т-л. тт // |-угттлл<ттлгг ллгчтпдтл'гплтттт.л х» па.

Ьл)ЛСс<1 I е1г1ДСа.Ч/Ы и ои/,' и | пи\/Л I сл ч-сх^ 1 о^ю 1 о^апи л и^"

реднему МЩУ каждого рабочего колеса); Ь0- длина проточной части ЦМН, или длина ротора между серединами сальни-

ковы* набивок шш концевых щелевых уплотнений: Lr - длина ротора между опорами, i - число ступеней ЦМН.

Расчеты, выполненные автором диссертации по формуле (4), показали, что влияние ПМЖ на динамику ротора ЦМН весьма велико. В целом, амбивалентное воздействие перекачиваемой жидкости на динамические свойства ротора ЦМН, проявляющееся в появлении гидростатического эффекта, с одной стороны, и ПМЖ, с другой, сводится к повышению жесткости ротора ( незначительному - в случае коротких и жестких роторов и более значительному - для длинных и гибких роторов). Вследствие этого габкие роторы работают, как правило, вблизи резонанса, чем и объясняются высокие и неустранимые уровни вибрации отечественных ЦМН промышленного назначения, имеющих, в основном, гибкие роторы.

Одним го узлов, также влияющих на виброактввностъ ЦМН, является устройство для восприятия осевой силы (УВОС), традиционно выполняемое в виде разгрузочного диска (упорного одностороннего подшипника, использующего перекачиваемую жидкость в качестве рабочего тела), торцевая поверхность которого образует со стенкой корпуса торцевую гидродинамическую щель. Существующие расчеты этого узла базируются на предположении о наличии и сохранении в процессе работы параллельности подвижной и неподвижной стенок гидродинамической щели, что не соответствует действительности. Обеспечить упомянутое условие практически невозможно из-за наличия неизбежного технологического перекоса торцевой поверхности диска и обусловленного им диффузорного течения жидкости в гидродинамической щели, которое не только уменьшает гидродинамическое давление в щели, но и вызывает неустойчивую работу разгрузочного диска, так как отношение гидродинамических давлений в конфузорной и диффузорной частях щели может достигать 10 и более раз (до 15).

Переменное поле давлений в торцевой щели разфузочного диска неизбежно влечет за собой появление автоколебаний ротора и, как правило, возникновение режимов сухого трения в узле, что обусловливает повышенную вибрацию ротора и ЦМН

в делом. Таким образом, простота конструкции УВОС в виде разгрузочного диска не может служить компенсацией за повышенную виброактивность ЦМН, обусловленную этой простотой. Данное обстоятельство совершенно не учитывается современными методиками определения виброакустических характеристик ЦМН, что вносит заметную погрешность в результаты расчетов. В работе сделан вывод о необходимости тщательного выбора типа УВОС, особенно для корабельных ЦМН.

В четвертой главе впервые всесторонне оценивается роль соединительной муфты в создании высокой виброактивности машинных агрегатов вообще и ЦМН, в частности. Отмечается, что соединительная муфта является самым мощным источником вибраций на частоте вращения и частотах, кратных ей, причем интенсивность этого источника возмущений зависит лишь от ошибок изготовления и монтажа муфты, которые принципиально не могут быть сведены к нулю, независимо от конструкции муфты. Для муфт с дискретным числом упругих элементов ошибки изготовления сопрягаемых деталей муфты (ошибки станочного происхождения) характеризуются ошибкой Д^ линейного шага расположения упругих элементов, от величины которой зависят модули возмущающих сил, обусловленных наличием муфты; среди ошибок, обусловленных технологически достижимой точностью монтажа муфты, основную роль играет величина эксцентриситета е0 (начальной, или монтажной несоосности) соединяемых валов, определяющая величину статической сипы, появляющейся при вращении несоосных валов.

В диссертации задача определения модулей и частот возмущающих сил, обусловленных наличием соединительной упругой муфты, решается в линейной постановке, причем первоначально рассматривается муфта с одноосным напряженным состоянием упругих элементов (рис.3), результаты исследования которой распространяются затем на муфту с плоским напряжен-

ттт п ( ог\лтг\н гщаи т>| ичтггтгу >%ггл**аттглт> Р гшчтгпт татл плппоттгп. шши Л илппыи у ир Г 1 ил ^лыиишис. и р^^шхихи 11ии/1СДУ-'Ьае

тельного рассмотрения возможных комбинаций ошибок изготовления и монтажа муфты устанавливается физическая природа Е механизм возникновения статических* и дшгампческпх сил,

1У

а также частоты их воздействия. Для определения модулей динамических сил предлагаются следующие аналитические формулы. При е0 ^ 0 и А^^О возникают динамическая сила Р0, сложным образом зависящая от величины силы трения упругих элементов по сопрягаемым поверхностям и от числа X упругих элементов, и статическая сила Р.Д равные соответственно ( по модулю)

Р0 = Р0И2; РД = 0,5СхХео = 0,5уоХРо , (5)

где Ст - тангенциальная жесткость упругого элемента; ¿1 - табулированный коэффициент, зависящий от числа л; Р0 -окружное номинальное усилие, приходящееся на один упругий элемент; \'й - критерий силового совершенства, равный у0 = ео/8о ( здесь 50 - номинальная деформация упругого элемента под действием силы Р0). Частота воздействия силы ¥0 равна частоте вращения валов.

При е0 = 0 и Д^О возникает только динамическая сила РшЛ действующая с частотой вращения, причем её модуль является нелинейной функцией числа упругих элементов:

Р™ - КхРв* , (6)

где К*. - нелинейная функция числа X.

При е^Ои Д^О (реальная конструкция муфты) возникает система сил, состоящая из статической Р«^ и динамической силы РШ(Д модули которых зависят от величины накопленной ошибки Е ,ш шага и определяются формулами;

Р^=0,5Ро^о; Р^=РА (7)

при

Е*

шах у

для Ь2т или

в

¿X, = 0,5(7. + Г) 1

- для Ь2т +1 j где ^At^/So - критерий качества муфты; либо

P¿ = 0,5Ро^о ese— ; Р^ = 0,5X40Р0, (8)

ht

если -

¿^ >0,5Х или 0,5(1-1-1) 1

для муфт соответственно с четным или нечетным числом упругих элементов.

Между величинами у0 и £0 существует связь:

у0/£0=е0/ДЦ , (9)

из которой следует, что величина Л1Т может быть названа эксцентриситетом 2-го рода ( во' - эксцентриситет 1-го рода). Ошибки станочного происхождения обусловливают поличастотный характер, что в сочетании с нелинейностью упругих свойств КСУ и подшипников скольжения означает значительное расширение спектра возмущающих сил, действующих на ротор ЦМН, подтверждаемое широкополостным спектром вибраций, характерным для любого ЦМН. Из расчетов, выполненных по формулам (5)...(8), следует, что абсолютные значения модулей возмущающих сил, обусловленных муфтой, на 2 и более порядка превосходят возмущающую силу от остаточного дисбаланса ротора. В этом заключается одна из причин повышенных и неустранимых уровней вибрации на частоте вращения ротора, причем отмечается, что муфты с числом Я=5т являются наименее чувствительными к ошибкам Ли станочного происхождения (эксцентриситету 2- рода), при прочих равных условиях; муфты же с числом Я=4ш не следует применять вообще, так как они

наименее износостойки и наиболее чувствительны к величине и

I

Предложенная автором диссертации схема работы муфты ПОЗБОЛЯсТ уЧсСТЬ влияние кя динамику машинного агрегата различий в динамических свойствах валов путем введения в расчет

динамической силы действующей с частотой вращения и равной Рсг=0,5лСгеа, где еа - динамический эксцентриситет (разность амплитуд вынужденных колебаний стыкуемых валов), или эксцентриситет 3-го рода. Уменьшение модуля этой силы возможно лишь путем подбора наиболее благоприятного сочетания ияерцноннно-жесткостных характеристик и величин дисбалансов соединяемых валов с учетом фаз дисбалансов, что означает необходимость решения комплекса вопросов, связанных с обеспечением требуемых виброхарактеристик машинного агрегата.

В пятой главе на основе динамических характеристик ротора решается задача оптимизации конструкции ЦМН при минимальных уровнях вибрации и шума, при этом в качестве критерия оптимальности принимается минимум массы насоса, заменяемой ее объемом, ввиду наличия очевидной корреляционной связи между этими величинами с высоким коэффициентом корреляции. Так как основным средством среди других предельных состояний является наличие резонанса в системе «ро-тор-МЩУ», влекущего за собой контакт ротора и втулки МЩУ с последующим выходом ЦМН из строя, то важнейшим условием оптимальности является величина коэффициента ф) Сз=1,2) отстройки от резонанса ротора. В соответствии с этим для динамической модели ротора в виде двухопорной балки с шарнирным закреплением концов получено уравнение ВЭКИП:

= 42,5

У JK.lT]

1 +V

или > п^-^Л-ЛШ.*. 0°)

где <3, Н и т]0 - подача, напор и общий КПД насоса; [т] - допускаемое напряжение кручения материала вала; [£]сау и [£]а - допустимые частоты вращения из условия обеспечения бескавита-ционной работы рабочего колеса и его прочности (принимается минимальное значение); <р1=1,25... 1,40 при]=1 и фг=0,7 ...0,8 1№=2 ;

V, -

/к

Ь '

V

. Р» /г».

ч ' »

/11\

пъ, - масса собственного вала; £т; - массса всех деталей, насаженных на вал ; статический прогиб ротора;, и й™ собственные частоты ротора соответственно в воздухе и в воде. Уравнение (10) применимо ко всем центробежным энергетическим машинам, и с его помощью многокритериальная задача рационального соотношения параметров ЦМН сводится , по существу, к однокритериальной. Так как для принятой расчетной схемы ротора величина 5st=5mrgLД384 Е1), где ЕГ- изгибная жесткость ротора, то значение Ьг определяется по формуле :

Ь, =11,75*4 / С м (12)

где ^ = Ь,=Н/[т].

В сочетании с полученным автором диссертации условием оптимальности размеров МЩУ (по минимуму протечек и максимуму поддерживающей силы) в виде

1С =6Ь0/^, (13)

где X, - коэффициент сопротивления движению жидкости по щели, причал Ьо=3»10~3<1ь (с!ь - диаметр вала), уравнения (10)...(13) образуют замкнутую систему зависимостей , положенную в основу алгоритма расчета параметров новых ЦМН н анализа существующих насосов с единых позиций [рис. 4]. С ее помощью устанавливается, что действующие ЦМН в своем большинстве не являются оптимальными конструкциями ни по протечкам, ни по объемному и общему КПД, ни по виброакустическим и массогабаритным характеристикам. Одновременно, на основе указанных зависимостей, получает строгое научное обоснование тенденция мирового насосостроения - создание одноагрештных конструкций с коротким и жестким ротором Поэтому концепция жесткого ротора положена в основу рационального конструирования ЦМН, так как жесткий ротор обладает, по сравнению с гибким, следующим важным, не известным ранее преимуществом: для него в первом приближении может быть принято условие К„=1Д что дает ошибку в безопасную

Ьг,им ГС1,Гц(мин"1)

(35) (65) (100) (135) 065) (<кдш) Рис.4 - Зависимости длины 1^(Ъ0) ротора в его первой собственной частота Гс1(Ь0) н величины 1о(Ьа) для гибкого (1) и жестхого (2) роторов:

1 - прн % = 0,8; 2 - при % = 0,2. - 1ЛЬ0);-----Гс1(Ьа)

сторону при расчете частот Р^ ротора ; для гибкого ротора величина Кд^ 2,0, что обусловливает близость частот Р.] и Как правило, гибкие роторы работают вблизи резонанса, чем и объясняются высокие и неустранимые уровни вибрации, характерные для высоконапорных питательных ЦМН, а также нечувствительность их роторов к величине остаточного дисбаланса ротора, неоднократно отмеченная в отечественном насосострое-нии. К тому же из-за больших значений для гибких роторов характерно наличие увеличенных значений Ьс и, следовательно, увеличенные протечки и пониженные величины поддерживающих сил, по сравнению с оптимальными размерами МЩУ. Поэтому конструкция ЦМН с гибким ротором не может иметь удовлетворительные виброакустические характеристики, не является экономичной и тем более оптимальной для заданных значений и Н В работе показывается, что для ряда конструкций ЦМН с гибкими роторами целесообразнее было бы создание двух последовательно включенных ЦМН с жесткими роторами, причем массогабарнтные характеристики в обоих случаях были бы примерно одинаковыми. На основании исследования уравнений (10)...(12) в сочетании с известными в насосостроении зависимостями в диссертации устанавливается, что архитектура проточной части (управляемые, или конструктивно-изменяемые параметры) ЦМН полностью характеризуются 3 симплексами

8Е (6=1,2,3):

&г=й11х)*-, $ъ=Ъ0[т]% , (14)

где сЬ - диаметр рабочего колеса на выходе из него.. При этом симплекс Бт является отправным пунктом в существующих расчетах проточных частей ЦМН, исходящих из условия 1 = \>аг и сош!. Симплекс Ба отражает динамические свойства ротора ЦМН, а симплекс 8з определяет геометрию проточной части в зависимости от передаваемой мощности и величины Ь0.

С другой стороны, устанавливается, что заданные (эксплуатационные ) параметры ЦМН с учетом динамических свойств ротора могут быть представлены в виде 3 инвариантов

Оу(8)(б= 1,2,3), которые применительно к жестком}' ротору имеют вид:

= (1,04... 1,25) •10"3НЬоК'/3; = 0,14С*НК'/3;

Б<2> = (1,46... 1,76)-Ю-^С^НК?; (15)

где Кг = Ггс/Гга ; ^ - частота вращения ротора, рассчитываемая по формуле (10); - частота вращения, принимаемая к проектированию; С<2н=(<ЗН)1/5. Между симплексами Бе и инвариантами существует однозначное соответствие

Б,^; 32=Б<2>; (16)

откуда непосредственно следует уравнение взаимосвязи заданных и управляемых параметров (уравнение ВЗУП):

или Б<2)/Б^ (17)

которое может быть названо основным правилом виброакустического проектирования ЦМН. Уравнение (17) означает, что конструкция малошумного ЦМН должна подчиняться определенным правилам, исключая всякий произвол в выборе управляемых параметров. Из уравнения (17) также следует, что величина является линейной функцией инвариантов я ( для выбранных значений <3 и Н инварианты , Ву(3)=сош1) и отражает глубокую взаимосвязь между заданными и управляемыми параметрами ЦМН. Поэтому величина не может быть взята в качестве исходной в расчете параметров ЦМН, который должен начинаться с выбора значений [т] и Ъ0. Уравнение (17) полностью определяет конструктивные элементы проточной части, окончательные значения которых принимаются с учетом удовлетворения их заданным ограничениям.

В заключении отмечается , что в результате выполненного исследования даны научно обоснованные объяснения всем особенностям динамического поведения ЦМН, определены и подтверждены экспериментально основные источники возмущений, интенсивность и частоты их проявления , установлены основные правила рационального конструирования ЦМН воо0= ще и малошумных, в частности, обоснованы критерии оптимальности конструкций ЦМН и предложен алгоритм расчета

параметров проточной части насоса. Сформулированные практические требования (рекомендации) к конструкции ЦМН, реализация которых решает, по существу, сложную научно-техническую задачу создания рациональных конструкций насосов с наперед заданными виброакустическими характеристиками, позволяют значительно удешевить производство ЦМН, снизил, их металлоемкость, улучшить дизайн, экономичность и другие эксплуатационные качества, включая существенное'снижение уровня вибрации в НЧД воздействия. -

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ, ВЫНОСИМЫЕ НА ЗАЩИТУ

1. Исследована природа повышенной виброактивности ЦМН в широком диапазоне частот. Установлены основные источники возмущений, к которым относятся соединительная муфта, контактные концевые уплотнения ротора в сочетании с опорами скольжения и взаимодействие лопаточных аппаратов рабочих органов ЦМН при обтекании их перекачиваемой жидкостью. В результате доказана пренебрежимо малая роль остаточного дисбаланса ротора в создании повышенных уровней вибрации и неадекватность существующих динамических моделей ротора реальным конструкциям этих узлов.

2. Установлено и изучено влияние на динамику ротора ЦМН различных конструктивно-технологических факторов, включая точность изготовления и сборки насоса.

3. Предложена гидродинамическая модель ступени ЦМН, объясняющая причины возникновения возмущающих сил и моментов, действующих с различными частотами, зависящими от соотношения чисел лопаток рабочих органов. Теоретически и экспериментально доказано, что существующая практика выбора чисел лопаток способствует созданию повышенных и неустранимых уровней вибрации на частоте вращения.

4. Установлено амбивалентное воздействие перекачиваемой жидкости на динамику ротора и предложена формула для расчета величины присоединенных масс жидкости. На этой основе оценена их роль для случаев жесткого и гибкого роторов.

