РЕФЕРАТ

Пневматические устройства играют важную роль в механизации производства. В последнее время они также широко используются при решении задач автоматизации.

Пневматические устройства в системах автоматики выполняют следующие функции:

Получение информации о состоянии системы с помощью входных элементов (датчиков);

Обработка информации с помощью логико-вычислительных элементов (процессоров);

Управление исполнительными устройствами с помощью распределительных элементов (усилителей мощности);

Совершение полезной работы с помощью исполнительных устройств (двигателей).

КОМПРЕССОР, ПНЕВМОЦИЛИНДР, РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬ, УСИЛИЕ, СКОРОСТЬ, ДАВЛЕНИЕ, РАСХОД, НОМОГРАММА.

ВВЕДЕНИЕ

В настоящее время все чаще для автоматизации производственных процессов и отдельных операций используется новая отрасль техники - мехатроника, которая включает в себя совокупность механических, гидравлических, пневматических, электронных элементов. Широкое распространение в последнее время получает пневмоавтоматика благодаря ряду существенных достоинств пневмосистем: легкое управление исполнительными механизмами, сравнительно большая скорость рабочего перемещения и др. Электрогидравлические и электропневматические системы автоматического управления получают все более широкое распространение в самых различных областях техники, включая робототехнические и автоматизированные комплексы машиностроительной, космической, авиационной, химической, пищевой, атомной и других отраслей промышленности. Сочетая в себе известные достоинства электрической связи и управления с быстродействием и относительной легкостью мощных гидро- и пневмоприводов, эти системы вытесняют чисто механические и электрические системы управления и контроля.

Технический прогресс в области создания материалов, способов конструирования и производства способствует улучшению качества и увеличению разнообразия пневматических устройств, что послужило основой для расширения области их применения как средств автоматизации.

Для реализации прямолинейного движения часто используют пневмоцилиндры, т.к. они характеризуются низкой стоимостью, легкостью монтажа, простотой и прочностью конструкции, а также широким диапазоном основных параметров.

ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА

Пневматические исполнительные устройства предназначены для преобразования энергии сжатого воздуха в механическое линейное перемещение или вращение. Они используются для приведения в движение рабочих органов машин, выполнения различных основных и вспомогательных операций. Линейное перемещение обеспечивается пневмоцилиндрами, поворотное движение - исполнительными устройствами, имеющими в качестве рабочего органа лопасть или шестерню с рейкой,

В пневмоцилиндрах одностороннего действия давление сжатого воздуха действует на поршень только в одном направлении, в обратную сторону поршень со штоком перемещается под действием пружины или внешних сил. Пневмоцилиндры с пружинным возвратом используют для выполнения небольших перемещений и с небольшими развиваемыми усилиями, так как встроенная пружина, сжимаясь, значительно снижает усилие, развиваемое поршнем.

В пневмоцилиндрах двустороннего действия перемещение поршня со штоком под действием сжатого воздуха происходит в прямом и обратном направлениях.

Поворотные пневмодвигатели могут быть поршневыми и лопастными,

Кроме названных выше типов, в промышленности используются также пневмоустройства специального назначения. К ним относятся бесштоковые цилиндры, позиционные цилиндры, пневмокаретки, цилиндры с полым штоком, с тормозом и пневмозахваты.

В процессе монтажа, наладки и эксплуатации пневматических исполнительных устройств необходимо предусматривать ряд конструктивных мер безопасности.

Чтобы свести к минимуму риск нанесения травм персоналу, рекомендуется применять защитные ограждения.

При высокой скорости движения рабочего органа устройства или в случае больших инерционных нагрузок, собственный демпфер пневмодвигателя может оказаться недостаточным для смягчения удара. Для снижения скорости рабочего органа до включения собственного демпфера рекомендуется использовать схемы замедления или устанавливать наружные демпферу, ослабляющие удар. В последнем случае конструкция должна обладать достаточной жесткостью.

Во избежание травм персонала, повреждения оборудования и объектов производства, необходимо предусматривать конструктивные меры, обеспечивающие соблюдение безопасности при падении давления. Такие меры особенно необходимы в системах с подвешенными грузами и в подъемно-транспортных механизмах.

Если пневмопривод управляется с помощью трехпозиционных пневмораспределителей, у которых в нейтральном положении все выходы сообщены с выхлопом, или возобновляет работу после того, как давление в пневмосистеме было сброшено, возможен резкий рывок рабочего органа с места и затем его движение с чрезмерно высокой скоростью. Это обусловлено тем, что в одну полость цилиндра подано высокое давление, в то время как в другой полости давление отсутствует, и нет никакого противодействия движению поршня, которое обычно бывает при вытеснении воздуха из полости пневмоцилиндра. В этих случаях необходимо предусматривать меры против резких рывков - например, применяя устройства плавной подачи воздуха.

Все виды нагрузок на шток поршня должны быть приложены только в осевом направлении. Неизбежные боковые нагрузки, приложенные к концу штока, не должны превышать значения, допустимые для каждого типа пневмоцилиндра. Не рекомендуется использовать пневмоцилиндр как амортизатор.

Если в пневмоцилиндре есть воздушный демпфер, он может работать только при условии, что шток доходит до своего крайнего положения. Поэтому, если длина хода поршня определяется какими-либо внешними ограничителями, необходимо убедиться, что демпфирование действительно имеет место.

Если пневмоцилиндр должен работать при полностью открытом клапане воздушного демпфера, необходимо выбрать тип цилиндра, снабженный резиновым демпфером. Не рекомендуется эксплуатировать привод с завинченным до упора регулировочным винтом демпфера, так как это может привести к повреждению уплотнения цилиндра.

