книги / Справочник по судовой акустике
..pdfГлава 8
СНИЖЕНИЕ ШУМА СУДОВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ,
КОМПРЕССОРОВ И ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН
§8.1. |
ПРИЧИНЫ ШУМООБРАЗОВАНИЯ |
|
|
В СУДОВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМАХ |
|
|
И с то ч н и ки ш ум ообразования. О сновны м и источникам и |
ш ум ооб- |
разования |
в суд овы х ги д р а вл и че ски х системах явл яю тся насосы и |
р е гу л и р у |
ющая арм атура.
И нтенсивность и спе ктр а льн ы й состав воздуш ного ш ум а и вибрации судовой гидравлической арм атуры зависят от ее ко н с тр у кц и и , от перепадов давлений местных ги д р а вл и че ски х сопротивлений» ско р о сти и температуры рабочей среды.
Кроме то го , на ур о в н и во зд уш н о го |
ш ум а |
и вибрации |
арматуры |
существенное |
|
влияние оказы вает насы щ енность |
воды |
воздухом. |
|
|
|
В основны х ти п а х регули р ую щ е й |
арм атуры рабочие процессы |
основаны на |
|||
пр инци па х дросселирования по то ка . |
П р и |
д остиж ении |
кр и ти ч е с ки х перепадов |
давлений дросселирование сопровождается кавитацией, представляющ ей собой мощный исто чн и к а кусти че ско й эн ергии . П оэтом у виброш умовы е ха р а кте р истики гидравлической арм атуры обычно вы р а ж а ю т в зависимости от числа ка витации, связы ваю щ его м е ж д у собой основные гидравлические парам етры потока:
Р2 '— Рп |
(8. 1.1) |
|
|
U |
|
где р2 — давление в п отоке ж и д ко с ти за арм атурой; рп — давление парообразо
вания п р и данной тем пературе; |
сж — скорость п о то ка |
ж и д ко сти . |
|
|
|||||||||
П олученны е опы тны м |
путем |
[5 ] |
зависим ости |
общ их |
уровней воздуш ного |
||||||||
ш ума и вибрации о т числа ка ви та ции L |
= |
/ (а к) |
и |
= |
f ( aic) |
для |
основны х |
||||||
типов судовой гид р а вл иче ско й арм атуры |
п о ка за ны |
на гр аф иках |
рис. |
8.1 |
и 8.2 . |
||||||||
Из граф иков видно, что п р и числах |
стк > |
60 воздуш ны й |
ш ум и вибрация |
арма |
|||||||||
туры имеют ур о в н и , не превы ш аю щ ие |
|
60 д Б и L y ^ 5 2 |
д Б . В оздуш ны й ш ум |
||||||||||
и вибрация п р и зн а че н и ях |
<7К > |
60 |
обусловлены вихреобразоваииям и, которы е |
||||||||||
предш ествую т |
ка ви та ц и и |
п о то ка , |
а |
т а к ж е |
колебаниям и |
п узы р ько в |
воздуха, |
||||||
вы деляю щ ихся |
в в и х р я х и |
вихревы х |
зо нах. |
П о мере ум еньш ения а к |
прим ерно |
от 60 до м иним ал ьны х значений наблюдается резкое возрастание уровней воздуш
ного ш ум а и вибрации арм атуры , объясняемое возникновением |
и последую щ им |
||||||
развитием ка ви та ц и и . |
|
|
|
|
|
||
Н а гр а ф ика х рис. 8.1 и 8.2 нанесены две кривы е, ограничиваю щ ие м а кси м а ль |
|||||||
ные и м иним альны е значения уровней |
воздуш ного ш ум а и вибрации арм атуры . |
||||||
Н и ж н я я кр и в а я |
соответствует арматуре |
с малыми |
местными |
сопротивлениям и |
|||
( Ç = |
0 ,2 5 ^ -0 ,4 ), |
ве р хня я — арматуре |
с |
больш ими |
местными |
сопротивлениям и |
|
<£ |
5). |
|
|
|
|
|
|
Зависимости |
уровней возд уш ного |
ш ум а и вибрации судовой арм атуры от |
|||||
коэффициентов гид р а вл иче ских сопротивлений п р и |
различны х значениях |
ак |
|||||
даны |
на гр а ф и ка х рис. 8/5 и 8.4. К а к |
видно из граф иков, п р и |
одних и тех |
ж е |
числах а,с ур |
о вни ш ум а и вибрации выше у арм атуры с больш ими |
значениям |
и к о |
эффициентов |
местных сопротивлений. П р и этом ур о вни ш ум а |
и вибрации |
воз |
растают по мере увеличения коэффициентов местных сопротивлений тем интен сивнее, чем меньш е значение сгк . Это объясняется тем, что в арматуре с меньш им сопротивлением ка ви та ц и я п ри тех ж е зн аче ни ях сгк развивается медленнее.