5. Установлено, что соединительная муфта является наиболее мощным источником возмущений, действующих на частотах. кратных частоте вращения, и проявляющихся в виде системы динамических сил, модули которых линейно зависят от

ПТТТТТ^ЧЛТГ ТГ> глтло тт ou ист тж г* i^r\r*irTx xrxr rfvn. т Птмтв о ттоттт. т о «то тт шипа, vllifiиУД ил uiwiMiwixim и iuj ^iiM. Ai^xii^v^viiui uxitunii uiw

ские зависимости для расчета силовых эффектов, обусловленных наличием муфты, для оценки конструктивного совершенства которой предложены два критерия - силовой критерий и кри-

терий качества муфты, являющиеся объективными характеристиками данного, узла машины. На основе разработанной схемы взаимодействия элементов муфты получена аналитическая формула для определения КПД муфт, показана целесообразность применения зубчатых муфт, необходимость использования муфт с числом упругих (деформируемых) элементов, кратным пяти, и муфт с повышенной податливостью упругих элементов. Показана необходимость пересмотра существующих условий и допусков на, центровку стыкуемых валов, а также необоснованность существующих рекомендаций по выбору числа одновременно работающих (нагруженных) упругих элементов.

6. Теоретически и экспериментально доказана особая роль упругих опор ротора, особенно при наличии контактных концевых уплотнений ротора. Дана оценка (упругой подвеске направляющего аппарата ЦМН,

7. Теоретически установлено и экспериментально подтверждено, что совместная работа концевых контактных уплотнений и подшипников скольжения при возникновении поддерживающих сил в МЩУ обусловливает неконтролируемый прогиб ротора, являющийся одной ш причин повышенных уровней вибрации на частоте вращения и их неустранимости путем обычной балансировки. Наличие указанного взаимодействия элементов ротора объясняет существование изгибных поломок роторов и значительную нагруженностъ опорных подшипников скольжения, вопреки существующим воззрения в насосгроении. Этим же объясняются многочисленные противоречия в рекомендациях по применению концевых контактных уплотнений ротора ЦМН.

8. Установлена характерная для ЦМН жесткая взаимосвязь всех эксплуатационных и конструктивно-изменяемых параметров (уравнение ВЭКИГГ), позволяющая свести многокритериальную задачу оптимизации параметров ЦМН к однокрнгери-альной. Уравнение ВЭКИП является универсальной зависимостью и может быть использовано в проектировочных расчетах роторных энергетических машин.

9. С помощью уравнения ВЭКИП показано, что любой ЦМН характеризуется тремя симплексами величин, составленными из параметров проточной части, и тремя инвариантами, определяемыми значениями подачи и напора. Однозначное соответствие симплексов и инвариантов составляет основное правило конструирования ЦМН, записываемое в виде уравнения взаимосвязи заданных и управляемых параметров (уравнение ВЗУП), из которого следует, что наиболее важными величинами, определяющими всю конструкцию ЦМН, являются величины допускаемого напряжения кручения материала вала и радиального зазора в щелевом уплотнении.

10. Разработан алгоритм расчета параметров ЦМН и нахождения их рациональных соотношений, причем в качестве важнейшего условия оптимальности конструкции принята величина коэффициента отстройки низшей собственной частоты ротора от частоты вращения. В основу расчета положена концепция жесткого ротора.

Основные результаты диссертационной работы изложены в следующих публикациях:

1. Гроховский Д.В., Рогачев В.М. Некоторые вопросы практического анализа виброакустических свойств центробежных насосов. Труды Всесоюзного симпозиума «Новые методы исследований шумов и вибраций и кибернетическая диагностика машин и механизмов», 1970, г.Каунас.

2. Гроховский Д.В., Рогачев В.М. Динамика центробежных амортизированных насосов. - Тезисы докладов VII Всесоюзной акустической конференции ,1971, Ленинград.

3. Гроховский Д.В. Исследование причин повышенной виброактивности центробежных насосов.- Труды СЗПИ, №18,1972.

4. Гроховский Д.В. Рациональная схема блочной компоновки насосов паротурбинной энергетической установки. Вопросы судостроения. Серия «Судовые энергетические установки», вып. 19, 1980.

5. Гроховский Д.В., Кузьмин Ю.М. О принципах стандартизации в насостроении. - Стандарты и качество, №5, 1981.

6. Гроховский Д.В. Гидравлическое разгрузочное устройство центробежного насоса. - Авт. свид. СССР № 850932, 1981.

7. Гроховский Д.В. Безвальный ротор центробежного многоступенчатого насоса. - Авт.свидСССР № 853185,1981.

8. Гроховский Д.В. Сальниковое уплотнение. - Авт.свид. СССР, 1982.

9. Гроховский Д.В. Влияние присоединенных масс жидкости на динамические свойства роторов центробежных насосов. -Энергомашиностроение, №4, 1983.

10. Гроховский Д.В. Исследование причин небалансируе-мостн центробежных многоступенчатых насосов. - Энергомашиностроение, № 8, 1983.

11. Гроховский Д.В., Способ отстройки от резонанса ротора центробежного насоса. - Авт. свид. СССР № 1043362,1983.

12. Гроховский Д.В. О рациональном конструировании центробежных многоступенчатых насосов. - Химическое и нефтяное машиностроение, № 12,1983.

.13. Гроховский Д.В. Опыт применения сальниковых уплотнений в судовых центробежных насосах. - Судостроение, №1,1984.

14. Гроховский Д.В. Динамическое моделирование ротора центробежного многоступенчатого насоса.- Деп. в НИИЭин-формэнергомаше, № 203 эм - Д83,01.12.83,

15. Гроховский Д.В. Влияние концевых уплотнений на динамику роторов центробежных насосов. - Деп. в НИИЭинформ-энергомаше, № 207 эм - Д83,09.01.84,

16. Гроховский Д.В. Выбор параметров центробежных многоступенчатых насосов. - Химическое и нефтяное машиностроение, №7, 1984.

17. Гроховский Д.В. Уплотнение вала. - Авт. свид. СССР № 117162,1985.

18. Гроховский Д.В. Об оптимальном конструировании центробежных многоступенчатых насосов. - Химическое и НсфтЯНОб маШИНОСТрОсНйс, 1985.

19. Гроховскнй Д.В. О причинах повышенных уровней вибрации на «лопастных» частотах центробежных гидромашин.

- Вестник машиностроения, №3, 1985.

20. Гроховский Д.В. Влияние начального (монтажного) эксцентриситета соединяемых валов на их динамику. - Двигате-лестроение, №11, 1985.

21. Гроховский Д.В. Влияние ошибок изготовления и монтажа упругих муфт на виброактивность стыкуемых валов. -Вестник машиностроения, №11, 1985.

22. Гроховский Д.В. Расчет динамических сип при наличии зазоров между сопрягаемыми деталями упругой муфты. - Дви-гателестроение, №11,1986.

23. Гроховский Д.В. Об оптимальном конструировании некоторых машин и механизмов. - Теория механизмов и машин. Респ. межвед. научн.-техн.сб., вып.43,1987, ХГУ.

24. Гроховский Д.В. Влияние ошибок изготовления сопрягаемых деталей муфты на виброактивность сопрягаемых валов.

- Деп. в ЦНИИТЭИавтопроме, № 1536-ап, 26.05.87.

25. Гроховский Д.В. Влияние эксцентриситета и перекоса ротора и межступенчатых щелевых уплотнений на динамику роторов гидромашин. - Энергомашиностроение, №1, 1988.

26. Гроховский Д.В. Динамика центробежных многоступенчатых насосов (вопросы оптимального проектирования). -Насосостроение. Серия ХМ-4, ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ,1990.

27. Гроховский Д.В. О способе снижения вибраций «лопастной» частоты центробежных насосов. - Тезисы докладов XI научно-технической конференции СЗПИ, Л., 1970.

28. Гроховский Д.В. Оценка влияния перекачиваемой жидкости на вибрационные свойства центробежных многоступенчатых насосов. - Деп. в ЦНИИТЭИ тяжелого машиностроения, №773-ТМ 91 от 01.08.91.

29. Гроховскнй Д.В. Оптимизация параметров центробежных многоступенчатых насосов на основе динамических характеристик ротора. - Тезисы докладов научно-технической конференции профессорско-преподавательского ссстяБа ЛВВииТУ Им. В.И. Ленива, Л., 1987.

30. Гроховский Д В., Виброакгивность центробежного многоступенчатого насоса как интегральный показатель совершенства конструкции и качества изготовления гцдромащины. -Тезисы научно-практической конференции -профессорско-преподавательского^ состава ЛВВМИУ им. В.И. Ленина, , Л., 1991.

31 Гроховский Д.В. Центробежный многоступенчатый насос. - Патент РФ № 2007619,1994. , ... ...,,,

32. Гроховский Д.В. Способ управления <<лопастными>> частотами воздействия в центробежных гидромщншгах. - Патент РФ№ 2020286,1994. . „

33. Гроховский Д.В. Графо-аналитический метод расчета оптимальных параметров, центробежных многоступенчатых насосов. - Химическое и нефтяное машиностроение, № 6,1994..

34. Гроховский Д.В. Рациональное конструирование, щелевых уплотнений питательных насосов. , - Химическое и;нефтя-дае машиностроение, * №9,1994.

35. Гроховский Д.В., Оптимизация параметров центробежных многоступенчатых насосов на основе динамических свойств ротора. - Судостроительная промышленность. Серщ, Темврло-тия и организация производства. .Судовое, машиностроение. Опыт проектирования ж создания судовых механизмов, вып. 2,

1993. ,■ . ■ • . . -, .. . , ,

36. Гроховский Д.В. Рабочее колесо центробежного насоса.-Патент Рф№ 2044166,1995.

37. Гроховский Д.В.Учет конструктивно-технологических факторов при оценке уровней вибрации центробежных многоступенчатой шсосов.-Судостроение, №1,1995.

38. Василевич O.A., Гроховский Д.В, Тнпв НН, ШэеевВИ Влияние энергетических и конструктивных параметров на виброакустические характеристики насосов. - : Сборник трудов BMA им. Н.Г. Кузнецова «Повышение эффективности и надежности корабельных энергетических установок и их элементов»,

1994, СПБ.

39. Шааев ВИ, Василевич O.A., Титов НЕ, ГроховскийД.В, Определение общего уровня вибрации центробежного насоса в

целях диагностирования. - Тезисы докладов научно-практической конференции профессорско-преподавательского состава ЛВВМИУ им. В.И. Ленина, Л., 1991

40. Гроховский Д.В. Оптимизация конструкции высоконапорных питательных насосов на основе динамических свойств ротора. - Химическое и нефтяное машиностроение, №1, 1997.

41. Гроховский Д.В. Новый метод расчета и проектирования малошумных центробежных многоступенчатых насосов. -Вестник машиностроения, № 9, 1996.

42. Гроховский Д.В. Проектирование центробежных многоступенчатых насосов с улучшенными виброакустическими характеристиками. - Судостроение, №3, 1997.

43. Гроховский Д.В. Оптимизация конструкций питательных насосов судовых и стационарных энергетических установок. - Судостроение, № 4,1997.

В качестве исходного критерия принята величина (Р." отстрой/5 о ки чаетоты # ротора от его ближайшей собственной частоты определяемой по формуле:

§ = » Г/ -1,*) (1.2) причем = 1,2.Л,4 и Ср± » 0,7.0,8.

Величина ^ однозначно характеризует динамические свойства ротора, позволяет предварительно рассчитать уровни вибрации гидромашины и может служить основным параметром при сравнении различных вариантов конструкций ЦМН на ранних стадиях их проектирования ^10. Принятие величины ^ в качестве основш рационального соотношения параметров ЦМН есть отражение современных требований к любо! машине, так как в условия оптимальности механических конструкций включаются также акустические свойства £10]. Дело в том, что акустическая оптимизация является одним из перспективных методов ослабления машинных шумов и вибраций (появился даже термин "акустическое проектирование*1 ^134^), поскольку решает такие задачи, как снижение до минимума уровней колебаний в опорных точках, минимизация амплитуд вынужденных колебаний и др. [10]• Однако для реальных машин задачи акустической оптимизации являются многомерными и многокритериальными, а их решения становятся слишком сложными и даже неосуществимыми.

В связи с этим, ограничиваясь задачей нахождения рационального соотношения параметров ЦП на основе динамических свойств ротора, следует признать выбранный критерий качества - величину (1.2) - необходимым и, как будет показано далее, достаточным для сравнения различных конструкций ЦМН при вариабельности их параметров.

Учитывая, что в низкочастотном диапазоне воздействия (НЧД) в окружаадуго среду выделяется ^ 80$ всей вибрационной энергии машины 146 , являющейся единственно полной характеристикой ее виброакустическо! активности, решение проблемы рационального соотношения параметров ЦМН будем производить на основе выполнения требований минимизации в НЧД как возмущащжх сил, так и амплитуд вынужденных колебаний в опорных точках ротора насоса. Математически формулировка указанных требований записывается в виде: рьШ^Л»-,^) Шл, (1.3)

А^) =р> тиг. (1<4) где ар 32».«»а^ - некоторые конструктивные параметры ЦМН.

Система условий (1.2).(1.4) описывает необходимый минимум тех требований, которым должен удовлетворять ЦШ с малой вибро-актшвностыо.

§1.2. ВОЗДЕЙСТВИЕ ВИБРАЦИЙ И ШУМА НА ЧЕЛОВЕКА

М1ум - признак не прогресса техники, а, скорее, ее регресса*.

Г.Лдаан, президент Международной ассоциации по борьбе с шумом.

Можно привести множество примеров, иллюстрирующих важность влияния и оценки колебательных воздействий на человека. Однако известно ^21], что тряска в больших дозах иди незначительные, но продолжительные по времени вибрации являются весьма нежелательными воздействиями для человеческого организма. Было показано, что ".воздействие высокочастотной вибрации вызывает, как правило, изменения со стороны периферического кровообращения и ко

-11 жной рецепции, а воздействие низкочастотной вибрации - со стороны мышечной и костной системы. Вибрация с частотой 16 Гц вызывает повышение температуры кожи, увеличение амплитуды осцилляций, усиление кровотока. Это согласуется с мнением, что низкочастотная вибрация вызывает расширение сосудов. Вибрация исложной формы11 (то есть воздействие одновременно со среднеквадратичными частотами 16 , 32 , 63 и 125 Гц - Д.Г.) вызывает снижение температуры кожи, указывающее на тенденцию к спазмам сосудов. Жри этом уровни составляющих величин (скоростей и ускорений) соответствовали санитарным нормам" [21].

Для ЦМН питательных систем котлов характерен широкий спектр вибраций (рис.1), в котором амплитуды составжявдих, образующих воздействие "сложной формы", выделяются своей величиной. Это обстоятельство необходимо учитывать в первую очередь как при проектирований ЦМН, так и при проектировании системы виброзащиты оператора котлоагрегата.

Весьма неприятной особенность® вибраций, е позиций физиологии человека, является их "невыводимость" из организма, то есть невозможность удаления последствий их воздействия на организм. Постепенное накопление этих последствий, или, что то же, постоянное воздействие вибраций губительно влияет на организм человека: нарушается структура костной ткани, изменяется характер кровообращения, ухудшается зрение, изменяются реакции вестибулярного аппарата (нарушение координации движений, возникновение галлюцинаций, относящихся к ориентации тела и т.п.), возникает быстрая утомляемость. При этом малые значения амплитуд колебаний является фактором, маскирующим в пространстве и времени разрушительное действие вибраций на живые ткани человеческого тела

Помимо непосредственного неприятного физиологического возге г5 к. 5 Ъо 50 ез ао т 125 лда гоо гю ж 'юа яю вх аоо юоо <гю то гооо гяс з/яэ 4огю 5<хю &жш> Пс ■

Рис.1 -Спектрограммы виброускорений корпуса подшипника ЦМН пря различных расходах:

I - номинальный режим работы, 2 - нулевой расход жидкости ("бухой" насос).

Примечание. Первоначальные уровни вибрации "сухого" ЦМН были значительно ниже приведенных на графике, дш достижения примерно одинаковых с номинальным режимом работы уровней вибрации на частоте ^ остаточный дисбаланс рота ра в случае 2 был значительно увеличен за счет установки на ротор дополнительных корректирующих масс.

- 43действия на человека-оператора, вибрация, даже при малых амплитудах, является еще я источником воздушного шума, который возникает, вследствие периодических разрежений и сжатий среды,, соприкасающейся с вибрирующей поверхностью машины, механизма или узла.

С физиологической точки зрения, шум как звуковой процесс характеризуется степенью неприятности для: восприятия и рассматривается как помеха работе или отдыху. Действие шума, в зависимости от громкости, может проявляться, в отличие от вибраций, в весьма короткий срок. Известны многочисленные случаи, когда кратковременный, но неожиданный громкий звук приводил людей к заиканию, слепоте и даже вызывал припадки эпилепсии. С другой стороны, шум, как я вибрации, обладает свойством кумуляции: накапливаясь в организме, он все больше и сильнее угнетает нервную систему, оказывая глубокое раздражающее действие на весь организм человека. Под влиянием звуковых вибраций замедляются психические реакции, ускоряется процесс утомления, нарушается обмен веществ,я, что самое главное, нарушается работоспособность клеток головного мозга и развиваются, признаки их истощения.