Прежде чем затягивать резьбовое соединение на конце штока требуется привести его в полностью утопленное положение. При затяжке шток не должен вращаться.

При техническом обслуживании оборудования необходимо, прежде всего, убедиться, что в результате отключения питания не произойдет падение транспортируемых объектов или узлов оборудования, находящихся в поднятом или неустойчивом положении. Только после этого можно отключать электрическое и пневматическое питание, обязательно удостоверившись в том, что давление в системе полностью сброшено.

1. Свойства воздуха

Рабочим телом для исполнительных устройств электропневмоавтоматики служит сжатый воздух, представляющий собой смесь из азота и кислорода (по объему примерно 78% и 21%, соответственно) и других газов, содержащихся в небольших количествах (аргон, углекислый газ и др.), а также водяного пара.

Основными и наиболее распространенными параметрами сжатого воздуха являются температура, давление и удельный объем (или плотность).

Давление представляет собой силу, действующую по нормали к поверхности тела и отнесенную к единице площади этой поверхности.

Атмосфера Земли на ее поверхности развивает давление в одну физическую атмосферу. Давление, отсчитываемое сверх величины атмосферного давления, называется избыточным или манометрическим и указывается в технических характеристиках пневматических устройств.

Полное давление равно сумме избыточного и атмосферного давления:

Полное давление газа пропорционально его абсолютной температуре Т и концентрации молекул n , которую можно определить как отношение;

где N - число молекул, находящихся в сосуде; V - объем сосуда.

Давление р газа равно:

.

Коэффициент пропорциональности представляет собой постоянную Больцмана, равную:

.

Чаще известен объем V сосуда и масса т заключенного в нем воздуха. В предположении, что воздух является идеальным газом (отсутствует межмолекулярное взаимодействие), давление р внутри сосуда может быть определено по формуле Клапейрона:

,

где R - универсальная газовая постоянная (для воздуха R =287 Дж/кг К), которая равна внешней работе, совершаемой при постоянном давлении одним килограммом воздуха при нагревании его на 1 градус; Т -температура в градусах Кельвина (абсолютная температура).

Нулевая температура по Цельсию в физике

.

Если концентрация газа в сосуде равна нулю, то полное давление в таком сосуде тоже равно нулю. Можно считать, что на поверхности Земли сосуд обладает некоторой потенциальной энергией, так как весь окружающий ею воздух находится под атмосферным давлением и, входя в сосуд, может совершить работу.

Так работают многие вакуумные устройства, например, вакуумные приводы, вакуумные присоски и т.п. Говорят, что эти устройства работают на разрежение.

Сосуд будет также обладать потенциальной энергией, если давление газа внутри него будет больше атмосферного (т.е. p и >0). Здесь газ также может совершить работу, но уже при выходе из сосуда в атмосферу, т.е. привести в действие устройства, работающие на нагнетание.

Поскольку большинство устройств промышленной электропневмоавтоматики работает на нагнетание, а магистральное давление существенно больше атмосферного, при расчете усилий удобно пользоваться избыточным давлением. В термодинамических расчетах пользуются полным давлением.

В системе СИ единицей измерения давления служит паскаль (Па). Паскаль равен давлению, вызываемому силой в 1Н (ньютон), равномерно распределенной по нормальной к ней поверхности площадью 1 м 2 (I Па = 1 Н/м 2).

Соотношения между единицами давления приведены в таблице 2.

Таблица 2. Соотношение между единицами давления

Единицы	кГс/см 2	Бар	Па	р si	мм рт.ст.
1 кГс/см 2		0,98	9,81 10 -4	14,22	735,6
1 Бар	1,02		10 5	14,5	750,3
1 Па	1.02 10 -5	10 -5		1,45 10 -4	7,5 10 -3
1 р si (фунт-сила/кв.дюйм)	0,07	0.07	6,9 10 -3		51,71
1 мм рт.ст.	1,36 10 -4	133,3 10 -3	133,3	19,34 10 -3
1 мм вод.ст	10 -4	9,81 10 -5	9,81	1,42 10 -3	7,36 10 -2

2. Основные термодинамические законы

Во многих случаях уравнения состояния идеальных газов в пневмоавтоматике можно использовать с достаточной точностью и для реальных газов.

Бойлем в 1662 г. в Англии, а затем независимо от него Мариоттом в 1676 г. во Франции было установлено, что если газ занимал некоторый первоначальный объем V 0 и имел давление р о , то послесжатия до объема V 1 его давление p 1 , при условии, что температура газа не изменяется (изотермический процесс), повысится до величины, при которой произведение начального объема и давления будет равно произведению конечного объема и давления (рисунок 1,а);

.

Французским ученым Ж. Шарлем в 1787 г. было установлено, что если газ занимает постоянный объем (изохорный процесс), то при увеличении или уменьшении первоначальной температуры газа внутри постоянного объема первоначальное давление, соответственно, увеличится или уменьшится пропорционально изменению температуры (рисунок 1,б):

,

откуда

.

При неизменном давлении (изобарный процесс) нагревание или охлаждение первоначального объема газа приводит, соответственно, к возрастанию или уменьшению объема пропорционально изменению температуры в градусах Кельвина:

.

Это было установлено Ж. Гей-Люссаком в 1802 году.

При адиабатном процессе нет теплообмена между системой и окружающей средой. Приближенно можно считать адиабатным процесс в нетеплоизолированной системе, если он осуществляется столь быстро, что теплообмен между системой и окружающей средой практически не успевает происходить. Адиабатный процесс описывается уравнением

где k - показатель адиабаты, равный отношению теплоемкости газа при постоянном давлении р к теплоемкости газа при постоянном объеме V .