Р ис. 8 .1 . Зависим ость уровней во зд уш н о го ш ум а ги д р а вл иче ско й арм атуры о т
числа ка в и та ц и и .
Р ис. |
8 .5 . С п е ктр о гр а м м ы вибрации запорной |
арм атуры . |
||
/ — клапан |
проходной |
невозвратно-запорный, £>у — |
100 |
мм; 2 — задвижка |
|
клинкетиая, |
Dv = 100 мм; 3 — клпикет, Dv = |
100 мм. |
Р и с . 8 .6 . С пе ктр о гр а м м ы ви брац ии р е гул и р ую щ е й арм атуры .
/ — клапан дроссельный, Dv = 60 мм; 2 — клапан дроссельный, Dу = 'tO мм; 3 — клапан редукционный, Dy = 50 мм.
Спектрограммы вибрации отдельных видов запорной и регулирующей арма туры даны на графиках рис. 8.5 и 8.6, из которых очевидна преобладающая роль высокочастотных составляющих в спектрах.
В результате аппроксимации опытных данных получены следующие прибли женные зависимости общих уровней воздушного шума и вибрации судовой ги дравлической арматуры от числа кавитации:
Рис. 8.7. Конструктивные схемы проточных частей малошумной дроссель ной арматуры.
уровень шума LmàX, дБ
L m ax= 35< r°'12ff,4 - 6 0 ; |
(8.1.2) |
уровень вибрации, L y max> дБ
L ï = max= 52е°'09Ок+ 5 2 . |
(8.1.3) |
Из трех основных типов арматуры — запорной, распределительной и регу лирующей — наиболее интенсивным источником шума является регулирующая арматура, так как рабочий процесс в ней основан на принципе дросселирования потока.
Основными путями снижения шумности гидравлической арматуры можно считать ограничение перепада давлений (на Одну ступень) докритическим по на чалу возникновения кавитации значением и совершенствование конструктивных форм проточных частей. Достигнутые в этой области результаты являются весьма обнадеживающими [1]. На рис. 8.7 в качестве примера показаны некоторые
конструкции проточных частей многоступенчатых дроссельных клапанов, кото рые обеспечивают значительное снижение шума и вибрации по всему спектру по сравнению с одноступенчатыми клапанами, рассчитанными на те же параметры.
Интенсивными источниками шума и вибрации в гидравлических системах являются также некоторые исполнительные органы, используемые главным об разом в системах гидравлического регулирования. К наиболее виброактивным элементам этих систем принадлежат различного рода манипуляторы, золотники и клапаны. Источниками шумообразования в них, помимо гидравлических при чин (вихреобразоваиия, пульсации давления и кавитации), являются трение и соударение контактируемых деталей — в частности, удары клапанов о гнезда в клапанных коробках, удары и трение в сочленениях приводов золотников, манипуляторов и в других звеньях.
Вибрация и пульсации давлений, порождаемые насосами, арматурой и испол нительными гидравлическими механизмами, передаются трубопроводам, которые связывают эти элементы, а также распространяются по потоку жидкости.
Распространение возмущений в потоке, происходящее со скоростью звуковой волны, не зависит от скорости движения жидкости в трубопроводе. Пуль сации давлений в трубопроводах затухают на весьма значительных расстоя ниях от источника. Это справедливо главным образом для прямолинейных уча стков трубопроводов. Наличие колен, разветвлений, гибких рукавов, различной арматуры на пути потока в значительной мере способствует отражению, рассеива нию и преобразованию пульсационной энергии. Если этих средств оказывается недостаточно, используют специальные противопульсационные устройства, ко торые подключаются к системе трубопроводов.