Отметим, что длительное воздействие низких шумов также имеет отрицательные последствия. Украинским институтом коммунальной гигиены было установлено, что яри действии в течение нескольких часов среднесуточных шумов с уровнем громкости 30.35 дБ (это соответствует весьма тихому разговору) наблюдается сильное возб^^жп^^гичес^ц} дение нервной системы с полным нарушением сна даже уУздоровых людей. Нарушение же сна является самым пагубным последствием воздействия шума, ибо недосыпание или неглубокий сон есть одна из причин преждевременного сгорания нервных клеток. Дробный, а также неполноценный сон, обусловленный шумо-вибрацяоннож обстановкой, не защищает организм от ее разрушающего воздействия, спососбствуя, таким образом, закреплению неблагодриятных сдвигов, ведущих к прогрессирующему развитию шумо-вибрационной патологии . Нетрудно представать себе состояние обслуживающего персонажа на корабле, судне или 'ГЭС, вынужденного часами находиться рядом с машинами, уровни вибрации и шума которых превосходят установленные нормативы. В приведены многочисленные примеры и данные о влиянии шума и вибрации на судовых специалистов. Здесь важно отметать сдецшяку этого влияния, а именно: при совместном воздействии вибрации и воздушного шума, обычном в условиях плавающего судна, наблюдается взаимное усиление эффектов в результате их суммирования, а нередко и потенцирования, то есть возведения в степень

Отмеченные обстоятельства я являются причиной тщательного анализа источников повышенной виброактивности ЦМН.

§ 1.3. ЦМН КАК ИСТОЧНИК ВйБРАЦШ И ЩМ. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯЩЕЙ АКУСТИЧЕСКОЙ ДИШШЖЙ дМН

Всегда познавайте предмет в противоречиях. Вы обнаружите при этом, что существует постоянный заговор, имеющий целью преподать один и тот же предмет односторонне и догматически.

Дж.Б.Шоу

Согласно данным , уровень воздушного шума, создаваемого ДМН, сопоставим с уровнем шума ЛВС; виброактивность ЦМН также велика, что обусловлено наличием жесткой связи между ротором и корпусом насоса из-за большого час да ЩУ, заполненных жидкостью под давлением. С психологической точки зрения, лучше уменьшать шум, создаваемы! работающей машиной, нежели использовать противошумовые устройства и приспособления. Снижение уровня шума на

- 15 рабочем месте (боевом посту) имеет не только сиюминутное, но я общегосударственное значение, так как сохраняет здоровье человека за счет уменьшения производственных травм и профессиональных заболеваний, улучшает условия труда а обеспечивает высокую безопасность его. Сяедует подчеркнуть, что повышенная оплата труда в условиях шума и вибраций не уменьшает вредного влияния их на организм человека. Поэтому выплата денег в виде компенсации за причиненный ущерб здоровью находится в противоречии с гуманными принципами цивилизованного общества. Это в полной маре относится как к гражданским, так я к военным судам и кораблям, экипаж которых находится под воздействием значительных уровней шума и вибрация в течение нескольких месяцев дето «о много п давани*.

Проблемами снижения: уровней шума и вибраций машин и механизмов занимается достаточно большое количество организаций и лиц в СССР; ими выполнены дорогостоящие эксперименты на натурных образцах общепромышленных и корабельных ЦМН, послужившие основой для написания множества научных статей и диссертаций (caí.библиографию в конце диссертации). Однако, то ли из-за инерции мышления, то ли из-за слепого следования традициям или иным, далеким от^ауки соображениям, но до сих пор никто не решился отступить от канонов проектирования ЦМН и взглянуть на них иначе. Дело доходит до курьезов: несмотря на убедительность практических данных и результатов специально поставленных экспериментов, показавших и доказавших "невиновность" остаточного дисбаланса ротора ЦМН в создании повышенных уровней вибрации (ПУВ) на частоте ^ вращения, повсеместно ужесточаются нормы на его величину, повышаются требования к точности изготовления и обработки поверхностей вращающихся деталей ЦМй, что удорожает производство и стоимость ЦМЬ, но не дает (и не может дать!) ощутимого эффекта в снижении их виброактивности. Специфическая особенность ЦШ - повышенные и, что самое главное, не устраняемые с помощью балансировки в собственных подшипниках уровни вибрация на частоте ^ - наглядное тому свидетельство и подтверждение.

Отмеченный феномен есть следствие того, что существуют следующие виды возмущений: 1)механическяе, связанные с конструктивными особенностями соединительной муфты и другими конструкти-но-технологическими факторами (наличием концевых сальниковых уплотнений (КСУ), начальной несоосностью ротора и ЩУ, величиной радиального зазора в ЩУ и др.) и, в меньшей степени, с величиной остаточного дисбаланса ротора; 2)гидродинамические, связанные с обтеканием элементов ЦМН перекачиваемой жидкостью я приводящие к вихре образованию, пульсации давления во входном и выходном патрубках, кавитации и гядрадинамической неуравновешенности (то есть к системе периодических сип и моментов, действующих с частотами, зависящими от соотношения чисел лопаток рабочих органов); 3)гядромеханические, обусловленные взаимодействием механических и гидродинамических источников возмущений как вследствие влияния упругих деформаций ротора на рекам обтекания элементов проточной части ЦШ, так и вследствие нахождения высших собственных частот ротора в зоне частот воздействия гидродинамических сип и моментов.

Поскольку в кратком обзоре невозможно дать исчерпывающую характеристику всем названным источникам повышенной виброактивности ЦШ, тем более, что каждому из них посвящено множество теоретических и экспериментальных исследований, то ограничимся некоторыми, существенными, на наш взгляд, замечаниями относительно значимости каждого из них в динамическом поведении насоса. проблемам)

Ос-таточный дисбаланс ротораТУНормирования и снижения величины которого посвящены десятки серьезных монографии отечествен

-¿г ных и зарубежных авторов (ф.М.Диментберга, А.А.Гусарова, М.А.Бра-новского, И.О.Лисицына, М.М.Исаковича, В.А.Щепетельникова, У.Кер-Вильсона, Я.Кожешника, Дж.П.Ден-Гартога и др.), не является определяющей причиной ЮТ на частоте , неопровержимым доказательством челяу является уникальный эксперимент с "сухим" насосом и неба лансируемость ЦШ в собственных подшипниках при различном расположении по длине ротора корректирущих масс (см.главу 3). К этому следует добавить, что ".известны случая, когда при ревизии насоса между лопатками колеса обнаруживались посторонние тела массой до 150 г, расположенные на диаметре примерно 200 мм (это значит, что дисбаланс ротора достигал 15 Нем! - Д.Г.). Между тем, насос работал спокойщгкак до ревизии, так и после удз

Еинрр одного] ления попавшего в к олесо\Г те ла Г Так ойучаи тле л место.в насосе, рабочее число оборотов которого равно 6000 об/мин, а первая критическаяорость ротора в воздухе - 2100 об/мин"2оЛ.

Данным пример дезавуирует любую попытку приписать ост^-аточному дисбалансу ротора превалирующую или просто существенную роль в созданий повышенной виброактивности 1ЩН.

По сравнению с остаточным дисбалансом ротора, влияние конструктивно-технологических Факторов на виброактивность ЦШ весьма велико и, главное, многопланово. По существу, динамическое поведение ЦШ почти полностью обусловлено и даже предопределено именно наличием этих факторов, большинство которых органически присущи именно дМН и потому принципиально неустранимы. Учитывая значительную интенсивность указанных источников возмущений, борьба с ПУВ насоса дЪша вестись путем ликвидации самих источников возмущений (при сохранения, разумеется, функционального назначения машины), то есть путем рационального конструирования цМН, параметры которого наилучшим образом соотнесены с динамическими характерястиками ротора. Доводочные работы на стенде завода-изготовителя или. в составе си повой энергетической установки корабля или ТЭС не дают, как показывает практика, положительных результатов в отношении снижения виброактивности ЦМН.

Среди гидродинамических источников возмущений самым мощным по интенсивности является непосредственно гидродинамическая неуравновешенность, которая на два я более порядков превосходит интенсивность остальных источников гидродинамического происхождения. Наряду с конструктивно-технологическими факторами,данный источник возмущений является одной из главных причин ПУВ во всем частотном дипазоне. Остальные источники возмущений гидродинамического происхождения создают, как правило, высокочастотные шумы я вибрации, борьба с которыми должна вестись на путях яз£ распространения от источника наружу. Это достигается применением известных способов я средств, таких, как антивибрационные покрытия кошусов, многослойные корпуса, впуск воздуха во всасывающий патрубок и др. Учитывая незначительность вклада внсочастотных составляющих шума и вибрации в общую вибрационную энергию ЦШ и ве-ма незначительное влияние их на выбор параметров ЦМН, более подробное рассмотрение их исключается.

Взаимодействие механических и гидродинамических источников возмущений представляет определенный интерес, однако проблема взаимодействия колеблющихся тел с жидкостью разработана пока что недостаточно, несмотря на исс ледования \10^ Пк^1г15оу{$0} ¿30у дрД применительно же к ЦШ эта проблема не разработана вообще ни в теоретическом, ни в экспериментальном плане, К тому же следует отметить, что ЦШ представляет собой едяную колебательную систему, и потому разделение источников возмущений на те или иные виды носят, в известной мере, условный характер. Это с очевидностью

- 19 следует из анализа рис.1, на котором приведены результаты яскус-\твенного разделения "механических" и "гидродинамических" источников возмущений, полученные путем сопоставления виброактивности ЦШ при работе на спецжфикационном режиме и без воды ("сухой" насос). Видно, что взаимодействие "механических" я "гидродинамических" источников возмущений качественно и количественно меняет вибрационное состояние ЦШ, поэтому более правильно говорить о существовании в ЦШ комплекса гидромеханических источников возмущений, разделение которого на виды возмущений производятся лишь с целью простоты при их изучении и оценке влияния на динамику насоса. Действительно, ееш гидродинамическая неуравновешенность ЦМН есть следствие выбора того или иного соотношения чисел лопаток рабочих органов (заметим, кстати, что эта неуравновешенность принципиально неустранима и существует при ЛЮБОМ соотношении чисел лопаток рабочих органов - меняется лишь частота ее проявления), то уже по самому ее определению она может быть в равной ме-СТтнесена] ре1к конструктивно-технологическим факторам, аналогично КСУ, соединительной муфте, несоосности ротора и МЩУ.

С другой стороны, действие конструктивно-технологических факторов наиболее сильно проявляется лишь при работе ЦШ на спеця-фикационном режиме (то есть при работе с жидкостью); следовательно, их с равным успехом можно отнести к гидродинамическим источникам возмущений, точнее, к гидродинамической неуравновешенности ЦШ. Отмеченный парадокс есть следствие жесткой взаимосвязи всех источников возмущений, присущей тленно ЦШ вследствие несжимаемости перекачиваемой жидкости и некоторых конструктивных особенностей. Поэтому нельзя согласиться с ^72]в том, что уровни вибра-цяй определяются рабочим процессом насоса лишь в большей частя средних и высоких частот: в ЕИД существует та же зависимость.

§ 1.4. МЕТОДЫ ©шенш ВЙБРОАКТМВНОСТИ РОТОРНЫХ МАШИН И ОЦЕНКА И1 Э®ЕКТИВНОСТИ

Заранее т^гт ничего нельзя сказать. И это, конечно, как раз самое интересное.

А.А.Милн. "Винни-Пух и все-все-все"

Существует два основных метода минимизации уровней вибрации той или иной машины: I)использование различных вибропогяоща-ющих и вибродемпфирующих устройств (активного и пассивного типа) на пути распространения шумов и вибраций от источника к человеку-оператору или в окружающую среду; 2)ликвидация источника возмущения вообще или уменьшение его интенсивности с помощью различных, но преимущественно новых конструктивно-технологических решений, вносимых в устройство машины.

Для современного машиностроения и насосостроения, в частности, характерно использование, в основном, первого метода минимизации уровней вибрации, теоретические основы которого хорошо разработаны и широко известны [¿С, 9*5133,13*1,и ДР»1 . Применение виброзадерживагощих и вибропоглощащих устройств активного или пассивного типа, к которым относятся виброизоляция, установка динамических гасителей (антивибраторов), нанесение вибропопадающих покрытий, снижение вибропроводностя конструкций и т.п., требует значительных материальных затрат, предваряемых необходимостью производства достаточно сложных расчетов с экспериментальной проверкой последних. Как правило, эффективность этих устройств проявляется в достаточно узкой полосе частот а достигает максимума при резонансе.

Широкополосный и поличастотныи спектр возбуждений, характерный дяя ЦМН, с неумолимой очевидностью требует использования различных устройств для минимизации уровней вибрации в НЧД и других диапазонах воздействия. Таким образом, применительно к ЦШ цостиженяе требуемых или приемлемых уровней вибрации неизбежно обусловливает значительные материальные затраты, эффективность которых из-за различных причин (см.далее) может оказаться не столь высокой, как это предполагалось яри расчетах. широкому распространению первого метода минимизации уровней шума я вибрация способствовали два обстоятельства: а)возможность сравнительно легкого использования рекомендуемых средств для достижения требуемых уровней вибрации и шума на действующей матине; б)широкий набор рекомендуемых средств и достаточность их научной разработки, доведенная фактически до состояния справочного материала. Этих возможностей лишен второй метод минимизации уровней вибрация и шума, реализация которого всегда сопряжена с большими трудностями. Помимо глубокого знания Физической природы (источника) возмущений, необходимо отыскать пути либо ликвидации данного источника возмещений, либо способ снижения его интенсивности без шиии причинения?функцяональному назначений машины или существенного изменения ее эксплуатационных параметров, чем и объясняется практически редкое использование столь эффективного способа борьбы с нежелательными вибрациями. К тому же знание источника возмущений совсем не означает и уж тем более не гарантирует возможность его ликвидации« Так, агрегатирование машин предполагает наличие, по крайней мере, одной соединительной муфты, влияние которой на виброактавность агрегата Физически невозможно исключить; на неустранимость гидродинамической неуравновешенности указывалось ранее.

Следует отметить, что в ЦМН существует ряд благоприятных возможностей именно для ликвидации тех иди иных источников возмущений. По существу, вся диссертация посвящена изыскан!® этих возможностей с практическим подтверждением их реализации.

- £ 2

§ 1.5. ЦЕЛЬ РАБОТЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

Ее яд человек совершит что-либо, что до него не предпринималось, или же было начато и оставлено, или же выполнено не столь удачно, ему достанется больше чести, чем за более трудное дело, где он явится лишь последователем.

Ф.Бэкон. Сочинения, т.2.

При изучении причин повешенной виброактивности ЦМН различного назначения и конструкции на зав одах-изготовит елях были выполнены многочисленные мероприятия, касающиеся практически всех аспектов работы ЦШ и связанные с оценкой точности изготовления отдельных деталей и машины в целом, влияния приводного двигателя и конструкции соединительной муфты, а также температурного режима и типа концевых уплотнений на виброактивность ЦШ. Несмотря на большой объем выполненых теоретических и экспериментальных работ, существенных результатов в достижении приемлемых виброакустических характеристик (BAI) ЦШ достигнуто не было.

Б связи с этим задача исследования включала:

1) установление причин существования ПУВ в НЧД;

2) установление причин неустранимости ПУВ на частоте вращения ротора (небалансируемость ЦШ);

3) установление природы возмущающих сил, действующих в ЦМН, и выявление возможности уменьшения их амплитудных значений;

4) оценку влияния конструктивно-технологических факторов на виброактивность ЦШ, или установление основных закономерностей передачи вибрационной энергии в окружающую среду.

Конечной целью работы являлось:

I) установление причинно-следственных связей между конструктивным оформлением ЦШ и невозможностью снижения ПУВ традиционными методами (балансировкой, изменением жесткости амортизации и

-23 др.); 2) разработка критериального комплекса для выбора рациональных соотношений параметров ЦШ; 3) разработка принципов конструирования и алгоритма расчета параметров малошумного ЦМН, или синтез системы с наименьшей отдачей вибрационной энергии в окружающую среду.

Экспериментальная часть исследований включала в себя опыты, выполненные непосредственно автором диссертации на заводе "Экономайзер", и опытные данные, любезно предоставленные автору диссертации Б.Н.Зотовым (ЖТЗ) ж Сумским насосостроительным заводом. Суть экспериментов заключалась в получении виброхарактеристик насоса путем снятия спектрограмм виброускорений в различных точках ЦМН при внесении тех или иных изменений в конструкцию опор» подвески корпуса и направляющего аппарата с последующей балансировкой с помощью корректщэувдих масс, устанавливаемых в доступных по длине ротора местах (на жояумуфте, разгрузочном диске, специальных балансировочных головках), а также нрм изменении температурного режима работы насоса (выполнено автором диссертации):, иес ледова лось также влияние расцентровки стыкуемых валов насосного агрегата, жесткости соединительной муфтн на виброактивность ЦМН, анализировалась траектория движения шипа вала при работе на сдецяфикацяонном режиме и баланеяруемость "сухого" насоса (выполнено заводом "Экономайзер"). Данные КТЗ включали в себя результаты исследований влияния различных сочетаний лопаток рабочих органов на виброактивность одноступенчатого насоса.