Изотермический, изобарный, изохорный и адиабатный процессы являются частными случаями политропного процесса (от греч. многообразный). Этот процесс описывается уравнением

где n - показатель политропы: при n = k - процесс политропный; при n =0 -

процесс изобарный; при n =1-изотермический; при n =±?-изохорный.

3. Истечение сжатого воздуха через отверстие

1

Основными соотношениями, необходимыми для описания работы пневматических устройств, являются соотношения, описывающие законы движения воздуха. Принимается, что воздух является идеальной жидкостью, т.е. такой жидкостью, в которой частицы перемешаются одна относительно другой без трения. Предположим, что движение установившееся и свойства жидкости в данном сечении остаются постоянными, т.е. давление и температура не изменяются. Обозначим через c , p , g , ? , z , соответственно, скорость движения жидкости, давление, ускорение силы тяжести, плотность жидкости и высоту над плоскостью отсчета. Уравнение Бернулли в дифференциальной форме, выражающее закон сохранения энергии, записывается в виде:

.

Интегрирование этого уравнения дает выражение закона движения жидкости:

.

Величина Н - постоянная интегрирования, представляет собой полный

напор, развиваемый движущейся жидкостью. Он равен сумме напоров скоростного, пьезометрического и геометрического. Учитывая низкую плотность воздуха, величиной z обычно пренебрегают. Поэтому.

.

Для идеальной жидкости запас энергии в каждом сечении потока остается неизменным. У реальных жидкостей, имеющих трение, запас энергии от сечения к сечению по направлению потока убывает. Уравнение для реальной жидкости между двумя произвольными сечениями потока имеет вид:

.

Обычно гидравлические потери Н 12 принимают пропорциональными изменению кинетической энергии, т.е.

,

где величина ? называется коэффициентом гидравлических потерь; с - средняя скорость в сечении потока.

В случае истечения воздуха из резервуара с достаточно большими размерами (рисунок 2) скоростью воздуха перед отверстием можно пренебречь и тогда

.

Рисунок 2

Величина называется коэффициентом скорости.

В каналах пневматических сопротивлений скорость течения воздуха сравнительно велика, и поэтому, с достаточной степенью точности можно считать, что теплообмен между протекающим воздухом и стенками канала отсутствует и, следовательно, истечение происходит по адиабатическому закону. Поэтому, можно записать: F -площадь сечения А-А; ? 2 -плотность воздуха в сечении А-А.

.

В полученном выражении за плотность воздуха в сечении отверстия площадью F принята плотность в среде, куда происходит истечение.

На самом деле плотность воздуха в этом сечении иная. Выравнивание плотности воздуха в струе с плотностью воздуха окружающей среды происходит в сечении Б-Б, расположенном на некотором расстоянии от отверстия. При этом площадь сечения Б-Б меньше площади отверстия F . Отношение сжатого сечения к расчетному называют коэффициентом сжатия струи. Произведение коэффициента сжатия на коэффициент скорости называют коэффициентом расхода ? . Таким образом, для уточнения в формулу для определения расхода G m вместо ? следует Рисунок 3

ввести ? .

На практике приходится рассчитывать расход воздуха не для отверстия с тонкими стенками, а для различных видов дросселирующих сопротивлений, имеющих более сложную конфигурацию, В этих случаях коэффициент расхода определяют экспериментально, и он является поправочным коэффициентом, учитывающим геометрию дросселя.

Расход (рисунок 3) имеет максимальное значение при

.

Показатель адиабаты k для воздуха равен 1,4, следовательно, ? кр = 0,528.

Момент равенства ?=? кр соответствует в канале дросселирующего сопротивления скорости течения воздуха, равной скорости звука. Экспериментально показано, что если в дальнейшем понижать давление р 2 , то расход G m -давление в полости до подводящего отверстия; р i -1 -давление в полости за подводящим отверстием; G кр - критическое значение массового расхода, определяемое по формуле

,

где d -диаметр подводящего отверстия.

Максимальная погрешность при таком определении расхода равна 3,4%.

Список литературы

1. Электропневмоавтоматика в производственных процессах: Учебное пособие; под редакцией Е.В. Пашкова. – 2-е издание, переработанное и дополненное. – Севастополь: издательство СевНТУ, 2003. -496с., ил.

2. Расчет пневмоприводов: Справочное пособие. Е.В. Герц, Г.В. Крейнин. – Москва: «Машиностроение», 1975. -274с.

Шум от неоднородности потока (Гц) носит дискретный характер, причем в спектре обычно имеется несколько составляющих (гармоник):

f=m(nz/60), (16)

где т — номер составляющей (т = 1, 2, 3, ...); п — скорость вращения, об/мин; z — число лопаток колеса.

Борьба с шумом от неоднородности потока ведется по линии улучшения аэродинамических характеристик машин.

В спектрах шуматурбомашин, например вентиляторов, можно различить несколько областей (рис. 44, а):

Рис. 44. Спектры шума источников аэродинамического происхождения:

а — вентилятора; б — мотоциклетного двигателя; в — газотурбинной энергетической установки; 1, 2 — шум выпуска и впуска; 3 — корпусной шум; 4 — шум при прокрутке двигателя

1) область частот механического шума (I), кратных об/с;

2) область шума от неоднородности потока (II с f1, f2, f и т. д.);

3) область вихревого шума (III).

Уровень звуковой мощности вентиляторного шума (дБ) зависит от полного давления Н (кгс/м2) и производительности вентилятора Q (м3/с), а также от критерия шумности т, характеризующего шумность данного типа вентиляторов (т = 35-7-50 дБ):

LP = τ + 25 lgH+10lgQ.