Наиболее распространенный тип противопульсацнонных устройств — воз душные колпаки. Принцип действия воздушных колпаков основан на аккумули ровании импульсов давления в потоке и последующем выравнивании их за счет периодического сжатия и расширения воздуха, заключенного под колпаком. В современных конструкциях воздушных колпаков водяная и воздушная полости разделены резиновой диафрагмой, которая предотвращает растворение воздуха в воде.
Снижению интенсивности пульсаций потока в значительной мере способ ствуют различные емкости, включаемые в систему — баки, ресиверы и т."п. Воздухоотделители, устанавливаемые на наиболее высокорасположенных уча стках трубопроводов, оказывают двойное действие по уменьшению интенсив ности пульсаций потока: предотвращают нарушение сплошности потока и демпфи руют колебания давления за счет упругости воздуха, скапливающегося в возду хоотделителе.
Противопульсационные устройства, снижающие активность возмущений в потоке, не исключают' появления резонансных колебаний трубопроводов и столбов заключенной в них жидкости. Для отстройки от резонансов необходимо, чтобы отношение частот возмущающих сил о к собственным частотам колебаний трубопроводов или заключенной в них жидкости ш0 находилось за пределами
значений |
0,75 > оо/со0 > 1,25. Наиболее доступным путем резонансной отстройки |
является |
изменение длины участков трубопровода и жесткости опор. |
Собственные частоты колебаний жидкости в трубопроводах füt Гц, могут быть
найдены по следующим формулам: |
с обоих |
концов |
трубопровода |
— для прямого участка открытого |
|||
Л> = ят^— |
(2я — 1); |
|
(8.1.4) |
4LЭКВ |
|
|
|
— для прямого участка открытого |
с одного |
конца |
трубопровода |
Л> = 4 7 ^ - (2п - 1 ) , |
|
(8.1.5) |
где с — скорость звука в жидкости, м/с; п — любое целое положительное число; 1ЗКВ — эквивалентная длина трубопровода, м, равная / + А/ для трубы, откры той с одного конца, и / -|- 2А/ для трубы, открытой с обоих концов.
Согласно Рэлею поправка А/ = яг/4, где г — радиус трубы, м.
Частота собственных колебаний столба жидкости fQl Гц, в трубопроводе, оканчивающемся камерой (коллектором), может быть найдена по формуле
fo — |
(8. 1.6) |
|
где s — площадь поперечного сечения трубы, м2; V — объем камеры, м3; I— длина
трубы, м.
Способы определения частот собственных колебаний жидкости в сложных
системах трубопроводов приведены в |
[91. |
|
Частота собственных поперечных колебаний отдельных участков трубопро |
||
водов f0, Гц, в общем случае выражается зависимостью |
||
/о = |
EJ |
(8.1.7) |
м |
* |
где а — коэффициент, характеризующий способ закрепления концов рассматри ваемого участка трубопровода; I — длина рассматриваемого участка, м; Е — мо дуль упругости, Па; J — момент инерции поперечного сечения трубы, м4; т — масса L м длины, кг/м.
Вследствие непрерывности трубопровода он рассматривается обычно как неразрезная балка. Для многопролетных балок с равными расстояниями между опорами одинаковой жесткости коэффициента при определении основной частоты принимают а = 3,14. Значение этого коэффициента для трубопровода без про межуточных опор, рассматриваемого как балка с защемленными концами, для
колебаний основного тона, |
1-го и высших обертонов соответственно составляют; |
|||
а 0 = 4,73; |
= |
7,85; ап = |
0,5 [2 (я -f- 1) -f- 1 ] я |
при п > 1. |
Трубопровод |
с одной промежуточной опорой |
посредине, допускающей по |
ворот в сечении опоры, можно рассматривать как состоящий из двух балок, каж дая из которых имеет защемленный и шарнирно опертый концы. Значения коэф фициентов для основного тона, 1-го и высших обертонов таких балок будут состав
лять: а 0 = 3,93; a t = 7,07; ап = При п > 1.
Для защемленного по концам трубопровода с промежуточными шарнирными опорами, образующими три, четыре, пять, шесть одинаковых по длине пролетов,, значения коэффициента а 0 соответственно равны: 3,55; 3,39; 3,30; 3,26. По мере увеличения количества промежуточных опор зависимость колебаний от условий закрепления концов трубопровода уменьшается. Преобладающими становятся: формы колебаний, свойственные однопролетной балке с шарнирными опорами и с характерным размером /, равным длине пролета между опорами. Значения а 0,. оСц < п для такой балки соответственно составляют я, 2я, (п -[- 1) я.