Объектом испытаний и исследований служил серийный 4-ступен-чатый высоконапорный питательный турбонасос секциенно-корпуено-г© типа, привод которого осуществлялся через муфту типа МУВП с 10 пальцами (рис.2 и 3). Ротор опирался на подшипники скольжения (ИС), имея концевые сальниковые уплотнения (КСУ) я последовательное расположение рабочих колес.

Рис.2 - Высокойапорный питательный насос.

Глава

ОСОБЕННОСТИ ДИНАМИКИ РОТОРА ЦМЯ

Мыслящий ум не чувбтвует себя счастливым, пока ему не удастся связать воедино разрозненные факты, ям наблюдаемые.

Д.Хевешя. Письма к Н.Бору.

§ 2.1. ДИНАМИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РОТОРА ЦМН Установившееся представление о существовании в ЦМН источников вибрации механического и гидродинамического происхождения является не только неточным, но я весьма неполным именно из-за наличия сильного взаимодействия; между названными источниками возмущений. Так, в £эо] показано, что для типичной конструкции ЦМН с подшипниками скольжения и КСУ характерно возникновение возмуцаю-щях сил с частотой , обусловленных, в основном, несоосностью стыкуемых валов; нелинейностью упругих свойств КСУ и овальностью шеек вала под ними; нелинейностью свойств КСУ и числом лопаток рабочих органов, удовлетворяющих условию -3 = Зс^ - I; ив меньшей степени - остаточным дисбалансом ротора.

Очевидно, что при наличии указанной суммы воздействий с частотой ^ бесполезно стремиться к минимизации уровней вибрации на данной частоте обычной балансировкой путем установки на ротор корректирующих масс. Действительно, многочисленные попытки добиться успеха на этом пути не дали положительных результатов. Именно данное обстоятельство послужило основанием для. тщательного изучения причин существования ПУВ в широком диапазоне частот воздействия в ЦМН. Однако научное обоснование отмеченному феномену особенно! было дано спустя десятки лет после его обнаружения^если учесть, что исследованием вибрации и шума ЦМН начали заниматься с 30-х годов. Отсутствие единого методологического подхода к решению проблемы ПУВ значительно осложняло пояски причин их возникновения, несмотря на значительное число работ экспериментального я теоретического характера, посвященных исследованию причин ПУВ.

До 1955 г., когда появилась основополагающая работа А.А.Ломакина ¡¿Об] ,ществовалоеобразный подход к изучению ЦМН как источника вибрации в НЧД. Так, ротор рассматривался как обычный ("турбинный") вал, то есть как 2-опорная балкасосредоточенными я распределенной массами ио отв е тствующими граничными условиями, какие-либо конструктивно-технологические особенности ротора во внимание не принимались: I) о возможности влиянияотношения. чисел лопаток рабочих органов на вибрацию ЦМН. даже не предполагалось; 2) ЩУитались внутренними водяными подшипниками,особствующими уменьшению амплитуды вибрации и разгружающими основные опоры ротора jj^?]; 3) к КСУ отношение было двойственное: в отечественном насос остроения еще в 1951 г. бы до установлено, что ".согласно опытным даннымвысокооборотными насосами критическое число оборотов ротора определяется не расстоянием между центрами выносных подшипников, а расстоянием между центрамильников , особенно вучае применения металлической набивки и глубокихльников ,13о](но это не нашло ни малейшего отражения в последующих руководствах по проектированию и конструированию ЦМН ^115, 120, ISH, TZ% И'.'.щ)!], исключениеставляют работы |3, 48, 49]); за рубежом \ЗЩ1 КСУ оцениваются как дополнительные опоры, но в расчете ротора на критическое число оборотов не учитываются

Столь разноречивый подход к оценке основных конструктивных узлов ЦМН не замедлил сказаться: в обстоятельной монографии был сделан вывод, что "наблюдаются странные случая вибрации вала, которые не укладываются ни в одно из приведенных описаний различ

- £8 ных случаев вибрации" (имеется в виду влияние соединительной муфты, перекачиваемой жидкости, трения между валом и ступицами рабочих колее и др. на вибрацию ротора - Д.Г.).

В результате, в настоящее время существует несколько динамических моделей ротора (ДМР) ЦМН для описания и расчета его динамических свойств. Необходимость изложения существа предложенных |МР обусловлена само! постановкой задачи настоящего исследования, к тому же без естественной оценки точности расчетов по этим |МР невозможно охарактеризовать научную и практическую важность и ценность нашей работы.

§2.2. ЩР ЮМАКИНА КМ ОСНОВА ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИКИ ЦМН й ПРИЧИН ЕГО ВИБРОЖТИВНОСТИ

Природа может ответить "Дам или "Нет", но она произносит один ответ шепотом, а другой громогласно; ее "Да" усювно, ее "Нет" определенно.

Д.Пойа. Математика и правдоподобные рассуждения.

Впервые на необходимость учета гидродинамических эф|ектов в динамике ротора ЦМН было указано А.А.Ломакиным в 1955 г. £юб]. Теоретически было показа но возникновение в МЩУ сил, пренятству-вдих росту прогиба ротора, и предложена методика их расчета, из которой следовало, что величина этих сил линейно зависит от эксцентриситета ротора ж ЩУ и весьма слабо от абсолютной величины ё радиального зазора в МЩУ. В дальнейшем |13, 107 при еравнительно строгих допущениях (неподвижность вала и наличие в ИЩУ лишь осевого течения), обоснованность которых была доказана значительно позже [р2з], и жри условии^-¿0,5 и <5^0,3 была получена окончательная формула для расчета величины силы, возникающей в узкой кольцевой щели при дросселировании на ней осевого перепада давления где X - коэффициент сопротивления течению по щели; JUL - местный коэффициент расхода; и i - радиус и длина щели; осевой перепад давления, дросселируемый на щели; S = e/$n ; et

О' ^0 ' о эксцентриситет ротора и МДУ;

К^ - абсолютная шероховатость щели. Знак минус в формуле(2Л) означает, что сила направлена в сторону, противоположную смещению ротора, то есть сила Е*^ носит поддерживающий характер и способствует центрированию ротора относительно МДУ. Формулой (2.1) будем пользоваться в дальнейшем; заметим лишь, что при указанных в допущениях силу Р^ правильнее называть гидростатической, что отмечалось в работах ¡18, б](за рубежом эффект появления в МДУ гидростатических сил называют "эффектом Ломакина" ) # эффект возникновения поддерживающих сил в МЩУ был подтвержден как на специальной экспериментальной установке ¡107] , так и на действующем ЦШ Ъо\,

В соответствии с этим для ротора ЦШ является характерным наличие системы ( ¿-число ступеней) поддерживающих (удругих) сил, что равносильно введению в систему "ротор-корпус" 21 упругих опор (по числу МЩУ) с линейной жесткостью [^Э^ОТ]

Ч^/е и^Нди+Зё^Гф .(2.3)

С учетом большого числа МДУ и малых расстояний между ними ротор ЦШ можно рассматривать как балку на сдлодном упругом осно

- 30 вании с соответствующими граничными условиями. Такова сущность Д!Ш? Ломакина, которая лежит в основе расчета вибрационных харак-терийтяк ротораиШН в целом как в отечественном, так и в зарубежном насосостроении.

Согласно ДЯ? Ломакина, спектр собственных частот ротора ЦМН как однояролетной балки на двух шарнирных опорах определяется из Формулы ^

0^=^(1+ /-¿А-,*1* (2.4)

Для других граничных условий вид Формул (2.4) будет, разумеется, другим; в дальнейшем будет использоваться формула (2.4)ввиду ее очевидной простоты и наглядности),

Эффект Ломакина" произвел неожиданный эффект: появилось множество исследований, посвященных его проверке и уточнению ¡81'. .91, ПС, III, II«.Ш^23"?^5 и др.]. При этом первоначальные исследования Лю, ПЯбез всяких оговооок подтверждали положительную рольТвдинамике ротора ЦМН, поскольку они увеличивали критическую скорость ротора в ^2 раза, способствуя центрированию ротора, что подтверждалось траекториями движения центра вала. В последующем П&,. .12. А и др."] уже отмечались некоторые несоответствия и даже противоречия экспериментальных и теоретических данных. Так, если з утверждалось, что ".щелевой эффект .настолько повышает жесткость ротора, что его удвоенная критическая скорость заведомо больше обычно применяемых в настоящее время скоростей вращения (3000-6000 об/мин)", то в [^'Г^уже отмечалось, что I) при изменении величины 6 в пределах = 0,2.1,0 мм величина Сдц не изменилась; 2) величина ^

- и 60 шг- является предельной, так как дальнейшее увеличение ее не поиводит к повышению значения . понятно, что отмеченные обстоятельства ншзщятся в противоречия с формулами (2,1) и (2.4). К сожалению, объяснения этому не последовало; отсутствует оно и до сих пор, несмотря на обширную литературу, посвященную исследованию динамики ротора ЦМН. Указанные противоречия теоретических и экспериментальных данных будут объяснены в дальнейшем, на базе работ [46^.[4%). Правда, в 1962 г. появилась работа в которой получена новая формула для определения величины подъемной силы, возникающей в МЩУ, из которой следует, что из-за переменности коэффициента сопротивления, зависящего от угла поворота ротора, влияние эксцентриситета С на величину оказывается более слабым, нежели это следует из Формулы (2.1). Однако в ис-ледованяях 198]было установлено, что влияние вращения вала сказывается лишь на абсолютной величине коэффициента «X , причем для турбулентного режима, характешого для ЩУ всех ЦМН, измененив величины -А. для полностью эксцентричного зазора в ЩУ.,по сравнению с концентричным расположением вала в ЩУ, составляет всего(25.38)%. Поэтому данные следует признать олшб очными.

Отметим также, что в работе ¡189] бы ли приведены несколько иные формулы для олредепения значений X и ^М , прячем величина X ставилась в з вмсимэсть от длины уплотнения. Учитывая, что расчеты по формулам |18з]дают весьма близкие результаты к получаемым по формулам (2.2), в дальнейшем используются формулы (2.2) Некоторое, незначительное уточнение в ДМР Ломакина было внесено ¿¿.А.Рудисом [х^з], показавшим, что наличие разгрузочного диска способствует увеличение на (5.10)%, что будет учтено в последующем (см

§ 2.3.). Это объясняется возникновением гидродинамического момента при перекосе диска вследствие изгиба вала.

- за

Ввиду чрезвычайной важности влияния гидропяты (разгрузочного диска) на динамику ротора ЦМН, оно будет рассмотрено более подробно в дальнейшем (см,

§ 3.5).

В работах ^85, 118*] задача о собственных и вынужденных колебаниях ротора ЦМН решалась в нелинейной постановке с учетом не только гидростатической силы Г^ , но и гидродинамических сил, возникающих в узкой кольцевой щели (МЩУ) вследствие поступательного и вращательного движения эксцентрично расположенного несбалансированного ротора. При этом полагалось, что гидродинамические силы являются нелинейными Функциями перемещения, скоростей я ускорений ротора (последнее <?сть, по существу, учет ПМЖ). Было установлено, что гидродинамические силы не влияют на критическую скорость ротора, а при малых колебаниях величиной ПМЖ можно пренебречь [113] ; турбулентность не потока, свойственная всем ЩУ, увеличивает устойчивость ротора при больших перемещениях (¿Г> 0,5 [85~|. Поскольку рассматривалась упрощенная схема ротора (невесомый вал с диском посредине), то данные исследования носили, в основном, качественный характер, каких-либо практических выводов не последовало.

В работе на основе общих уравнении гидродинамики жидкости было получено иное, по сравнению с формулой (2.1), выражение для центрирующей (подъемной) силы , в котором существенную роль играл параметр У~ = I, характеризующий относительный перекос ротора в ЩУ ( оС - угол наклона). С этого момента многочисленные исследования . .91, 119, 123, 12.4 и прибыли посвящены оценке влияния на динамику ротора некоторых конструктивно-технологических факторов (конусности ЩУ, перекосу вала в ЩУ, конфузорности и диффузорности ЩУ), обощенной характеристикой которых являлся параметр . В результате теоретически было установлено, что 1)конфузорность (то есть У > 0) повышает жесткость и виброустойчивость ротора, а диффузорностъ ( ^С < О) при определенных условиях модвт привести к превращению центриру-щейлы £^ в децентрирующую; 2)при длинных ЩУ (большие значения ) гидростатическаяла Г^ весьма чувствительна к перекосу вала; 3)"перекос осей ротора и ЩУ оказывает превалирующее влияние на величину гидростатическойлы" ,ЗбД

Однако практического применения эти работы не получили (автору диссертации не известна ни одна конструкция ЦМН, в котором бы реализовалась идея конфузорности ЩУ). Более того, расчеты, выполненные автором диссертации по формулам и графикам 12.о|, доказали, что для всех отечественных и зарубежных ЦМН, установленных на 'ГЭС и ГРЭС, характерно существование значительных децентрирующих сил, которые вообще не позволяют роторам ЦМН "всплывать" обусловливая, тем самым, металлический контакт ротора с ЩУ. Если указанные Формулы справедливы, то последнее означает неработоспособность высоконапорных питательных ЦМН с момента их создания, что, естественно, не подтверждается практикой эксплуатации этих насосов. Видимо, из-за существования столь противоречивых оценок сил, возникающих в ЩУ, работы А.А.Ломакина ^13, {06, |07~| не были включены в его посмертную монографию , хотя его идеи были успешно реализованы яри наладке мощного ЦМН ^195].

Следует подчеркнуть, что все упомянутые теоретические и экспериментальные исследования были обусловлены необходимостью объяснения существования ПУВ насосов и принятия действенных мер по их снижению. Отсутствие положительных результатов привело к необоснованному, на наш взгляд, пересмотру "эффекта Ломакина" и ДМР Ломакина и стимулировало появление Д-Р Марцинковского. Это тем более странно, что в[¿53,22^ была показана (теоретически и эксперяментально - на установке с частотой ^ = 167 Iii) хорошая сходимость результатов с выводами Несколько позднее в [¿^о] был объяснен механизм возникновения сил в ЩУ при эксцентричности и перекосе ротора: потери давления на трение в узкой части зазора больше, нежели в широкой, но скорость я статический напор на широкой стороне зазора меньше - все вместе и дает эффект центрирующей силы, то есть "эффект:: Ломакина")♦ Здесь же был объяснен и механизм возникновения гидродинамического момента в разгрузочном диске, о котором упоминалось в jj5s[[. Б связи с этим можно сразу сделать вывод об ошибочности последующих теоретических результатов jlSO, 122., 163 и др J, но историческая последовательность исследований заставляет нас изложить их существо для понимания слокностя вопроса ¡^подтверждения основной мысли цяссертапочтШ

Гпрчте и.Шщолнг цяи - динамика ротора ыш щолностью определяется конструктивно-эксплуатационными параметрами МЦУ (осевым перепадом давленая, геометрическими размерами и радиальным зазором ЩУ),

§ 2.3. да марьда:овского и других исследователей

Да, идеи - это огня в ночи, манящие ученых к новым я новым свершениям, а не вериги, сковывающие движения и творчество.

Л.Б.Гумилев. Этногенез и биосфера земли. IS90 г.

ДКР Ломакина не смогла объяснить динамическое поведение ДМН в НЧД и заранее предвидеть хотя бы качественный эффект от введения тех или иных изменений в конструкцию ротора и его опор. Бесплодность многочисленных попыток |j28, 138.140, 1-51.153 и ispj снизить уровень виброактдвности ЦМН обусловило появление новой «ВЫР, предложенной В .А .Марцинк овским jjsojg призванной заменить

- г§

ДМР Ломакина. К сожалению, эта попытка не достигла поставленной цели.

Принципиальное различие обеих ДМР заключается в наличии дополнительного члена в выражении для гидростатической силы Р^ $ ДМР Марцинковского, коим учитывается спиральное течение жидкости в ЩУ, не принятое во внимание в ДМР Ломакина. Согласно В.А.Мар-цинковскому, силы, возникающие в УЩ, могут оказывать различное воздействие на динамику ротора ЦМН, в зависимости ог соотношения ины Н. частоты к, и величины 11с- , в связи с чем расчет результирующей силы г следует вести по формуле

Р * Г + Г К сд ) (2-5) где Р - сила, обусловленная нашчием спирального течения в ЩУ и равная

4-4). (г.« йз сооомулы (2.5) следует, что возможно существование усло-п ^ виях > О, которое означает возникновение в ЩУ децентрирующих сил, способствующих, естественно, возникновению ПУВ на частоте (Укажем, что в Гхбз]дан вывод гидростатической силы на основе общих теорем механики и показано, что эта сила оказывает отрицательное воздействие на динамику ротора; формула для расчета этой силы имеет вид

Правда, авторы в примечании указывают, что данное выражение получено для зазоров, на порядок превышающих зазоры в гидростатических подшипниках, к которым относятся ЩУ). Любопытно отметить то, что в дальнейшем |Г2Х и дрГ)формула (2.5) не упоминается вообще, я вывод зависимости радиальной силы для произвольного числа щелей производятся, при условии чисто осевого течения в них. Кстати говоря, аналогичное явление должно было происходить в паровых турбинах, что я было обнаружено я подробно исследовано в

SOS], а также в [IB*?]. Было доказано экспериментально [VosJ наличие чисто осевого течения в лабиринтных уплотнениях, даже при больших размерах камер, то есть доказано отсутствие перетекания в окружном направлении, что я было предположено А.А.Ломакиным при выводе формулы (2.1). Нельзя не отметить, что формула (2.6) приведена в работе jlofj, однако там она фигурирует как выражение силы трения о жидкость эксцентрично вращающегося ротора. Но, как известно ]12, 63, 64 и др. , сила трения не влияет на собственные частоты ротора, она лишь возбуждает Het/стоичивостьУдвя-жения с частотой колебаний, соответ^вующей критическому числу оборотов.