В двигателях внутреннего сгорания основными источниками шума являются шум систем выпуска и впуска, а также шум, излучаемый корпусом двигателя.

Выхлоп двигателей создает наибольший шум, интенсивность которого и спектр зависят от числа выхлопов в секунду, продолжительность выхлопа, от конструкции системы выхлопа и от мощности двигателя. Шум впуска и корпусный шум по своей интенсивности ниже шума выхлопа (рис. 44, б).

В спектрах шума двигателей присутствует значительное количество дискретных составляющих, кратных частоте f, равной числу выхлопов в секунду. Например, для двухтактного двигателя fi = in\60, для четырехтактного fi = in(2*60) (i - число цилиндров; п — скорость вращения коленчатого вала, об/мин).

Интенсивными аэродинамическими шумами характеризуются компрессоры, воздуходувки, пневматические двигатели и другие подобные машины.

Источниками шума компрессорных установок являются выходящие в атмосферу всасывающие и выхлопные (для сброса воздуха) воздуховоды, корпуса компрессоров, стенки воздуховодов, проходящих по помещениям.

В зависимости от конструкции компрессора спектр его шума имеет различный характер. Так, шум поршневых компрессоров носит низкочастотный характер, обусловленный числом сжатия в секунду. Шум турбокомпрессоров, наоборот, высокочастотен, что связано с природой образующегося шума (вихревой шум и шум от неоднородности потока).

В настоящее время большое распространение получили газотурбинные энергетические установки (ГТУ). По своей природе шум в ГТУ делится на шумы аэродинамического (газодинамического) и механического происхождения, причем наибольшее значение имеют аэродинамический шум, излучаемый всасывающим трактом ГТУ. Основным источником этого шума является компрессор, при работе которого уровни суммарного шума достигают 135—145 дБ. В спектре шума всасывания (рис. 44, в) преобладают высокочастотные дискретные составляющие. Основная частота первой из них определяется по формуле (16).

Аэродинамический шум в источнике ГТУ может быть снижен: увеличением зазора между лопаточными решетками; подбором оптимального соотношения чисел направляющих и рабочих лопаток; облагораживанием проточной части компрессоров и турбин и т. п.

Шум механического происхождения (вибрации системы роторов, подшипников, элементов редукторов и т. д.), являющийся превалирующим в машинном отделении, может быть ослаблен за счет проведения мероприятий^ рассмотренных выше для механических шумов.

При вращательном движении тел, например винтов самолета, возникает так называемый шум вращения. Он образуется вследствие того, что тело периодически порождает пульсации давления в каждой точке среды, воспринимаемые как шум.

Основную частоту шума вращения винта, имеющего z лопастей, nppi скорости вращения п (об/мин) определяют по формуле (16). Частоты остальных гармоник кратны этой основной частоте, т. е. f2 = 22; f3 = 3f1 и т. д.

Звуковая мощность шума вращения также зависит от окружной скорости.

В различных турбомашинах (вентиляторах, компрессорах и т. д.) шум вращения значительно ниже по интенсивности, чем вихревой шум и шум от неоднородности, и поэтому может не учитываться.

Одним из самых мощных источников шума является свободная струя (см. рис. 43, в). Шум струи создается в результате турбулентного перемешивания частиц воздуха или газа, имеющих большую скорость истечения, с частицами окружающего воздуха, скорость которых меньше. Эти шумы являются преобладающими при работе реактивных двигателей, при выбросе сжатого воздуха или пара в атмосферу.

Звуковая мощность струи (Вт) зависит главным образом от скорости истечения vc, а также от диаметра отверстия (сопла) Dc и плотности воздуха или газов р:

где к — коэффициент подобия.

Снижение шума струи в источнике представляет большую сложность. Уменьшением градиента скорости в струе, что сделано, в частности, в двухконтурных авиационных двигателях, достигается снижение шума на 5 дБ.

Установка на срезе сопла различных насадок, действие которых основано на трансформации спектра шума (перевод спектра в высокочастотную область и даже в ультразвук), снижает шум на 8—12 дБ. Нужно отметить, что такие насадки могут ухудшать рабочие характеристики струи из-за высокого сопротивления.

В потоках, движущихся со сверхзвуковой скоростью, возникают аэродинамические шумы, обусловленные появлением скачков уплотнения (ударных волн). При движении тела со сверхзвуковой скоростью возникает явление звукового удара или хлопка, например, при полете сверхзвуковых самолетов. При истечении газа в атмосферу со сверхзвуковой скоростью происходят колебания скачков с возникновением резкого дискретного шума.

В большинстве случаев меры по ослаблению аэродинамических шумов в источнике оказываются недостаточными, поэтому дополнительное, а часто и основное снижение шума достигается путем звукоизоляции источника и установки глушителей.

В насосах источником шума является кавитация жидкости, возникающая у поверхности лопастей при высоких окружных скоростях и недостаточном давлении на всасывании.

Меры борьбы с кавитационным шумом — это улучшение гидродинамических характеристик насосов и выбор оптимальных режимов их работы.

Электромагнитные шумы. Шумы электромагнитного происхождения возникают в электрических машинах и оборудовании. Причиной этих шумов является главным образом взаимодействие ферромагнитных масс под влиянием переменных во времени и пространстве магнитных полей, а также пондеромоторные силы, вызываемые взаимодействием магнитных полей, создаваемых токами.

Снижение электромагнитного шума осуществляется путем конструктивных изменений в электрических машинах, например, путем изготовления скошенных пазов якоря ротора. В трансформаторах необходимо применять более плотную прессовку пакетов, использовать демпфирующие материалы.