Существенное влияние на виброшумовые характеристики трубопроводов ока зывают способы их крепления к насосам и несущим конструкциям (элементам корпусного набора, переборкам, фундаментам). Для уменьшения передачи трубо проводам звуковой энергии их отделяют от насосов с помощью звукоизолирую щих элементов (виброизолирующих патрубков, сильфонов, эластичных рукавов)..
Интенсивность шумообразования судовой гидравлической системы в значи тельной степени зависит от согласованности режимов работы входящих в нее элементов, так как минимальная шумность достигается при оптимальных режимах работы всех звеньев системы. Поэтому при проектировании судовых гидравличе ских систем необходимо в первую очередь добиваться того, чтобы используемые в них насосы работали на оптимальной подаче. В частности, при параллельном подключении нескольких потребителей к одному насосу с постоянной частотой вращения и периодическом отключении отдельных потребителей во время работы насоса приходящийся на их долю расход должен компенсироваться с помощьюбайпасирования. В противном случае подключение и отключение потребителей может привести к отклонению работы насоса от расчетного режима и, как след ствие, к повышению шумности. Байпасирование прежде всего должно преду сматриваться в системах с лопастными насосами, наименьшие уровни шума ко-
которых имеют место только при одном значении подачи, соответствующем безу дарному натеканию потока на лопасти рабочего колеса.
Чтобы параметры насоса меньше отклонялись от оптимального режима при переменном расходе в системе, целесообразно применять, насосы с регулируемой частотой вращения.
§8.2. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ И МЕХАНИЧЕСКИЕ ИСТОЧНИКИ ШУМА В НАСОСАХ*
Общие положения. Виброшумовые качества насосных агрегатов определяются собственно насосами, приводными двигателями и передаточными механизмами (редукторы, гидротрансформаторы, муфты и др.). Соответственно спектральный состав шума и вибрации насосов обусловлен гидродинамическими и механическими источниками. В ряде случаев в нем проявляются составляющие электромагнитного происхождения от приводных электродвигателей.
Лопастные насосы. Низкочастотная область шума и вибрации у насосов этого типа (центробежных, осевых, диагональных, вихревых) определяется двумя видами источников: а) механическими — от неуравновешенных сил инер ции ротора, погрешностей обработки элементов подшипников и центровки рото ров, которые проявляются на частоте вращения насоса и ее гармониках; б) гидро динамическими — от силового взаимодействия лопастей с переменным полем давлений, обнаруживаемыми в спектрах на лопастной частоте и ее составляющих высшего порядка. Среднечастотный диапазон в основном насыщен гармониками лопастной частоты, а также составляющими, порождаемыми вихреобразованиями в проточной части, и колебаниями элементов подшипников качения.
Высокочастотная область спектров шума и вибрации у лопастных насосов преимущественно определяется кавитацией, а на докавитационных режимах — вихреобразованиями в проточной части. Различные формы' кавитации оказывают существенное влияние на интенсивность спектров шума и вибрации в широком диапазоне частот. На рис. 8.8 показана зависимость общего уровня шума лопаст ного насоса от кавитационного запгса при постоянной окружной скорости ра бочего колеса и от окружной скорости рабочего колеса при постоянном кавита ционном запасе. На этом рисунке обозначены три критических режима, соответ ствующих: 0кр — появлению кавитации в радиальном зазоре; / Кр — развитой профильной кавитации, при которой начинается спад энергетических характери стик (падение напора составляет 2% ); / / кр — срыву работы насоса. Наиболее интенсивным шумообразованием сопровождаются начальные стадии кавитации. Число начинающейся кавитации в лопастных насосах с учетом вторичного влия ния основных параметров (масштабного эффекта) выражается зависимостью
ак =: 2g2bh |
(8. 1. 8) |
« 2+ а |
* |
где Ah — абсолютное значение давления в потоке; g — ускорение силы тяжести; и — окружная скорость рабочего колеса; а — коэффициент, учитывающий влия ние масштабного эффекта (для лопастных насосов а ^ 0,3).