По нашему мнению, включение силы трения (2.6) в формулу для определения центрирующей силы (2.5) принципиально ошибочно, ничем не обоснованно и может рассматриваться как своего рода попытка учесть ПМЖ для получения удовлетворительного соответствия теоретических и практических данных, что и сделано в Il2öj. Спира-льныиЧэффект имеет место лишь при наличия эксцентриситета ротора и уплотнений с гребнями

В ^28, 151.153^ авторы, используя ДМР Ломакина с поправкой Руциса, без всякого обоснования изменили граничные условия ротора, включив жесткость подшипников скольжения в общую жесткость упругого основания, образуемой упругими гидростатячее шли силами Если учесть, что жесткость подшипниковых опор во много раз больше суммарной жесткости упругого основания ротора ЦМН, рассмотренного в этих работах, то, согласно исследованиям ^183, 174~], ошибочность такого подхода очевидна. Можно было бы не останавливаться подробно на работах [28, 251,.153], если бы нз следующие обстоятельства.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Мне так и не довелось почувствовать себя понятым".

Макс Планк.

Чтобы горечь этого признания не стала итогом всей нашей работы, кратко повторим основные ее результаты. В диссертации последовательно и доказательно изложены ВСЕ основные особенности динамического поведения ротора ЦШ и насоса в целом, установлена важность ряда факторов в оценке динамики ротора и сделана решительная попытка отмежеваться от устоявшихся догм в насосостро-ении. Приведенные расчеты свидетельствуют о том, что предлагаемым метод отыскания оптимальной конструкции ЦМН позволяет в минимально короткие сроки получить либо все необходимые для проектирования: данные без предварительной конструкторской проработки, либо оценить существующие конструкции на их соответствие критерию оптимальности при наличии минимума исходных данных. Метод расчета позволяет заранее предусмотреть виброакустяческие, а также массогабаритные характеристики ЦШ и, в конечном счете, стоимость изготовления насоса. Очевидно, что сравнение ВАХ, стоимости и др.характеристик различных вариантов ЦМН, рассчитанных на одни и те же эксплуатационные параметры О и VI , позволит найти наиболее приемлемое решение, в котором будут учтены и связаны воедино различные требования, предъявляемые к ЦШ. В дальнейшем это послужит основой установления допустимых пределов изменения тех или иных параметров ЦМН в соответствии с требованиями виброакустики и экономики, в самом широком смысле слова, и, тем самым, определить области существования оптимальных конструкций ЦШ.

- 261

Более детально основные результаты и выводы, полученные на основании наших исследовании, могут быть сформулированы следующим образом.

1. Центробежный многоступенчатый насос (ЦШ) является одним из объектов повышенной виброактивности в широком диапазоне частот, в котором таено переплетены, взаимосвязаны и взаимообусловлены многочисленные источники возмущений различной физической природы. В связи с этим любую попытку разделения этих источников на конкретны© виды следует рассматривать как искусственный прием или предварительное условие, существенно облегчающее анализ причин повышенных уровней вибрации на той или иной частоте. Правильнее считать, что ЦШ есть мощный источник: колебательной энергии, имеющей одно - гидромеханическое - происхождение (гл. I).

2. Теоретически и экспериментально доказано, что остаточный дисбаланс ротора ЦШ, о превалирующей роли которого в создании повышенных уровней вибрации на частоте вращения роторных машин, подробно изложено в многочисленных литературных источниках, в действительности, не является фактором, определяющим или хотя бы способствующим возникновению высоких уровней вибрации, применительно к ЦШ. На этом основании даны объяснения таким феноменам, как "небалансируемость ЦШ" (невозможность снижения вибраций при работе на спецификационном режиме путем установки на ротор корректирующих масс), "повышенные уровни вибрации на частоте вращения при работе на спецификационном режиме, по сравнению с работой ЦШ без воды" (эффект "сухого" насоса), "положительный эффект, достигаемый на частоте вращения и "лгопастной" частот® при установке упругих опор", "нейтрализация влияния "неконтролируемой неуравновешенности" на уровни вибраций на частоте вращения и. др.

Повышение требований к величине остаточного дисбаланса, да

- 262 льнеишая минимизация последнего, по сравнению с достигнутым уровнем есть ничем не обоснованная претензия эксплуатационников к заводам-изготовителям, приводящая лишь к неоправданным затратам без какого-либо заметного эффекта в деле снижения виброактивности ЦМН, причины которой обусловлены совершенно иными,трщт, конструктивно-технологическими факторами (гл.1 и 2).

3. Динамические модели ротора ЦШ, предложенные А.А.Ломакиным ж В.А.Марцшковским и лежащие в основе существующих вибрационных расчетов, не могут дать даже ориентировочных значений уровней вибрации ЦШ на частоте вращения из-за своей неадекватности реальный конструкциям роторов и отсутствия учета ряда конструктивно-технологических Факторов, таких, как ирисоединенные массы жидкости, концевые контактные уплотнения, несоосность ротора и межступенчатых щелевых уплотнений и др., оказывающих сильное воздействие на динамику ротора ЦШ. Именно этим и объясняются многочисленные противоречия в оценках вибрационной активности ЦШ, приведшие к появлению различного рода догадок, гипотез и предположений относительно расчета величины и знака сил, возникающих в ще-л@вых уплотнениях при дросселировании на них ос@вого перепада давления в соответствии с теорией А.А.Ломакина.

Следует полагать ошибочными упомянутые гипотезы и динамические модели ротора, а величину к знак упомянутых сил определять по формуле, предложенной А.А.Ломакиным, справедливость которой подтверждена исследованиями автора диссертации. Динамическая модель ротора, предложенная А.А.Ломакиным, является весьма идеализированной схемой реального ротора ЦШ и потому может быть использована лишь яри расчете вертикальных роторов, строго еооеных с щелевыми уплотнениями я не имеющих концевых контактных уплотнений к соединительной муфты (гл.2).

- 263

4. Повышенны© уровни вибрации во всем низкочастотном диапазоне воздействия,, характерные для ЦШ, обусловлены неблагоприятным сочетанием конструктивно-технологических факторов, органически присущих ЦШ и воздействующих на^инамяку ротора. К этим факторам относятся соотношение чисел лопаток рабочих органов, конструкция концевых уплотнений, величина присоединенных масс жидкости, параметры щелевых уплотнений, несоосность ротора и щелевых уплотнений, несоосность соединяемых валов насосного агрегата, а также конструкция устройства для восприятия осевой силы. При этом несоосность ротора и щелевых уплотнений в сочетании с "эффектом Ломакина" позволяет объяснять ряд особенностей динамического поведения ротора без введения дополнительных понятий "конфузорнос-ти" и "диффузорности" щелевых уплотнений (гл.З и 4).

5, Существующая практика выбора чисел лопаток рабочих органов и® учитывает динамические свойства ротора ЦШ, а также наличие концевых контактных уплотнений (если они есть), в связи с чем при неудачном соотношении выбранных чисел лопаток могут возникать повышенные уровни вибрации на частоте вращения и "лопастной" частоте ротора иШ корпуса одновременно. Появление возмущающих воздействий с частотой вращения, обусловленных соотношением чисел лопаток рабочих органов, может служить одним из объяснений "неба-лансируемости ЦШ прработе на спецификационном режиме" и является наглядной иллюстрацией того, что причинами повышенных уровней

Сеял! вибрации ЦШ являются источнимтидромеханического происхождения.

Появление возмущающих сил, обусловленных обтеканием лопаток рабочих органов гидромашины потоком перекачиваемой жидкости, есть гидродинамическая неуравновешенность, органически присущая каждой гидромашине и действующая на ротор я корпус с различной частотой, зависящей от соотношения чисел лопаток. В связи с этим рекомендации по выбору чисел лопаток рабочих органов не могут быть однозначными и независимыми от конструкции насоса (числа ступеней, системы подводящих и отводящих коммуникаций), режима работы, пространственного расположения ротора, требуемого уровня вибрации на той или иной частоте. Для облегчения выбора чисел лопаток пре-дложша соответсвугацая таблица, разработанная автором диссертации, и указаны соответствующие обобщенные силовые эффекты, возникающие при внбранно<м соотношений чисел лопаток.

Предложенная автором диссертации гидродинамическая модель ступени ЦМН позволяет также объяснить ряд иных явлений, имеющих место при работе гребных винтов, для чего введены понятия гидродинамической неуравновешенности 1-го и П-го рода, основанные на общности явлений, происходящих при обтекании лопастей (гл.З).

6. Конструкция концевых уплотнений ротора оказывает решающее влияние на вибрацию ЦМН на частоте вращения, при этом концевые контактные уплотнения (сальниковые, манжетные и др.) производят амбивалентное воздействие на динамику ротора: с одной стороны, они способствуют повышению его жесткости; с другой стороны, увеличивают виброактивность ЦМН из-за нелинейности своих упругих свойств, особенно при доличаТУгном воздействии, имеющем в своем

Гмшжду собой! состав® частоты, о т лича ициесяYна в вличину частоты вращения. Благодаря последнему обстоятельству, возмущения, обусловленные технологическими ошибками изготовления вала (овальность, огранностъ) или выбором чисел лопаток, отличающихся друг от друга на единицу, воздействуют на ротор с частотой вращения, что также служит одной из причин "небалансируемости ЦМН при работе на спецяфикационном режиме".

Замша концевых контактных уплотнений на бесконтактны© уплотнения или упругая подвеска корпусов концевых контактных уплотнений являются достаточно эффективными средствами снижения вибрации ЦМН (гл.З).

7. Дополнительные упругие связи, вводимые в систему "ротор-корпус", оказывают неоднозначное влияние на виброактивность ЦМН. В частности, упругие опоры ротора при наличии концевых контактных уплотнений способствуют снижению уровней вибрации на частоте вращения и на "лопастной" частоте ротора или корпуса (при разности чисел лопаток, равной единице (см.п.6). Упругая подвеска направляющего аппарата не может служить средством снижения вибраций на "лопастной" частоте, так как не устраняет гидродинамическую неуравновешенность П-рода, но может быть эффективным средством снижения виброактивности на частоте вращения при условии независимости упругих подвесок направляющих аппаратов каждой ступени ЦМН друг от друга (один из вариантов "криволинейной" расточки корпуса ЦМН) (гл.З).

8. Воздействие перекачиваемой жидкости на динамику ротора носит амбивалентный характер: с одной стороны, дросселируемый на щелевых уплотнениях осевой перепад давления обусловливает возникновение центрирующих сил, ужесточающих ротор; с другой стороны, колебания ротора в жидкости приводит к инерционному сопротивлению последней в виде так называемы! присоединенных масс жидкости, понижающих собственные частоты ротора. Величина этих масс зависит от размеров щелевых уплотнений, числа ступеней и длины ротора и может быть определена по приближенной формуле, предложенной автором диссертации, так как точное решение задачи о величине присоединенных масс жидкости ротора ЦМН не представляется возможным явления] из-за очевидной сложностиУи~трудностей математического описания.

9. Конструкция устройства для восприятия осевой силы оказывает существенное влияние не только на конструкцию ротора, но и на его динамику. Существующие устройства в виде "разгрузочных поршней" (гидропят) следует признать весьма неудачными, с точки зрения виброакустики ЦШ, несмотря на их кажущуюся простоту. Необходимо учитывать взаимосвязь точности изготовления элементов этого устройства в виде разгрузочного диска с его воздействием на динамику ротора. В установках с повышенными требованиями к вибрационным характеристикам машин следует отказываться от подобных устройств, предпочитая симметричную (инверсионную) установку рабочих колес ЦМН в сочетания с упорным подшипником, работающим на масле, либо комбинированную конструкцию, состоящую из разгрузочного поршня и упорного подшипника в виде отдельного узла (гд.З).

10. Вопреки существующим представлениям, соединительная муфта является мощным источником возмущений, обусловливающих повышенную виброактивность ЦШ. Для рассмотренной в линейной постановке конструкции муфты с тангенциально деформируемыми упругими элементами определено, что наличие муфты в составе агрегата приводит к появлению системы сил, действующих с той или иной частотой, из-за наличия различных о:ибок изготовления деталей муфты и ее монтажа. Так, при наличия лишь относительного параллельного смещения соединяемых валов возникает постоянная по величине и направлению сила и действующая с частотой вращения сила трения, модуля которых определяются по зависимостям, предложенным автором диссертации. Существование только ошибок изготовления сопрягаемых деталей муфты обусловливает возникновение динамической силы, зависимость которой от угла ловорслет быть аппроксимирована несколькими, преимущественно нечетными гармониками ряда Фурье.

Сочетание отмеченных случаев существования ошибок обусловливает возникновение системы сил, статических и динамических, модули которых определяются из соответствующих формул, предложенных

- 26? автором данной работы*(гл.4).

11. На основе полученных зависимостей предложены два критерия - "критерий качества муфты" и "силовой критерий" - для оценки конструктивного совершенства муфты и для сравнения различных муфт между собой. Эти критерии, отражающие физическую сущность работы муфты, являются объективными характеристиками данного узла ЦМН и потому должны указываться в паспорте машины, наряду с другими ее параметрами (гл.4).

12. При рассмотрений конструкции муфты с упругими элементами, имеющими тангенциальную и радиальную жесткость, получено условие наиболее благоприятного сочетания этих жесткостей, а также показана необходимость применения весьма податливых муфт с целью снижения интенсивности возмущений, создаваемых муфтой. На основе исследований деформируемости упругих элементов в муфтах с четным и нечетным их числом рекомендуется использовать муфты с числом уцругих элементов, кратным пяти (гл.4).

13. С учетом выведенной автором диссертации аналитической формулы для определения КПД муфт произведена оценка существующих типов муфт и показана целесообразность применения зубчатых муфт. При этом отмечена особенность использования, муфт со сплошным упругим элементом и подчеркнута необоснованность существующих рекомендаций по выбору числа одновременно работающих упругих элементов, в зависимости от типа муфты (гл.4).

14. Из-за силовых воздействий на ротор, обусловленных наличием соединительной муфты в составе насос^ного агрегата, необходимо пересмотреть существующие условия и допуски на центровку соединяемых валов. Благодаря предложенной расчетной схеме ротора ЦШ впервые в практике машиностроения предоставляется возможность расчета величины допуска на несоосносгь соединяемых роторов, исхо

- 268 дя из их инерцяонно-яасткостных параметров и конструкции муфты.

15. Создание малошумных ЦШ возможно лишь на базе оптимальных сочетаний их конструктивно-изменяемых и эксплуатационных параметров с учетом неизбежных ограничений абсолютных значений последних. В этом отношении ЦШ характеризуются жесткой взаимосвязью всех эксплуатационных (подача и напор) и конструктивно-изменяемых параметров (длина и диаметр ротора, размеры щелевых уплотнении, число ступеней, частота вращения ротора и др.), включая технологическую точность изготовления деталей ротора, что находит свое отражение в полученном автором данной работы уравнении взаимосвязи этих параметров (уравнение ВЭКИП). С помощью уравнения ВЭКИП многокритериальная задача оптимизации параметров ЦШ сводится, по существу, к однокритериальной.

Уравнение ВЭКИП является достаточно универсально! зависимостью, которая после незначительных естественных изменений может быть использована в проектировочных расчетах энергетических машин роторного типа (центробежных и осевых компрессоров, паровых и газовых турбин, обратимых насос-турбин, электромашин) (гл.5).

16. Выбор оптимальных параметров ЦМН должен исходить из величины радиального зазора в щелевых уплотнениях, взаимосвязь ко

ГудлотнендЕП торой с длинЖУянцр, а также с начальным (статическим) прогибом ротора позволяет непосредственно определить расчетную длину ротора ж его инерционно-жесткостные характеристики с помощью номограмм и др.графических зависимостей, разработанных автором данного исследования. Дополнительным, весьма важным и определяющим обстоятельств ом в данном случае является величина допускаемого напряжения кручения для материала вала, абсолютное значение которой до сих пор никак не увязывалось с конструкцией ротора ЦШ и его надежностью (гл.5).

- 269

17. Абсолютная величина допускаемого напряжения кручения является одним из важнейших факторов, оказывающих непосредственное влияние на конструкцию ротора и ЦМН в целом, и предопределяет предельное значение напора, развиваемого ЦМН, при достаточно строгой регламентации соотношения: основных параметров рабочего колеса и соответствия их величине (Ъ . В сочетании с величиной радиального зазора в щелевом уплотнении значение допускаемого напряжения кручения материала вала, по существу, полностью определяет конструкцию ЦМН. В связи с этим теоретически установлено, что рекомендуемые А.А.Ломакиным и повсеместно распространенные диапазоны изменения величины не пригодны, в общем случае, для рационального проектирования ЦМН.