При работе электрических машин возникает также аэродинамический шум (в результате вращения ротора в газовой среде и движения воздушных потоков внутри машины) и механический шум, обусловленный вибрацией машины из-за неуравновешенности ротора, а также от подшипников и щеточного контакта. Хорошая притирка щеток может уменьшить шум на 8—10 дБ.

Изменение направленности излучения шума. В ряде случаев величина показателя направленности (ПН) достигает 10—15 дБ, что необходимо учитывать при проектировании установок с направленным излучением, соответствующим образом ориентируя эти установки по отношению к рабочим местам. Например, выхлоп сжатого воздуха, отверстие воздухозаборной шахты вентиляционной или компрессорной установки должны располагаться так, чтобы максимум излучаемого шума был направлен в противоположную сторону от рабочего места или от жилого дома.

Рациональная планировка предприятий и цехов, акустическая обработка помещений. Как видно из выражения (12), шум на рабочем месте может быть уменьшен увеличением площади S, что может быть достигнуто увеличением расстояния от источника шума до расчетной точки.

Истечение жидкости через отверстие может происходить при постоянном и переменном напоре. Если истечение жидкости через отверстие происходит в атмосферу или другую газовую среду, то такое отверстие называется незатопленным . Если же истечение идет под уровень, а не в атмосферу - затопленным .

При истечении струи в атмосферу из малого отверстия в тонкой стенке происходит изменение формы струи по ее длине, называемое инверсией струи . Обуславливается это явление в основном действием сил поверхностного натяжения на вытекающие криволинейные струйки и различными условиями сжатия по периметру отверстия. Инверсия больше всего проявляется при истечении из некруглых отверстий.

Рисунок - Инверсия струй

Рассмотрим истечение жидкости через отверстие в тонкой стенке при постоянном напоре. Отверстие в тонкой стенке - это отверстие, диаметр которого минимум в 3 раза больше толщины стенки, т.е. d o > 3δ .

При истечении жидкости, через отверстие в тонкой стенке на некотором расстоянии от стенки (l = d o), происходит сжатие струи. Площадь живого сечения струи будет меньше площади отверстия. Это объясняется тем, что частицы жидкости при входе в отверстие имеют скорости различных направлений.

Струя отрывается от стенки у кромки отверстия и затем несколько сжимается. Цилиндрическую форму струя принимает на расстоянии, равном примерно одному диаметру отверстия. Сжатие струи обусловлено необходимостью плавного перехода от различных направлений движения жидкости в резервуаре, в том числе от радиального движения по стенке, к осевому движению струи.

а - в атмосферу; б - под уровень жидкости

Рисунок - Истечение жидкости через отверстие в тонкой стенке

Сжатие струи характеризуется коэффициентом сжатия - отношение площади сечения струи в месте наибольшего сжатия к сечению отверстия.

где S cж - площадь живого сечения струи; S - площадь отверстия.

Коэффициент сжатия e определяется опытным путем и для круглых отверстий равен 0,64.

Задачей расчета истечения жидкостей является определение скорости и расхода при истечении. Скорость истечения определим по уравнению Бернулли . Для этой цели запишем уравнение Бернулли для реальной жидкости для двух живых сечений 1-1 и 2-2 , проведя плоскость сравнения через ось отверстия:

В сечении 1-1 геометрический напор z 1 = H , а в сечении 2-2 z 2 = 0. Сосуд открыт, истечение через отверстие происходит в пространство с атмосферным давлением, следовательно p 1 = p 2 = p а. скоростью в поперечном сечении сосуда по сравнению со скоростью в отверстии можно пренебречь, т.е. принять w 1 = 0. скорость в сечении 2-2 w 2 = w с.

Сделав соответствующие подстановки и сокращения, получим:

В выражении потери напора h п называются местным сопротивлением и определяются по формуле:

где ζ (зета) - коэффициент местного сопротивления (для входа в трубу без закругленных кромок ζ = 0,5, а с закругленными кромками ζ = 0,1).

Таким образом:

откуда окончательно получаем:

Величина называется коэффициент скорости и обозначается через φ. Коэффициент φ представляет собой отношение действительной скорости истечения к теоретической, определяется опытным путем.

Таким образом скорость истечения реальной жидкости:

Зная скорость истечения жидкости можно определить расход жидкости через отверстие:

Подставляя значения, для скорости и коэффициента сжатия получаем:

где е - коэффициент сжатия струи,

S - площадь отверстия,

φ - коэффициент скорости,

Произведение коэффициента сжатия струи на коэффициент скорости называется коэффициентом расхода и обозначается μ. Следовательно :

И уравнение расхода через отверстие получает окончательный вид:

В практике часто приходится иметь дело с истечением жидкости не в атмосферу и не в газовую среду, а в пространство, заполненное этой жидкостью. Такой случай называется истечением под уровень или истечением через затопленное отверстие.

При истечении под уровень расчетные формулы для скорости и расхода остаются прежними, только H принимается как разность уровней.

При истечении через отверстие в боковой стенке напор не будет одинаковым для всех точек по сечению отверстия, в этом случае расход жидкости может быть определен путем суммирования, т.е. интегрирования элементарных расходов по всему сечению отверстия.

При истечении жидкости через короткий цилиндрический патрубок (насадок) происходит дополнительная потеря энергии, главным образом вследствии внезапного расширения струи в патрубке.