На уровень шума лопастных насосов весьма сильно влияет изменение по дачи. При отклонении подачи от расчетного значения как в одну, так и в другую сторону уровни шума и вибрации возрастают вследствие отличных от нуля углов атаки при входе потока на лопасти рабочего колеса, что способствует более ран нему, развитию кавитации. Полученная опытным путем зависимость относитель ного числа начинающейся кавитации от приведенного значения коэффициента подачи (рис. 8.9) является .косвенной характеристикой изменения шумности
осевого насоса.
Обследование осевых насосов, находившихся в длительной эксплуатации, во многих случая^ обнаруживает кавитационные разрушения периферийных частей лопастей рабочих колес, а также внутренних стенок камер в районе их расподо-
* Параграф написан О. Н. Сергеевой.
а)
Рис. 8 .8 . Х а р а кте р зависимости общ его уровня ш ума ло пастны х насосов: а — при изменении кавитационного за паса; б — п ри изменении о кр у ж н о й скорости рабочего к о леса.
Рис.- |
8 .9 . Зависимость относительного числа начинаю |
|
щ ейся |
кави тации в |
осевом насосе от приведенного зн а |
|
чения |
коэффициента подачи. |
ж е н и я 16 ]. Э то свидетел ьствует о н а л и чи и |
щ елевой ка в и та ц и и в радиальном за |
зо ре . |
|
Н а сы щ е н н о сть с п е ктр а инте нсивн ы м и |
составляю щ им и о т вихреобразований, |
п у л ь с а ц и й д а вл ен ия и ка в и та ц и и создает усл о ви я д л я во зб уж д е ния резонансов |
о тд е л ь н ы х элем ентов насоса в ш и р о ко м диапазоне частот, а т а к ж е автоколебаний л о па сте й рабочего колеса .
О сно вн а я п р и ч и н а п о вы ш е ния ш ум но сти центробеленых насосов заклю чается
в ин те нсивн о м в и хре о б р а зо ва н ии во |
входном п а тр у б ке и |
больш ой |
неравномер |
||||
н о с ти ско р о сте й на вы ходе из не го . |
В |
результате п о то к |
поступ ае т |
|
на рабочее |
||
кол есо |
со зн а чи те л ьн о р а зл ича ю щ им ися д авлениям и, с ко р о стя м и |
и |
направле |
||||
н и я м и . |
И нтенсивное вихреобразование |
в о зн и ка е т |
т а к ж е |
п р и вы ходе |
п о то ка из |
||
р абочего колеса и п р и входе в ка м е р у |
отл ивн ого |
п а тр у б ка . Н а л и чи е |
гидродина |
м и ч е ско го следа за вращ аю щ им ися л опастям и п р и во д и т к неоднородности потока
п р и входе в |
н а п р а вл я ю щ и й |
ап па р а т |
или отл ивн ой п а тр у б о к. |
|
|
||||
|
# О бъем ны е насосы . В |
объем ны х |
насосах |
(по р ш н е вы х, |
ш естеренны х) ш ум |
||||
и |
ви бр ац ия |
обусловлены п о чти м гновенны м переходом |
о т давления |
всасы вания |
|||||
к |
давлению |
н а гн е та н и я и и м п ул ьсно й |
подачей ж и д ко с ти |
в н а п о р н ую |
магистраль. |
||||
С о ста вл я ю щ ие в с п е ктр а х |
ш ум а и вибрац ии у |
порш невы х |
насосов |
вы зы ваются |
|||||
ударам и кл а п а н о в , п ул ьса ц и я м и давления в рабочих ка м е р а х, |
колебаниям и дав |
||||||||
л е н и я в нагнетательном тр а кте и ка ви та ц и е й . О дной из п р и чи н |
ш ум ообразования |
||||||||
у |
насосов это го ти п а явл яется выделение возд уха в по то ке перекачиваем ой ж и д |
ко сти . И нте нсив но сть ш ум а и ви брац ии п р и этом возрастает с увеличением давле
н и я |
на гн е та н и я и частоты вращ ения. |
|
|
|
|
|
||
|
У |
ш естеренны х насосов и сто чни ко м повы ш енного ш ум ообразования является |
||||||
т а к ж е |
местное повы ш ение давления ж и д ко с ти п р и проходе м еж зубцовой камеры |