18. Совместная работа концевых контактных уплотнений и подшипников скольжения обусловливает неконтролируемый прогиб ротора, являющийся одной из причин возникновения повышенных уровней вибрации на частоте вращения и существования феномена "небалан-сируемости ЦМН при работе на спецификационном режиме". Наличие указанного взаимодействия, подтвержденного теоретически и экспериментально, объясняет, во-первых, существование изгибных поломок ротора в отсутствие--видимых причин появления изгибающих моментов, согласно существующим представлениям в насосостроении; во-вторых, обусловливает значительный температурный перепад в системе смазки опорных подшипников скольжения при относительно большом ее расходе из-за перегрузки подшипников, до сих пор считающимися легко нагруженными.

Предлагаемый автором диссертации алгоритм расчета параметров ЦМН базируется на жесткой системе уравнений ВЭКШ1 и ВЗУП, позволяющей осуществить машинное проектирование ЦМН без предварительной конструкторской проработки, что имеет место сейчас, сокращая, тем самым, время создания новой машины и уменьшая ее

- 27G стоимость. Возможность же машинного анализа ЦМН существенно уменьшает число возможных ошибок жри проектировании и полностью устраняет субъективизм яри сравнительной оценке или экспертизе различных конструкций ЦМН.

Таким образом, в результате выполненных теоретических и экспериментальных исследований решена проблема разработки основ (принципов) рационального конструирования маюшумного выоокона-порного ЦМН энергетических установок, рассчитанного на заданные эксплуатационные параметры (Q и Н) и имеющего минимальный уровень вибрации при минимальной массе. В частности, ЦШ должен иметь жесткий (в вибрационном понимании) меухо1я ротор (лучше всего - безваяьный) с числом ступеней не более 4-х и не иметь выносных опор, контактных концевых уплотнений и соединительной муфты (при наличии последней необходимо макимально увеличивать радиус расположения и додатяивасть упургжх элементов, число которых должно быть кратно 5, а контактные концевые уплотнения размещать в упруго подвешенных корпусах). Насос следует раемелагать вертикально, а соотношение чисел лопаток рабочих органов следует выбирать, исходя из обеспечения минимальных уровней вибрации на той или иной частоте, согласно предложенной таблице.

Результаты диссертации реализованы в виде 6 авт.евид.СССР (# 137205, 850932, 853II5, 966367, 1043362, II7I626) и 3 патентов Р# ($ 2007619, 2020286, 2044166), использованы в учебных процессах в ВВМИУ им.Ф.Э.Дзержинского (акт о внедрении результатов от 26.11.97) и ВВМИУ им.В.Й.Ленина (акт о внедрении результатов от 17.04.98), в НЙР и учебном процессе BMÄ им.адмиража Н.Г. Кузнецова (акт о внедрении результатов от 25.12.97), а также при доводочных работах на заводе АО "Тепюмаш" (Кировский завод) (акт о внедрении результатов от 05.01*96).

-

1. А1рапетов ЭЛ., Косарев О.И. Зубчатые муфты. М.: Наука, 1982, 128 с.

2. Алексеев С.П., Казаков 1.М., Колотилов H.H. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроения. М.: Машиностроение, 1970. 208 с.

3. Алексадольский Д.Я., Марцинковский В.А. Современное состояние теории уплотнений и ее значение в подготовке специалистов по гидромашинам. -Харьков: Гидравлические машины (Ш7), 1979.-1 13. -С,9.14.

4. Ананьев И.В., Колбин Н.М., Серебрянский Н.П. Динамика конструкций летательных аппаратов. -М.: Машиностроение, 1972. -416 с.

5. Анастасьев М.Л., Басалаев Г.И. К расчету осевой силы, действующей на ступень центробежного насоса. -Л.: Труды Шй, 1969. -J& 30. -С.151.156.

6. Аникеев Г.И., Блохин И.Л. К определению гидродинамических сил в тонких щелевых зазорах с жидкостью. В сб."Колебания и динамическая прочность элементов машин". -М.: Наука, 1976. - С.135., .144. '

7. Аникеев Г.И., Блохин М.Л. О переменных силах, создаваемых вращением несбалансированного ротора в зазоре с жидкостью.- В сб."Колебанйя в машинах и прочность". -М.: Наука, 1977.1. С.32.3(.

8. Аникеев Г.И., Ермилов Л.Н., Зотов Б.Н., Кузовков Э.Й. Исследование пульсаций давления в центробежном насосе. -В сб."Динамика и прочность упругих и гидроупругих систем". -М.: Наука, 1975. -С.48.52.

9. Артоболевский И.И., Бобровницкий Ю.И., Генкин М.Д. Вве-£92. дение в акустическую динамику машин. М.: Наука, 1979. -296 с.

10. Астахов C.B., Ватинко Б.А., Холявко Л.П. Оценка надежности судовых механизмов при проектировании и эксплуатации. Л.: Судостроение, 1979. 200 с.

11. Бабаков U.M. Теория колебаний. М.: Наука, 1969. 560 с. 13.Еедчер Е.С., Ломакин A.A. Определение критического числа оборотов ротора насоса с учетом сил, возникающих в уплотнениях. Парогазотурбостроение, Д.-М.: Машгиз, 1957, вып.5. -С.249. .2 69.

12. Беликов Е.М. Исследование и усовершенствование дискового разгрузочного устройства шахтных многоступенчатых центробежных насосов. Автореч:. дис. .канд.техн.наук /ДПИ, Донецк, 1972. 20 с.

13. Бердичевский Е.И. Совершенствование балансировки роторов центробежных насосов. Труды ВНИИГидромаша, М.: Машгиз, 1971, вып. 42. С.252.269.

14. Бердичевский Е.И., Петров Г.Н. Выбор параметров допускаемой остаточной неуравновешенности роторов центробежных насосов. Труды ВНИИГидромаша, М.: Машгиз, 1972, вып.44. С.158.164.

15. Блэк. Расчет вынужденной прецессии и устойчивости роторных систем центробежных насосов. Конструирование и технология машиностроения. М.: Мир, 1974, 13,- С.245.254.

16. Боревский Е.KU^Жижокин В.Г. Концевые уплотнения плава1. Гпита тельных;ющего типа для высоко обор о тш хГнасо с ов !ГЭС. //Энергомашиностроение. 1972. JS 8. -С. 21.23.

17. Борьба с шумом на производстве: Справочник /Е.Я.Юдин, Л.А.Борисов, И.В.Горенштейн и др.; Под общ.ред.Е.Я.Юдина М.: Машиностроение, 1985. - 400 с.

18. Боярко H.H., Вальчук Б.К. О возможности работы упорного-Л73 гидродинамического подшипника на водяной смазке при повышенных удельных нагрузках //Вестн.машиностроения, 1979. № 3. -С.34.36.

19. Васильцов Э.А., Рабинович Ю.Р. К вопросу об определении коэффициента сопротивления кольцевых зазоров. Труды ЛенНИИХимма-ша. Л.: Машиностроение, 1969. № 4. -С.77.87.

20. Вердин В.Н. Приближенное определение динамических нагрузок, действующих в шлицевых соединениях зубчатых передач. Сб. "Прочность и долговечность горных машин". М.: Недра, 1975, выл.З. С.276.289.

21. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. Том 1. Колебания линейных систем. М.: Машиностроение, 1978. 352 с.

22. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. Т.З. Колебания машин, конструкций и их элементов. М.: Машиностроение, 1980. 544 с.

23. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. Т.о. Защита' от вибраций и ударов. М.: Машиностроение, 1981. -456 с.

24. Вибрация энергетических машин /Под ред.Н.В.Григорьева. М.: Машиностроение, 1974. 464 с.

25. Владимиров A.C., Р^гачев В.М. Расчет собственных частот1. Гчпоперечных колебаний роторов многоступенчатых центробежных насосов //Энергомашиностроение, 1970. $11. С.25.28.

26. Владиславлев Л.А. Вибрация гидроагрегатов гидроэлектрических станций. М.: Энергия. 1972. -176 с.

27. Викторов Г.В. Гидродинамическая теория решеток. М.: Высшая школа. 1969. 368 с.-т

28. Генкин М.Д. Теоретические основы и принципы проектирования малошумных механизмов, машин я узлов. В кн.: "Методы вибро-язодяции машин и присоединенных конструкций". М.: Наука, 1975.- С.

29. Голуб М.В., Харламенко В.й. Кравцов А.И. Уплотнения валов многоступенчатых секционных центробежных насосов //Машины и нефт.оборудование. Реферат.научн.-техн.сборник, 1973. № 6. -С.13. .16.

30. Горгиджанян O.A. Основные вопросы проектирования ступеней питательных насосов современных мощных турбodдоков //Энергомашиностроение, 1972. $ 9. C.I.3.

31. Горгиджанян С.А., Сергушенков A.A., Иванов В.Г. Некоторые результаты исследования ступеней питательных насосов мощных турбоблоков. М.: Изв.ВУЗ. Энергетика, 1979. I II. С.75.79.

32. Гордеева Р.В. и др. Вертикальные центробежные насосы для 2-ой очереди Аму-Бухарского канала. Труды ВНИйГядромаша. М.: Машиностроение, IS74, вып.44. -С.146.154.

33. Гордон Е.Я., Нерубенко Г,П. Экспериментальное исследование динамики системы ротор лабиринтные уплотнения турбины. Труды НКИ. Николаев, 1973. Вып.77. С.84.86.

34. Гордон Е.Я., Шафран А.Е. О динамической оптимизаций неуравновешенных роторов, соединенных шлицевыми муфтами. -Николаев: Труды НКИ. Вып.90. 1974. C.6I.65.

35. Григорьев Н.В., Рогачев В.М., Румянцев O.A. Исследование влияния упругих муфт на виброактивность соединяемых валов. -Доклады УШ Всесоюзной акустической конференции. М.: АН СССР, 1973, секция П, с.124.

36. Григорьев Н.В., Рогачев В.М., Румянцев O.A., Гордин П.В. Динамика упругих муфт ///Энергомашиностроение, 1975. AI 7. С.8.10,

37. Григорьев Н.В., Румянцев O.A., Фролов B.B. Влияние точности изготовления на виброактивность упругих муфт. -Судостроение. 1977. II 10. С.32. .35.

38. Гроховский Д.В. Исследование виброакустических свойств центробежных насосов: Авторе®, дис.канд.техн.наук /СЗПЙ. Л., 1972. 16 с.

39. Гроховский Д.В. Исследование причин повышенной вжброак-тивности центробежных насосов. -Л.: Труды СЗПИ. Вып.18. 1972. 0.46.50.

40. Гроховский Д.В. Рациональная схема блочной компоновки насосов паротурбинной энергетической установки. -Вопросы судостроения, серия "Судовые энергетические установки", 1980. Вып.19. С.58.62.

41. Гроховский Д.В. Влияние присоединенных масс жидкости на частоты свободных колебании роторов центробежных многоступенчатых насосов. -Энергомашиностроение. 1983. 1 4. С.II.13.

42. Гроховский Д.В. Динамическое моделирование ротора центробежного многоступенчатого насоса. -Дед. в ЙИЙЭШФОРМЭНЕРГОМАШе, II 203 эм Д83. 1983.

43. Гроховский Д.В. Причины небалансируемости центробежного насоса. -Энергомашиностроение. 1983. # 8. С.3.5.

44. Гроховский Д.В. О рациональном конструировании центробежных многоступенчатых наосов. -Хмшчесше й Нефтяное машиностроение. 1983. II 12. С.22.23.

45. Гроховский Д.В. Влияние концевых уплотнении на динамику ротора центробежного многоступенчатого насоса. -Деп.в НШЭЩФОШ-ЭНЕРГОМАШе, 1 207 эм Д83. 198*.

46. Гроховский Д.В. Опыт применения сальниковых уплотненийв судовых центробежных насосах. -Судостроение. 1984. № I. С.19.- 5 ¥6

47. Гроховский Л.В. Выбор параметров центробежных многоступенчатых насосов. -Химическое и нефтяное машиностроение. 1984.1. Ь 7. С. 22.24.

48. Гроховскиж Д.В. Об оптимальном конструировании центробежных многоступенчатых насосов. -Химическое и нефтяное-машиностроение. 1985. А5» I. 0. 10.II.

49. Гроховскиж Д.В. О причинах повышенных уровней вибрации на "лопастных" частотах центробежных гидромашин. -Вестник машиностроения. 1985. 1 3. С. 22.26.

50. Гроховскиж Д.В. Влияние ошибок изготовления и монтажа упругих муфт на динамику стыкуемых валов. -Вестник машиностроения.1985. Л II. С. 33.36. .—: -—1 (монтажного))

51. Гроховскиж Д.В. Влияние начальногоУэксцентриситета соединяемых валов на их виброактивность. -Двягателестроение. 1985. № II. С.37.38.

52. Гроховский Д.В. Расчет динамических сил при наличии зазоров между сопрягаемыми деталями упругой муфты. -Двигателестро-ение. 1986. № II. С. 23.25.

53. Гроховский Д.В. Влияние ошибок изготовления сопрягаемых деталей мушты на виброактивность соединяемых валов. -Деп. в ЦНй-ИТЭйавтопрош. $ 1536 ап. 1987.

54. Гроховский Д.В. Об оптимальном конструировании некоторых машин и механизмов //Теория механизмов и машин. -1987. -Вып.43. -С.17.24.

55. Гроховский Д.В. Влияние эксцентриситета, перекоса ротора и межступенчатых щелевых уплотнений на динамику ротора. -Энергомашиностроение. 1988. II I. С. 18.21.

56. Гроховский Д.В. Динамика центробежных многоступенчатых насосов (вопросы оптимального проектирования). ЦШТИХИШЕФТЕМАШ,-2У7серия Wt-4, 1990. 56 с.

57. Ден-Гартог Дж.П. Механические колебания. М.: Физматгиз.i960. 580 с.

58. Друбедкий А.Ш., Ламбин Л.Н. Методика автоматизированного проектирования рабочих колес центробежных насосов. -Изв. АН БССР. Серия физ.-техн. наук. Минск, 1977. 4? с. (Рукопись депонирована в ВИНИТИ 18.10.77., № 4044 77 ДЕП).

59. Дуан H.H. Анализ причин и рекомендации по снижению вибрации судовых машин и механизмов на частоте вращения. -Технология судостроения. 1965. № 4. С.45.48.

60. Диментберг Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов. М.: АН СССР. 1959. 248 с.

61. Диментберг Ф.М,, Шаталов К.Т., Гусаров A.A. Колебания машин. М.: Машиностроение. 1964. 308 с.

62. Дуан Н.И., Ким Я.А., Хорошев Г.А. О влиянии чисел лопаток ротора и статора на шумность лопастных машин, -Доклады УП Всесоюзной акустической конференции. Л.: 1971., секция акустических шумов, с.148.

63. Домашнев А.Д., Хмельникер В.Л. Экспериментальное определение коэффициентов бокового давления для сухих сыпуче-волокнистых сальниковых набивок. -Химическое и нефтяное машиностроение. 1970. $ 2. C.I.2.

64. Животовский H.A., Вологодский Н.Б., Ямпольский С.Л. Износ трущихся поверхностей в сальниковом уплотнении с мягкой набивкой. -Химическое я нефтяное машиностроение. -1972, -f 4. -С.9. .10.

65. Животовский H.A., Смойловская Л.А. Определение осевого •усилия в центробежных насосах с учетом утечки. -Теплоэнергетика. 1978. -JI 6. -С.57.60.

66. Зайченко ЕЛ. Определение диаметра рабочего колеса центробежного насоса нормальной быстроходности. -Гидравлические машины. 1977. -Вып.Н. - С.86.92 (Харьков).

67. Зимницкий В.А. Протечки через зазор между неподвижным и вращающимся цилиндрами. -Труды Ш1И: Энергомашиностроение. Л.: 1968. -#297. -С.56.62.

68. Зикеев В.А., Ушаков И.О. Исследование особенностей тече ния в деформированных щелях торцевых уплотнений. -Машиноведение. 1970. -I 3. -0.83.91*

69. Зотов Б.Н. Исследование гидродинамических источников ви браций центробежного насоса. -Энергомашиностроение. -1974. -II 2. -C.il.•Хо.

70. Зотов б.н., ямпольскиё и.д. О выборе чисел лопаток коле са и направляющего аппарата центробежного насоса. -Вестник машиностроения. -1974. -I 5. -0.22.23.

71. Щ, Зубарев Н.М., Сапунов С.Г. О влиянии соотношения между числом лопастей рабочего колеса и числом лопаток направляющего аппарата на уровень пульсации давления в ступени центробежного насоса. -Химическое и нефтяное машиностроение. 1979. 6. -С.8.9

72. Зубарев Н.Й., Сапунов С.Г. Исследование пульсаций давления в проточной части модельных ступеней питательных насосов мощных турбоблоков. -Энергомашиностроение. -1978. -Л 7. -С.17. .•.ХО.