Рисунок - Истечение через насадок

Поэтому скорость истечения жидкости через патрубок меньше скорости ее истечения через отверстие в тонкой стенке. Вместе с тем, расход жидкости, вытекающей через патрубок больше, чем при истечении через отверстие. Так как струя, после входа в насадок сжимается примерно так же, как и при истечении через отверстие в тонкой стенке, а затем струя постепенно расширяется до размеров отверстия и из насадка выходит полным сечением. Поэтому коэффициент сжатия струи на выходе из патрубка е = 1, что приводит к повышению значения коэффициента расхода μ и соответственно расхода жидкости.

Внешний цилиндрический насадок может быть значительно улучшен путем закругления входной кромки или устройства конического входа.

Рисунок - Истечение жидкости через насадки а - расширяющиеся конические; б - сужающиеся конические; в - коноидальные; г - внутренние цилиндрические.

Конически сходящиеся и коноидальные насадки применяют там, где необходимо получить хорошую компактную струю сравнительно большой длины при малых потерях энергии (в напорных брандспойтах, гидромониторах и т.д.). Конически сходящиеся насадки используют для увеличения расхода истечения при малых выходных скоростях.

Описание:

При эксплуатации систем кондиционирования и вентиляции зданий различного назначения наибольшее неудобство вызывает шум в обслуживаемых помещениях, возникающий при работе воздухоприточных устройств.

Влияние конструктивных особенностей воздухораспределительных устройств на генерируемый шум

М. Ю. Лешко , старший научный сотрудник НИИСФ

При эксплуатации систем кондиционирования и вентиляции зданий различного назначения наибольшее неудобство вызывает шум в обслуживаемых помещениях, возникающий при работе воздухоприточных устройств.

Его практически невозможно понизить традиционными средствами снижения шума, используемыми для вентиляторных установок и регулирующих устройств вентиляционных сетей, поскольку сами воздухораспределители являются концевыми (последними по сети) элементами и излучают шум непосредственно в помещение.

Необходимого снижения можно достичь только путем уменьшения скорости истечения воздушной струи из приточного устройства, но это связано с нарушением всей схемы воздухораспределения в помещении.

Невозможность снижения скорости истечения воздушной струи в целом ряде случаев требует замены данного воздухораспределителя на другой, наименее шумный, но с теми же или близкими кинематическими и тепловыми параметрами.

Вытяжные вентиляционные устройства также вносят свой вклад в шум в помещении. Но, в отличие от приточных, их шум как раз можно понизить до требуемых уровней путем снижения скорости потока воздуха в живом сечении путем увеличения габаритных размеров или количества устройств. Такие изменения, как правило, не приводят к нарушению схемы воздухораспределения.

Из-за достаточной простоты решения данного вопроса шум вытяжных устройств в рамках данной статьи не рассматривается.

Прежде чем перейти к акустичес-кой характеристике приточных воздухораспределительных устройств, целесообразно дать краткую характеристику вентиляционных струй.

Под вентиляционными струями понимаются турбулентные струи, которые возникают при принудительном истечении воздуха из отверстия и распространяются в помещении в направлении истечения, испытывая заметное влияние взаимодействия, неизотермичности и стеснения.

Струи могут быть наклонные, вертикальные, плоские, конические и веерные.

Характер каждого вида струи определяется конструктивными особенностями воздухораспределителя .

Бывают воздухораспределители, которые могут формировать не-сколько типов струй. Такие устройства называются универсальными.

Под наклонными понимаются компактные струи, у которых горизонтальный угол выпуска изменяется в пределах ±30° с целью обеспечения максимальной дальнобойности в зависимости от начальной разности температур струи и окружающего воздуха.

Вертикальные компактные струи подаются под углом ±30° к вертикали.

Компактные струи образуются при истечении воздуха из отверстий. Если приточное отверстие не круглое, струя вначале неосесимметричная, но превращается в осесимметричную на некоторой длине, называемой участком формирования.

К воздухораспределительным устройствам, формирующим такие струи, относятся регулируемые и нерегулируемые решетки и воздухораспределители, в основе конструкций которых заложены осесимметричные сопла.

Плоские струи образуются при истечении воздуха из щелевидного отверстия при условии ограничения потока с торцов гладкими параллельными поверхностями. Это воздухораспределители на основе плоских (ширина в несколько раз превышает высоту) конических или прямых сопел, прямоугольные отверстия и решетки с параллельными первоначальному потоку направляющими лопатками.

Веерные струи образуются при принудительном рассеивании приточного воздуха в плоскости на некоторый угол.

При этом различают полные веерные струи с углом принудительного рассеивания 360° (веерные решетки, дисковые и многодиффузорные плафоны различной конструкции, анемостаты) и неполные веерные струи, менее 360° (прямоугольные отверстия и решетки с параллельными направляющими лопатками).

Конические струи образуются при установке рассеивающего конуса на выходе из приточного отверстия. На всем протяжении она не смыкается, если угол при вершине конуса состав-ляет 60 ± 2,5°. Во внутренней и внеш-ней полостях струи образуются встречные питающие потоки.

Единственными известными конструкциями, выполненными по такому принципу, являются воздухораспределитель конический, разработанный ЦНИИЭП инженерного оборудования, и плафон регулируемый многодиффузорный ВНИИГС (при установке группы подвижных диффузоров в крайнее нижнее положение).

В НИИСФ в течение ряда лет проводились аэроакустические исследования особенностей и закономерностей генерации шума воздухораспределителями различных конструкций. Полученные результаты позволили сделать качественную и количественную оценку, как тот или иной конструктивный элемент воздухораспределителя влияет на характер и интенсивность генерируемого приточным устройством шума . В данной работе приводятся комментарии по полученным результатам.