|||||||
•через у п л о тн я ю щ у ю п е р ем ы чку . Д р у г а я п р и ч и н а |
ш ум ообразования (у |
шестерен |
||||||
ны х |
и |
ви нто вы х насосов) за кл ю ча е тся в частичном за п олнении ж и д ко с ть ю м еж |
||||||
зуб ц о в ы х кам ер, что п р и в о д и т к |
появ л ен ию |
п у л ь с и р у ю щ и х |
возм ущ ений рабочих |
|||||
элем ентов. |
|
|
|
|
|
|
||
|
П р и ч и н ы ш ум ообразования |
отдельны х |
разновидностей |
насосов обусловлены |
||||
и х ко н с т р у кти в н ы м и и те хн о л о ги че ски м и особенностям и. К |
ни м о тно сятся: зн а ко |
|||||||
переменные инерционны е силы , вызываемые п е р екл а д ко й по р ш не й, — |
у порш не |
|||||||
вы х |
насосов и переходом зубц ов из нагнетательной вовсасы ваю щ ую |
полость — |
||||||
у ш естеренны х насосов; трение |
рабочих ор га но в; |
у п р у ги е |
деф ормации и биение |
|||||
поверхностей со п р яга е м ы х элементов вследствие |
ге о м е тр иче ских |
погреш ностей |
||||||
■обработки деталей и узл о в . |
|
|
|
|
|
|
||
|
О бщ им и сто чни ко м ш ум ообразования д л я всех ти п о в рассм отренны х насосов |
|||||||
я в л я ю тся п о д ш и п н и ки ка ч е н и я . |
О сновная п р и ч и н а ш ум ообразования |
в п о д ш и п |
||||||
н и к а х |
ка ч е н и я — волнистость беговы х д о р о ж е к вн утр е н н е го и н а р у ж н о го колец |
|||||||
и о гр а н ка ш аров . П о д ш и п н и ки с ко л ь ж е н и я , |
используем ы е в насосах, порож даю т |
|||||||
преим ущ ественно ни зко ча сто тны е составляю щ ие, |
обусловленны е |
погреш ностью |
обр а бо тки цапф и ги д р о д и на м иче ским и процессам и в зазоре м е ж ду цапф ой и вкл а
ды ш ем . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
С труйны е |
насосы . |
Ш ум оо бр а зо ван ие в с тр у й н ы х |
насосах |
полностью |
опре |
|||||||||||
д е ляе тся |
ги д р о д и н а м и че ски м и |
процессам и. Главны е |
из |
н и х — вихреобразование |
|||||||||||||
и тур б ул е н тн ы е п у л ь с а ц и и д а вл ения . С п е ктр ы ш ум а |
и ви бр ац ии с тр у й н ы х |
насо |
|||||||||||||||
с о в , |
особенно |
в вы сокочастотной области, имею т равном ерны й |
ха р а кте р , |
а их |
|||||||||||||
у р о в н и , |
к а к |
п р а вил о , |
невы соки |
и уд овл етворяю т |
д ействую щ им |
нормативам . |
|||||||||||
§ 8 .3 . П У ТИ С Н И Ж Е Н И Я Ш У М А Н А С О С О В |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
В |
за висим ости от п р и ч и н , |
вы зы ваю щ их |
повы ш енны й |
ш ум |
и вибра |
|||||||||
ц и ю |
насосов, |
р а зл и ча ю т ко н с т р у кти в н ы е , |
те хно л о гиче ские и |
экспл уа та цио н ны е, |
|||||||||||||
п у т и |
и х |
с н и ж е н и я . О сно вн а я |
во зм о ж н ость |
сн и ж е н и я |
ш ум ности |
насосов |
п р и их |
||||||||||
р а зр а б о тке со сто и т в ум еньш ении |
скоростей д в и ж е н и я |
рабочих |
о р га но в |
(вращ е |
|||||||||||||
н и я |
р а б о чих |
ко л е с, ш естерен, |
ви нто в и перемещ ения по р ш не й), |
а т а к ж е |
д в и ж е |
||||||||||||
н и я |
п о то ка ж и д к о с т и , |
т а к к а к |
ур о в н и |
ви бр ац ии насосов, вызываемой |
м еханиче |
||||||||||||
с к и м и и с то ч н и ка м и , п р о п о р ц и о н а л ьн ы |
кв а д р а ту с ко р о сти , а |
вы зы ваемой |
гид р о |
||||||||||||||
д и н а м и че ски м и |
и с то ч н и ка м и — четвертой— ш естой |
степени |
ско р о сти |
и |
|
выше. |