73. Иоффе Р.Л. Панченко В.И. К исследованию влияния чисел лоп^тей рабочих колес гидродинамических машин на их виброакустические характеристики. -Машиноведение. -1972. -Л I. -С.20.24.

74. Иида С. Критические скорости вала, вращающегося в жидкости. -Механика (сборник переводов). -1961. 3. С.37.47.- 239

75. Ишков П.К. Определение частот колебаний упругих стержней в жидкости. -ПММ. -1937. -Т.1. -Вып.1. -С.1.14.

76. Кабачный Ё.С. Распределение нагрузок в шлицевом соединении зубчатого колеса и вала с учетом погрешностей изготовления. -Сб."Прочность и долговечность горных машин". М.: Недра. -1975. -Вып.З. -С.271.275.

77. Каган М.Б., Зимин Л.А. Расчет и конструирование многоканального отвода многоступенчатых насосов. -Тр.Всесоюзн.н.-и. и проект.-конструкт, жн-т нефт.машиностр. Серия "Нефтеперераб. и нефтехим.оборудование". -1973. -Вып.20. -С.67.91.

78. Каринцев И.В., Марцинковскяй В.А. Влияние щелевых уплотнений на критические скорости роторов питательных насосов. -Энергомашиностроение. -1961. -.§ 4. -С.12.14.

79. Каринцев И.Б., Марцинковскяй В.А. Колебания роторов высоконапорных питательных насосов. -Общее машиностроение. 1961.- Л 6. -С.14.20.

80. Каринцев И.Б. О подъемной силе в щелевых уплотнениях. -Киев: Труды лаборатории гидравлических машин. Изд.АН УССР.- 1962. -Вып.10. -С.38.43.

81. Каринцев И.Б. Исследование колебаний валов на коротких опорах жидкостного трения при турбулентном режиме: Автореф.дис. .канд.техн. наук /ХПЙ. -Харьков. -1965. -20 с.

82. Каринцев И.Б. Устойчивость вращения роторов центробежных насосов. -Сб."Динамика машин". М.: Машиностроение, -1966. -С.368.378.

83. Каринцев И.Б. Влияние геометрической формы щели на гидродинамические силы, возникающие в уплотнениях гидромашин. -Респ.межвед.сб. "Исследование гидротурбин". Киев: Наукова думка. -1967. -С.90.95.- 280

84. Каринцев И.Б. К вопросу о гидродинамических силах в щелевых уплотнениях гидромашин. -Энергетическое машиностроение. ХГУ. (Харьков). -1967. -Вып.4. -С.71.74.

85. Каринцев И.Б., Тимофеева В.В. Влияние конфузорности и диффузорности щели на демпфирующую способность гидравлических уплотнений высоконапорных центробежных насосов. -Респ.межвед.научн.-техн.об."Динамика и прочность машин". -1967. -Вып.7. -С.79.82.

86. Каринцев И.Б., Марцинковский В.А. К вопросу о колебании роторов в щелевых уплотнениях гидромашин. -"Колебания валов на масляной пленке". М.: Наука. -1968. -С.138.144.

87. Каринцев Й.Б., Помогайбо З.П. О влиянии щелевых уплотнений на вибрационное состояние роторов центробежных насосов. -Респ. межвед.научн.-техн. сб."Динамика и прочность машин". -.Харьков. -1975. -Вып.22. -С.101.106.

88. Каринцев И.Б. О турбулентном течении жидкости в кольцевых щелях с учетом потерь давления на входном участке. -Гидравлические машины. -Харьков (ХГУ): -1979. i 13. -C.I9.24.

89. Кельзон A.C., Журавлев Ю.Н., Январев Н.В. Расчет и конструирование роторных машин. Д.: Машиностроение. -1977. -288 с.

90. Кельзон A.C., Богорад Э.Е., Клочков Б.Ф., Яковлев В.И. Динамика роторов центробежных насосов, установленных в упругие опоры. "Судовые силовые установки". Л.: -1976. -Вып.16. -0.108. •»* IХ6> •

91. Кельзон A.C., Циманский 10.П., Яковлев В.И. Динамика роторов в упругих опорах. -М.: Наука. Физматгиз. -1982. -280 с.

92. Ким Я.А. Исследование вибрации многоступенчатых центробежных насосов. -Судостроение. -1972. № 7. -С.27.28.

93. Кирюхин В.И., Зотов Б.Н., Демьянов Э.Н., Рынковенко H.JI. Некоторые особенности механизма возникновения лопаточных частотв центробежных насос-ах. Сб."Материалы научн.-техн.конференции Калужского филиала МВТУ", Калуга. -1972. -С.82.83.

94. Клюкин И.И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах. -Л.: Судостроение. -1971. -416 с.

95. Клюкин И.И., Колесников А.Е. Акустические измерения в судостроении. -Л.: Судостроение. -1982. -256 с.

96. Купа И., 36оржил Я. Величина осевой силы питательного насоса и метод расчета уравновешивания, поршня. -Чехосл.тяж.пром-сть. -М.: Мир. -1973. -№ 4. -С.18.23.

97. Ломакин A.A. Расчет критического числа оборотов и условия обеспечения динамической устойчивости роторов высоконалцрных гидравлических машин с учетом сил, возникающих в уплотнениях. -Энергомашиностроение. -1958. Л 4. СЛ.5.

98. Ломакин A.A. Центробежные и осевые насосы. -М.-Л.: Ma— шиностроени, -1966. -364 с.

99. Лопастные насосы /под редЛ.П.Грянко и А.Я.Папира.1. Г!

100. Л.: Машиностроение. -1975. -432 с.

101. Маяюшенко В.В., Михайлов A.M. Насосное оборудование тепловых станций. -М.: Энергия. -1975. -280 с.

102. Малюшенко В.В., Ржебаев Э.Е., Ржебаева H.К. Новые питательные и конденсатные насосы для АЭС. -Теплоэнергетика. -1975. -I 9. -С.85.88.

103. Малюшенко В.В. Состояние и перспективы развития насосостроения. -Гидравлические машины. Харьков: "Ш". -1979. -№ 13. —^. 3.9.

104. Марцинковский В.А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов. М.: Машиностроение. -1970. -272 с.

105. МарцинковЭЙЕ В.А. Вычисление радиальных сил в многощелевых уплотнениях центробежных насосов. -Гидравлические машины. Харьков (Ш"). -1971. - Вш.5. -С.94.103.

106. НИ. Марцинковский В.А. Бесконтактные уплотнения роторных машин. -М.: Машиностроение. -1980. -200 с.

107. Миниович И.Я., Перник А.Д., Петровский B.C. Гидродинамические источники звука. -Л.: Судостроение. -1972.-478 с.

108. Митенков Ф.И., НовиЭкий Э.Г., Буцов В.М. Главные циркуляционные насосы АЭС. -М.: Энергоатомиздат. -1989. -376 с.

109. Моек Е., Штрикерт I. Техническая диагностика судовых машин и механизмов. -Л.: Судостроение. -1986. -232 с.

110. O. Мокид. Зубчатке муфты. Исследование и оптимизация. -Конструирование и технология машиностроения. -М.: Мир. -1968. -Л 3. СЛ.10.

111. Никифоров A.C. Вибропоглощение на судах. Л.: Судостроение. 1979. -184 с.

112. Никифоров A.C. Акустическое проектирование судовых конструкций. Справочник. -Л.: Судостроение. -1990. -200 с.

113. Овчарова Д.К., Голоскоков Е.Г. Об устойчивости синхронной прецессии роторов центробежных насосов. -Прикладная меха-нэка. -1976. -Т.12. -I 8. -С.72.75.

114. Отчет по экспериментально-исследовательской теме № 0564-21 "Разработка и выдача рекомендаций по расчету деформаций,конструирования и эксплуатации питательных насосов". -ВНШАЭН. Сумы. -1966.

115. Отчет по экспериментально-исследовательской теме 0566-03 "Повышение надежности и долговечности питательных, конден-сатных и сетевых наеосов, созданных по проектам Украинского филиала ВН'ШГидромаша".-ВНИйАЭН. -Сумы. -1966.

116. Отчет по экспериментально-исследовательской теме № 0567-04 "Исследование причин вибрации питательных насосов ПЭ 600300 блоков 300 МВт". -ВНШАЭН. -Сумы. -1966.

117. Охоцимский Д.Е. К теории движения, тела с полостями, частично заполненными жидкостью. -ПММ. -Т.XX. -Вып.1. -1956. -С.З. * • «^0«1.. Пюлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. М.: Машгиз. -I960. -684 с.

118. Певзнер Б.М. Судовые центробежные и осевые насосы. Л.: Судостроение. 1964. 384 с.

119. ЫМ. Поляков B.C., Барбаш И.Д. Мутоты. Конструкции и расчет. Л.: Машиностроение. -1973. -336 с.

120. Попков В.И., Мышшскнй Э.П., Попков О.И. Виброакустическая диагностика в судостроении. -Л.: Судостроение. -1989. 256 с,

121. S. Попов А.Н. Зубчатые муфты в судовых агрегатах. -Л.: Судостроение. -1985. -240 с.

122. Решетов Д.Н., Иванов A.C., Фадеев В.З. Надежность машин. М.: Высшая школа. -1988. -238 с.-Л66

123. Риман И.О., Крепе Р.Л. Ирисоединенные массы теп различной формы. -'Груды дАГИ. Л 635. 1947. -47 с.

124. Рогачев В.М. Исследование виброакустических свойств амортизированных центробежных насосов. Автореф.дяс*.канд. техн.наук /СЗПй. Л.: 1970. -22 с.

125. Рогачев В.М. Свободные колебания амортизированных многоступенчатых насосов. -В сб."Динамика гибких роторов". -М.: Наука. -1972. -С.122.130.

126. Рогачев В.М., Владимиров A.C. Расчет вынужденных колебаний амортизированных центробежных насосов при заданной неуравновешенности ротора. -Энергомашиностроение. -1973. I. -С.20. . . »<¿>0 «

127. Розенберг К.Ш. Аналитическое определение аэродинамических сил в уплотнениях, влияющих на низкочастотную вибрацию турбоагрегатов. -Энергомашиностроение. -1977. -№8. -С.14.16.

128. Рудис М.А. О гидродинамическом моменте в разгрузочном диске центробежного насоса. -Труды ВйГМ. Исследование гидромашин Вып.22. -М.: Машгиз. -I96I. -С.135.140.

129. Рунов Б.Т. Исследование и устранение вибрации паровых турбоагрегатов. М.: Энергоиздат. -1982. -352 с.

130. Румянцев O.A. Исследование виброактивности упругих муф -Труды СЗПИ. -Л.: 1975, -1 31. -С.31*.*33.

131. Рубинов В.Я., Покровский Б.В. Влияние чисел лопаток ра бочего колеса и направляющего аппарата на виброакустические характеристики центробежного насоса. -Труды ВНИИГидромаша. -Вып.46 -М.: Машиностроение. -1975. -С.71.89.

132. Самойдович Г.С. Нестационарное обтекание и аэроупругие колебания решеток турбомашин. -М.: Наука. -1969. -460 с.

133. Сабанеев B.C., Товстик П.В. Колебания тела вращения вжидкости, ограниченной стенкой или свободной поверхностью. -Вестник ЛГУ. I. Серия мат., мех., астр. -Вып.1. -1965. -С.84.94.

134. Сборник "Опыт конструирования, изготовления и эксплуатация многоступенчатых центробежных наоосов" (по материалам отраслевого совещания, г.Сумы, 1967 г.). -ЦШТИМНЕШТМАШ. -М.: 1967. -Серия Ж-4. -44 с.

135. Симоновский В.И. Критические скорости и собственные частоты роторов центробежных насосов. -Энергомашиностроение. -1977. -В 6. С.Ю.12.

136. Синев Н.М., Удовиченко П.М. Вессаиьниковые водяные насосы. -Атомиздат. -1972. -494 с.

137. Синявский В.Ф., Кухтин А.Б., Федотовский B.C. Присоединенная масса и коэффициент'затухания для цилиндра, колеблющегося в концентрической оболочке, заполненной вязкой жидкостью. -Обнинск. -1976. -Препринт ФЭЙ-729. -12 с.

138. Синявский В.Ф., Федотовский B.C., Кухтин А.Б. Инерционные характеристики и гидродинамическое демпфирование колебаний круговых цилиндров в жидкой среде. -Прикладная механика. -1980. -Т.Ш. -J& 4. C.II5.I2I.

139. Справочник по судовой акустике. Под общей ред. И.й.Клю-кана я И.й.Боголедова. -Л.: Судостроение. -1978. -504 с.

140. Степанов А.И. центробежные ж осевые насосы (теория, конструирование и применение). М.: Машгиз. -I960. -462 с.

141. Снек. Влияние геометрии поверхностей и инерция жидкости на характеристики торцевого уплотнения (ламинарный режим). Проблемы трения и смазки. М.: Мир. -1968. № 2. -C.I.13.

142. Туркин А.Н. К расчету расхода через щелевое уплотнение вращающегося вала. -Энергомашиностроение. -1977. Ш 6.-С.22.25.

143. Уайльд Д. Оптимальное проектирование. -М.: Мир. -1981. -272. с.

144. Уолстон, Эймс, Кларк. Динамическая устойчивость валов при вращении в вязкой жидкости. -Прикладная механика (сборник переводов). -М.: Мир. -1964. Л 2. -С.148.158.

145. Фасахов В.Г. Свободные колебания балок на неоднородном упругом основании, жесткость которого меняется по линейному закону. -Вопросы механики. -Ташкент. АН УзССР. -1970. -Вып.6. -С.93. .101.

146. Филин А.П. Прикладная механика твердого деформируемого тела. T.I. -М.: Наука. Фязматгяз. -1975. 832 с.

147. Филин А.П. Прикладная механика твердого деформируемого тела. Т.2. -М.: Наука. Фязматгяз. -1978. 616 с.

148. Филин А.П. Прикладная механика твердого деформируемого тела. Т.З. -М.: Наука. Физматгиз. -1981. -480 с.

149. Фритц. Влияние кольцевого слоя жидкости на вибрации длинного ротора. -Теоретические основы инженерных расчетов. -1970.4. -С.233.238. М.: Мир.

150. I. Фритц. Влияние жидкости на колебания погруженных в нее тел. -Конструирование и технология машиностроения. -М.: Мир.- -1972. № 1. -С.178.186.

151. Фролов К.В., Фурман Ф.А. Прикладная теория виброзащитных систем. М.: машиностроение. -1980. -276 с.

152. Центробежные насосы для нефтяной промышленности (под ред.й.Е. Есьмана). -М.: Гостоптехиздат. 1951. -310 с.

153. Цеханекий K.P. Исследование вибрации питательных насосов. -Энергомашиностроение. -1974. Jfe 8.-С.32.34.

154. Чегурко В.Е., Чегурко Д.Е. Эксплуатация питательных насосов блоков 160-300 МВт. -М. : Информэнерго. -1974. -26 с.

155. Чехов Ю.К. Исследование начального участка течения жидкости в кольцевых каналах. -Энергомашиностроение. -1975.-1 8.- С.14.16.

156. Чуешко К.Е., Сацкнй А.Г. К определению соотношений главных размеров рабочего колеса центробежного насоса. -Труды НКИ. -Николаев: -1972. -Вып.51.-С.18.22.

157. O. Чурилова В.Е. Вычисление гидродинамических радиальных сил в коническом кольцевом зазоре. -Гидравлические машины. -Харьков (ХГУ): 1979. -tè I3.-C.I4.18.

158. Штруб P.A. Колебания давления и усталостные напряжения в насосах и -обратимых гидромашинах гидроаккумулирующих электростанций. -Энергетические машины и установки. -М.: Мир. -1964.2.-С.117.121.

159. Эксплуатация судовых насосв. /Башуров Б.П., Нечитанлен- гдо ко П.Ф., Гаровник H.A., Бурачков В.М. -М.: Транспорт. -1989. -128 с.

160. Эрцрайх B.C. Натурные исследования сапового воздействия на лопатки направляющего аппарата насосотурбины. -Сб.научн. то.Моск.инж.-строит.ин-та. -М. : Стройиздат. -I97I. -№ 91. -С.120.-Г,-- ri .1С Г .

161. Афонин H.Е., Новожилов К.С. Влияние асимметрии сил взаимодействия ротора и статора на вибрацию роторных машин с частотой вращения. -Вопросы судостроения. Серия "Судовые энергетические установки". -1980. -Вып.18. -C.3.I2.

162. Боровский Б.И. Энергетические параметры и характеристики высокооборотных лопастных насосов. -М.: Машиностроение. -1989. -182 с.

163. Басильцов Э.А. Бесконтактные уплотнения. -Л.: Машиностроение. -1974. -160 с.

164. Кабаняев О.Д., Ровянскии й.<&. Влияние присоединенных масс жидкости на частоты собственных колебаний ротора центробежного насоса. -Сб.научн.тр.ШИШГидромаша. Насосы для интенсификации производственных процессов. -M.: 1988. -С.138.144.

165. Капур Л., Ламберсон Л. Надежность и проектирование систем. -М.: Мир. -1980. -606 с.

166. Карпов ¿O.A., Дворянцева Л.А. Защита от шума и вибраций- ст на предприятиях химической промышленности. -М.: Химия. -1991. -120 с.