Известно, что основной причиной генерации шума воздушным потоком с помещенным в него каким-либо обтекаемым телом является возникновение и срыв вихрей с последнего (отрывное течение) с образованием аэродинамического следа с сильным завихрением.

Поверхность раздела между следом и собственно потоком является поверхностью вихревого слоя, который в силу неустойчивости, характерной для свободных вихревых слоев, на небольшом расстоянии от тела распадается на ряд дискретных вихрей (вихревой след).

За счет действия вязких сил дискретные вихри в свою очередь распадаются на ряд более мелких вихрей, вследствие чего вихревой след переходит в турбулентный.

Процесс образования вихрей одного масштаба и последующий распад их на вихри более мелкого масштаба сопровождается шумом, который носит название вихревого.

Кроме этого, когда набегающий на препятствие поток – турбулентный (это встречается у большинства конструкций воздухораспределителей из-за наличия в проточной части регуляторов расхода, лопаток и т. п.), то шум, сопровождающий процесс обтекания, будет значительно выше, чем при ламинарном потоке.

Если рассмотреть известные конструкции приточных воздухораспределительных устройств, то практически все они представляют собой «наборы» либо плохообтекаемых элементов, либо элементов типа диффузоров, провоцирующих отрывные течения.

Итак, худшими приточными устройствами, с точки зрения генерации ими аэродинамического шума, являются конструкции, в которых максимально проявляются отрывные течения воздушных потоков в проточной части.

К таким устройствам в первую очередь относятся перьевые регулируемые решетки (компактная струя), воздухораспределители, в конструкции которых имеются диффузорные элементы и устройства, изменяющие направление первоначального потока (веерная струя).

Шум перьевых решеток можно значительно понизить (на 5–12 дБА), придав перьям хорошо обтекаемую форму падающей капли с утолщенной частью навстречу потоку. Это приведет к положительному эффекту при скоростях потока воздуха между перьями решетки до 10–12 м/с.

Дальнейшее увеличение скорости даст противоположный результат: шум решетки с каплеобразными перьями возрастет по сравнению с обычными, непрофилированными.

Это объясняется тем, что каплеобразная форма двух соседних перьев образует по ходу движения воздуха диффузор, в котором при повышении скорости потока выше 12 м/с будут происходить интенсивные отрывные течения, которые и приведут к повышенному шумообразованию.

Это же относится к регуляторам расхода воздуха типа «бабочка», устанавливаемым в ряде случаев на входе в решетку, в которых каждые две створки закреплены на одной оси. Раскрываясь навстречу потоку при его дросселировании, створки образуют диффузор.

Многодиффузорным воздухораспределителям присущи те же недостатки, что и однодиффузорным. Однако если необходимо, чтобы воздушная струя из воздухораспределителя максимально быстро затухла в окружающем пространстве, то применение устройств на базе диффузоров является предпочтительным. Интенсивные отрывные течения в таких воздухораспределителях приводят к значительной турбулизации потока на выходе и, как следствие, быстрому затуханию струи.

Это же наблюдается и в воздухораспределителях, образующих веерные струи.

Веерная приточная решетка – это своего рода набор небольших диффузоров, установленных в выходной части устройства.

Другими воздухораспределителями, образующими веерные струи, являются дисковые плафоны.

Это конструкция, в которой струя воздуха, выходящая из основного патрубка, ударяется в горизонтальный диск, изменяет свое направление и рассеивается под углом 90° по отношению к первоначальному потоку. При этом в месте поворота возникает замкнутая вихревая зона, струя первоначально поджимается в месте расположения этой зоны, а затем расширяется, т. е. вихревая зона исполняет роль стенки диффузора с вытекающими из этого эффектами.

Кроме того, в дисковых плафонах и подобных им конструкциях при достижении определенных скоростей воздушного потока или при недостаточных размерах диска может наблюдаться размыкание вихревой зоны.

В этом случае в последнюю начинает интенсивно подсасываться воздух из окружающего пространства, возрастает интенсивность импульсного обмена между основным потоком и вихревой зоной, и как следствие – более интенсивные отрывные течения и более значительный шум.

Оптимальными с точки зрения генерируемого шума, т. е. наименее шумными, являются воздухораспределители на основе конфузорных элементов – конических сопел (компактные и плоские струи).

Их геометрическая форма способствует ламинаризации потока, следствием чего является ограничение турбулентных пульсаций (отрывных течений), что положительно сказывается на шуме этих устройств, позволяющих подавать в обслуживаемое помещение потоки воздуха с повышенными, по сравнению с воздухораспределителями других конструкций, скоростями.

Высокие скорости, в свою очередь, дают возможность добиться гидродинамической устойчивости приточной струи при колебаниях рабочей разности температур.

В результате проведенных аэроакустических исследований воздухораспределителей на основе конических сопел автором была определена оптимальная, с точки зрения генерации шума, величина конусности сопла (соотношение определяющих геометрических размеров входного и выходного сечений), равная 2,5–3,5.

Большие конструкторские проработки по созданию воздухораспределителей на основе конических сопел в свое время были проведены институтами ЦНИИЭП инженерного оборудования и МНИИТЭП .

В какой-то степени конструкцией, в которой заложен принцип конфузора, можно считать воздухораспределитель, разработанный институтом ЦНИИЭП инженерного оборудования, формирующий коническую струю.

Особенностью разработки является сохранение постоянной площади свободного сечения для прохода воздуха между внутренним и внешним конусами, а само сечение по длине представляет собой конфузор, что уменьшает срыв потока с поверхностей проточной части устройства и генерацию шума.

Еще одной из причин повышенного шумообразования, общей для практически всех приточных устройств, является несовершенное условие подвода воздуха к воздухораспределителю.