167. Касьянов В.К. Материалоемкость лопастных и электрических насосов. //Водоснабжение и санитарная техника. -J& 10. -1989. -С.18.20.

168. Козлов A.B. Исследование удельной массы насосного оборудования. //Химическое и нефтяное машиностроение. -1990. -Л 8. С.8.10.

169. Лезнов B.C., Воробьева Н.П. Снижение материалоемкости и стоимости насосных станций. //Водоснабжение и санитарная техника. -1988. I. -С.9.12.

170. Макарова И.К., Опощенцев A.M., Ровинский Я.Ф. О низкочастотных пульсациях давления ежидкости в трубопроводе. -Сб. научн.тр.ВЕИИГидромаша. Проблемы насосоетроения и их решение. М.: 1989. -С.86.94.

171. Новожилов С.л. Гидродинамические источники вибрации лопастных насосов. -Вопросы судостроения. Серия "Судовые энергетические установки". -1980. -Вып.18. -С.27.36.

172. Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. -М.: Машиностроение. -1986. -376 с.

173. Орлик В.Г., Розенберг С.Ш., Сорокин H.A. Центрирующий эффект в лабиринтовых уплотнениях и его влияние на низкочастотную вибрацию турбомашин. //Энергомашиностроение. -1975» 1С.1. С.¿5. .<¿9.

174. Позняк Э.Л., Ровинский л.Ф. Вынужденные колебания эксцентрично установленного цилиндра, вращающегося в тонком слое жидкости. //Машиноведение. -1988. -Ш 4. -С.90.97.

175. Проников A.C. Надежность машин. -М.: Машиностроение.- 1978. -592 G.

176. Сирил М.Харрис, Чарльз И.Крид. Справочник по ударным нагрузкам. -Л.: Судостроение. -1980. -360 с.

177. Соболь И.М., Статников Р.Б. Выбор оптимально параметров в задачах со многими критериями. М.: Наука. --X38I. -110 с.

178. Уплотнения и уплотнительная техника. Справочник. /Кондаков Л.А., Голубев А.И., Овавдер В.Б. и др. под общей редакцией А.И.Голубева и Л.А.Кондакова. -М.: Машиностроение. -1984. -464 с.

179. Фролов К.В. Метода совершенствования машин ж современные проблемы машиноведения. -М.: Машиностроение. -1984. -224 с.

180. Фролов К.В., Сергеев В.И., Гафт М.Г. Многокритериальный подход к оценке технического уровня промышленной продукции. //Машиноведение. -1988. -JS 6. -C.3.I2.

181. Чегурко Л.Е., Габов Б.А. Получение непрерывно падающей характеристики и повышение ШЩ центробежного насоса. //Химическое и нефтяное машиностроение. -1990. 2. -С.14.15.

182. Танский A.M., Коробченко В.А. О выборе оптимального числа лопастей рабочего колеса центробежного насоса. -В сб."Теплоэнергетика". -Воронеж. -1970. ~М I. C.8I.87.

183. Bach Б. KesselspeiBepumpen. //Brennst.-Warme-Kraft. -1971, 23. Я 4, 157. 158.

184. Baoh M. Radial-und Axialspalt bei Hoohdrucfckreisel-pumpen. //Maeohineranarkt. -1970 , 76, Л 32 , 688. .692.

185. Barrie J.D., Hood J.P. Recent developments and operating experience with boiler feed pumps for large central power plants. //The south afrioan meohanioal engineer. -1977, 27, * 4, 112.118.

186. Bialkowski Jerzy, Qleskiewiooz M. Analiza wplywu roz-wiazania konstrukoy^nego walu pompy i elementow lozyskowanych na zywotnoso walu pompy wirnikowe^ firmy Worthingt on. //Zecz.nauk. Plodz., 1975, * 240, 63.70.

187. Blaok H.P. Effects of Hydraulio Porces in Annular Pressure Seals on the vibration of Centrifugal Pump Rotors. Journal Mech.Eng.Soienoe, vol.11, * 2, 1969, 206.213.

188. Blaok H.P., Jenssen D.N. Effekts of high pressure ring seals on pump rotor vibrations. //Pap.ASHE, 1972, * WA/PE-38, 5

189. Blaok H.P. Lateral stability and vibrations of high speed centrifugal pump rotors. //Dyn. Rotors, Berlin, 1975, 56. .74.

190. Brown A. Boiler feed pumps for modem Central Power Station. //Combustion (USA), 1972, 44, * 3, 22.29.

191. Copley D.U. k theoretical investigation of the forces liable to cause vibration in centrifugal pumps and turbines. //IAHR, 10th Congress, London, 1963, vol.4, 17.24.

192. Gasiunas A.A. Exit flow disturbance as the cause of oavitation at impeller wane inlet. //Proo.4th Conf.Pluid Mach. Budapest, 1972, 441.457.

193. Harr is H.D. An elastohydrodynamic analysis of the sleeve type high pressure seal. //Trans.ASME, 1972, P 94, & 4, 335. .a«340.

194. Herd J.R. The closed feed system. //Pumps-Pompes-Pumpen, 1971, * 57, 246.254.

195. Honold E. Pumpen fur 600-MW-Blooke. //VGB-Kraftwerke- £94 tech., 1973, 53, * 12, 826.833.

196. Honold E. Die Entwioklung von Kesselspeisepumpen bei KSB zwischen 1935 und 1968. //K8B teohn.Ber., 1971, * 15, 12.a a * X13 ®

197. Kjellen В., Hanell B. Dynamic properties of soft packings for rotating shafts. //Proo.6th Conf .Fluid Seal, Munich, 1973, Cranfield, A 2/13-A 2/31, Disouss., Z6.

198. Linford A. The British Hydromechanics Research Association. //Pumping, 1964, * 70, 434.439.

199. MoCalpine Т., Paterson J.S. Recent Developments in Pump Auxiliaries for Ships. //The Institute of Marine Engineers, Transactions, 1960, 72, Л 6, 229.249.

200. Muller P. Druckubertragung an Gleitlaohen bei erhöhtem Umgebungsdruck. //Konstruktion, 1972, 240, Jft 10, 401. .408.

201. Neugebauer G. Probleme der Diohtungsteohnik bei Antriebssystem. //Masohinenbauteohn.ik, 1975, 24, J6 2 , 59. .63.

202. Otway P.O.J. Boiler feed pumps from the user s point of view. //Pumps-Pompes-Pumpen, 1971, J* 58, 286. .290.

203. Petermann H., Pekrun M. Spaltverlust, Radreibung und Achsschub bei radialen Kreiselpumpen. //VDT-Z., 1972, 114, Л 8, 571.575.

204. Petermann H. Experimental investigations on clearance seals for hydraulic turbomaohines. //Proo.5th Conf .Fluid Mach. vol.2, Budapest, Akad.kiado, 1975, 797.807.

205. Piltz P. Belastungen von Dampf turbinenlaufradern bei Auslenkungen der Welle. //Konstruktion, 1972, 24, * 4, 43. .49.

206. Reddy Y.R., Kar S. Optimum vane number and angle of centrifugal pumps with logarithmic vanes. //Pap.ASME, 1970, * WA/FE-12, 20 p.- 295

207. De Santis G.J. How to selekt a centrifugal pump. //Cham,Eng., 1976, 83, £ 25, 163.168.

208. Seals. //Machine Desigh, 1961, M 6, 252 p.

209. Seelig J. Die richtige G1 eitringdiohtung macht em Ruhrwerk betriebssicher und wartungsarm. //Maschinenmarkt, 1975, 85, » 60, II93.II96.

210. Stoffel B. Theoretical calculation of the laminar-trough flow in eccentric sealing gaps of centrifugal pumps for fluids with temperature-dependent viscosity. //Proc.^th Conf. Fluid Mach., vol.2, Budapest, Akad.kiado, 1975, 1097.1107.

211. Tomita. Self-excited turbine vibrations. //Water Power, 1969, 21 , Jfc 5, 23.28.

212. Uchida N., Irnaiohi K., Shirai T. Radial Porce on the Impeller of a Centrifugal Pump. //Bull.J5ME, 1971, 14, * 76, II06.III7.

213. Wang Chang-Yi. Lateral vibrations of a rotating shaft in a viscous fluid. //'Transactions of the ASMS, Series S, 1969, JS 4, 28«»»33.

214. Wei don R. Sine neue Speisepumpe fur 660-MW-Kraf twerk-blocks in England. //Teohn.Rds ch.Sulzer, 1972, 54, M 3, 189. « i i I• j

215. Wille Ü., Neugebauer G. Theoretische und experimente Untersuchungen an PTEP-und graph.it imprägniert en We i ohpackungs-s t o f fbuchsen. //Maschinenbautechnik, "1975, 24, № 10, 468» . ,474.

216. Wiedenroth W. Kupplungen. // VDJ-Z, 1976, 118, J 19, 936.940.

217. Yaaada Y. Resistance of Plow Through an Annul us With Inner Cylinder Rotating. //Bulletin JSME, vol.5, M 18, 1962, 302.310.-29G 54. ^cUtack. -Head Uhz^afJ S)Л.

218. Xiqktj-cot 9Mr. v/гЧ i^mc noise, cn ригтьргп^ptcLfd. ~ 'SJfi.cti^h- \ 4277, p. w. /5-0.57, ^ec^ ^ ejp puorpi untilconvpnttz aid ~ Jnititutd c^ ^ecAartLco.^ ^^¿neez-Z^ ^юс-zzduigs , /949, \/oE. /33, ^W IJ rf* /7, p .

219. Банжчук И.В. Введение в оптимизацию конструкции. М. Наука. - 1986. - 302 с.

220. Гринев В.Е., Филиппов А.П. Оптимизация элементов конструкций по механическим характеристикам. К.: Наукова думка. - 1979. - 294 с. ; "

221. Дабагян А.В. Оптимальное проектирование машин и сложных устройств. М.: Машиностроение. - 1979. - 280 с.

222. Малюшенко В.В., Михайлов A.Ii. Энергетические насосы. Справочное пособие. М.: Энергоиздат. 1981. - 200 с.

223. Оксененко А.Я., Дубнов H.H., Жерняк А.И., Лурье З.Я., Левитин P.C. Оптимизация параметров радиально-поршневых насосов как решение многокритериальной задачи //Вестн.машиностр. 1991. - № 10. - С.22.27.

224. Хог Э., Apopa Я. Прикладное оптимальное проектирование (механические системы и конструкции). М.: Мир. - 1983. - 480 с.

225. З . ЬГ ■Jiljj-iu'iflceL о f а&З&С&ЬьоС fita ¿elrnoisícs &П, Uhu 0L tfu, ßt&L Нйъаёшч cß- "¿AL.

226. ЪсЬоЪ^ eß tauA¿itíx^Jb äutzt^ßu^ol. ршпр§ // SbirCsí

227. G3 (yzc tío írSHtí J)Ж Zoíííciuxt oß nvutUbí ршпрл // C&tm. ékí. ^ruf -, s/JS, П

228. Q.?0- GzcjáftoüS&tL S^cicen pcvzQfnéÍzJZs%> ^o-Zbuií^Lpsc^í mitiéodo^ puo^pg //спет y.

229. J?7/. (xzo^fic'irs^it Ъ'И. Optimum cksi^a, oß-fYUittcéxx^ mrnpg //спет Я^Лио.^ (f-Л/ п. hü, fasLл ms.1. Э & Gaurn öß-thiL ~ttcíZ At6П 'tíh "ticuk jjUL(pttiic.U CiL eerd^iß^at kg

230. Гроховский Д.В., Рогачев В.М. Динамика центробежных амортизированных насосов. Тезисы докладов УП Всесоюзной акустической конференций, Ленинград, 1971,

231. Гроховский Д.В. Гидравлическое разгрузочное устройство центробежного насоса. Авт.свид.СССР $ 850932, 1981 г.

232. Гроховский Д.В, Безвальный ротор центробежного многоступенчатого насоса. Авт.свид.СССР 853185, 1981 г.

233. Гроховский Д.В. Сальниковое уплотнение. Авт.свид.СССР $ 966367, 1982 г,

234. Гроховский Д.В. Способ отстройки от резонанса ротора центробежного насоса. Авт.свид.СССР № 1043362, 1983 г.

235. Гроховский Д.В. Уплотнение вала. Авт.свид.ССОР №1171626, 1985 г.

236. Гроховский Д.В. Влияние ошибок изготовления сопрягаемых деталей муфты на виброактивность соединяемых валов. Деп. в ЦНИИТЭИавтопроме, $ 1536-ап от 26.05.87.

237. Гроховский Д.В. О способе снижения вибраций "лопастной" частоты центробежных насосов. Тезисы докладов П научно-технической конференции СЗПЙ. -Л,, 1970.

238. Гроховский Д.В. Оптимизация параметров центробежных многоступенчатых насосов на основе динамических характеристик ротора. Тезисы докладов научно-технической конференции профессорско-преподавательского состава ЛВВМЙ7 им.В.И.Ленина, Л., 1987.

239. Гроховский Д.В. Центробежный многоступенчатый насос. Патент РФ № 2007619, 1994 г.- 299

240. QtökLfiotrs tft С Э tf Qiltefiüuj rida£visii£Llijefriosli ise^t-to-¿egbfiogo ßCLgQdo^ //n.2> Jze^

241. Гроховский Д.В. Оценка влияния перекачиваемой жидкости на вибрационные свойства центробежных многоступенчатых насосов. Деп. в ЦНИЙТЭИ тяжелого машиностроения, Ш 773-ТМ 91 от 01.08.91.

242. Гроховский Д.В. Способ управления "лопастными" частотами воздействия в центробежных гидромашинах. Патент РФ №2020286, 1994 г.

243. Гроховский Д.В. Рабочее колесо центробежного насоса. Патент РФ № 2044166, 1995 г.

244. Гроховский Д.В. Графо-аналитичвскжй метод расчета оптимальных параметров центробежных многоступенчатых насосов. //Химическое и нефтяное машиностроение. 1994. 6. -С. 12.15.

245. Гроховский Д.В, Рациональное конструирование щелевых уплотнений питательных насосов. //Химическое и нефтяное машиностроение. 1994. -II 9. -C.I.3.

246. Гроховский Д.В. Учет конструктивно-технологических факторов при оценке уровней вибрации центробежных многоступенчатых насосов //Судостроение. 1995. -J6 I. —С.13.14.

247. Гроховский Д.В. Новый метод расчета и проектирования малошумных центробежных многоступенчатых насосов //Вестн.машиностроения. 1996. - 1 9. - С. II.13.

248. Гроховский Д.В., Кривов В.Г., Кузьмин Ю.М. Авт.свид. СССР II 137205, 1979 г.

249. Гроховский Д.В. Оптимизация конструкции высоконапорных питательных насосов на основе динамических свойств ротора //Химическое и нефтяное машиностроение. 1997. - Ш I. - С, 51.52.

250. GfZöкко¿г^МLi 3) lf Л ^bLxpfi- oLficdyiiQ. tileifLod рэ^e&titrwLl pazvLfrieUzs aj- тм1iidoMb punbjbS ¡jMipi ^efteMfiim , Ш4nG ^un^"

251. Гроховский Д.В. Премирование центробежных многоступенчатых насосов с улучшенными виброакустическимй характеристиками //Судостроение. 1997. - Л 3. - С.

252. Гроховский Д.В. Оптимизация конструкций питательных насосов судовых и стационарных энергетических установок //Судостроение. 1997. - J6 4. - С .giöt 4odcU Oß- je^cL purrLps //ffifdlöttolt §tu>€± >- 301

253. Кузнецов А.Л. Обеспечение конструктивной прочности рабочих лопаток газовых турбин. Учебное пособие. ЖИ, 1989, 108 с.

254. Кузнецов АЛ. Обеспечение конструктивной прочности рабочих лопаток газовых турбин. Учебное пособие, часть 2, ЖИ, 1989, 77 с.

255. Колесник В.А., Петрина H.ÏÏ. Расчет корабельных насосов и холодильных машин. Л., ЛВВМИУ им.В.й.Ленина, 1984, 78 с.306. 'Колесник В.А. Конструкция и эксплуатация' корабельных насосов. Учебное пособие. I., ЛВВМНУ им.В.И.Ленина, 1986, 95 с.

256. Колесник В.А., Яценко В.П., Неверов В.П. Общекорабельные системы и механизмы. СПБ, ЕВМИУ, 1995, 378 с,

257. Безверхий В.Ф, К вопросу оценки технического состояния сильфокомпенсаторов //Судостроительная промышленность. Серия: Судоверфи и технология организации производства. -1987. -Лз 7.

258. Безверхий В.Ф. Оценка технического состояния механических конструкций виброакустическим методом. В кн."Диагностическое обеспечение судовых технических средств". Л.: Судостроение, 1989, с.135.136.

259. Безверхий В.Ф. Новая оригинальная конструкция прибора для технического диагностирования //Технология судоремонта. -1993. №2.

260. Перегудов Ф.И., Тарасенко Ф.П. Введение в системный анализ. М.: Высшая шкода. 1989. - 368 с.- 302 -СОДЕРЖАНИЕ1. Введение.2