Если воздуховод, соединяющий воздухораспределитель с магистральным участком сети, достаточно короток (меньше или равен четырем калибрам), воздушный поток после разветвления не успевает выровняться, и на входе в воздухораспределитель будет наблюдаться значительный перекос эпюры скоростей.

Локальная скорость по сечению может быть много выше (или ниже) средней расчетной скорости. В этом случае та часть воздухораспределителя, которая подпадает под воздействие повышенной скорости, будет генерировать больший шум, чем если бы скорость была расчетной.

Превышение может составить 6–13 дБА, в зависимости от величины расчетной скорости. Такую же картину можно наблюдать, когда поперечное сечение воздухораспределителя больше сечения подводящего воздуховода.

Пожалуй, единственное средство борьбы с таким явлением – это расширительные, или, что то же самое, статические камеры, устанавливаемые между воздуховодом и воздухораспределителем и обеспечивающие равномерный подвод воздушного потока к последнему.

Таким образом, оптимальная конструкция воздухораспределителя должна обладать рядом конструктивных особенностей, ведущих к уменьшению срыва потока в проточной части.

К таким особенностям относятся применение хорошо обтекаемых профилей, сохранение, если это не связано с конструктивными особенностями или конкретными задачами, постоянными проходных сечений по длине проточной части, использование осесимметричных сопел.

Кроме этого, на входе в воздухораспределитель желательно устанавливать камеру статического давления для обеспечения равномерного входа воздуха в устройство.

Литература

2. Поз М. Я., Кац Р. Д., Лесков Э. А., Лешко М. Ю. Исследования аэродинамических и акустических характеристик высокоскоростных воздуховыпускных устройств в системах вентиляции и кондиционирования воздуха // Водоснабжение и санитарная техника. 1980. № 3. С. 26–28.

3. Тарнопольский М. Д., Салихов А. А., Гомберг С. Л., Алесковский В. Н., Лесков Э. А., Лешко М. Ю. Воздухораспределители спортивного комплекса «Олимпийский» // Водоснабжение и санитарная техника, 1983. № 4. С. 17–19.

Мы привыкли в акустических расчетах считать затухание шума в воздуховодах, шумоглушителях и пр. Но забываем про то, что воздуховоды, также как и шумоглушители, кстати, являются источниками шума.

Я сознательно не буду различать уровни звукового давления и уровни звуковой мощности, писать про А-фильтры и т.п. Давайте пройдемся по "верхам"...

Итак, посмотрим, как генерация шума в воздуховодах влияет на наши акустические расчеты...

Октавный уровень шума, генерируемый воздуховодом, вычисляется по формуле:

L w = 10 + 50 log(v) + 10 log(A), где

L w = уровень звуковой мощности, дБ

v = скорость воздуха, м/с

A = площадь поперечного сечения воздуховода, м2

Собственно, на странице сайта

http://www.engineeringtoolbox.com и приведен пример для одного из случаев:

Теперь представим себе нашу математическую модель:

1. Вентилятор бесконечно большого напора. Акустические характеристики принимаем по типовой установке VTS
2. После вентилятора установлен 2-х метровый шумоглушитель. Его генерацию шума не учитываем, о чем будет разъяснено ниже
3. Воздуховод 400х400 мм с нулевыми утечками воздуха, т.е. расход воздуха постоянен по всей длине воздуховода

Также нам понадобится старенький, но верный

СНиП II-12-77 "Защита от шума" , а именно таблица 5, из которой мы понимаем правило сложения источников шума от нескольких источников:

Итак, заносим наши данные в таблицу.
Хочу обратить ваше внимание на таблицу 5 СНиП II-12-77. Если разница шума от двух источников больше 10 дБ, то влияние "тихого" источника не учитывают на практике. А разница в 10 дБ - это 0,4 дБ прибавка к наиболее шумному источнику.

Случай 1. Скорость 7 м/с. Длина воздуховода 10 метров:

Как мы видим пока генерация шума в воздуховодах (строка 6) не влияет на общий уровень шума в воздуховодах. ДА и генерацию шума в глушителе я не считаю по этой же причине.

Случай 2. Скорость 7 м/с. Длина воздуховода 50 метров:

При такой большой длине воздушного тракта затухание шума в воздуховоде настолько значительно, что шум, генерируемый стенками воздуховода, начинает влиять на общий уровень шума

Случай 3. Скорость 7 м/с. Длина воздуховода 170 м:

При такой длине, которая на практике редко достигается, по высоким частотам прибавка определяется генерацией шума от воздуховода.

НУ и если взять чисто теоретическую длину в 1000 метров, то только генерация шума и будет вам доставлять неудобства.

Поиграться с этой простенькой программой можно. Скачайте её

.

Выводы, которые следуют из всего вышесказанного:

1. Чем выше скорость, тем выше генерация шума воздуховодом
2. Чем больше сечение воздуховода, тем выше генерация шума при одной и той же скорости . Оно и понятно: жесткость конструкции воздуховода, даже при увеличении толщины стенки, снижается при увеличении диаметра
Однако, я уточню по ASHRAE действительно ли это так. Французы почему-то коррелируют удельное падение давления с генерацией шума, т.е. чем больше сечение, тем меньше шум при одной и той же скорости.
3. Даже самый тихий вентилятор не способен подать воздух в помещение с "нулевой" звуковой мощностью на выходе из воздухораспределителя . Генерация шума никуда не денется, плюс генерация шума в воздухораспределителях и т.п.

Коллеги, если я слоупок и все такое - буду благодарен за конструктивные замечания и предложения.