Основните отношения, необходими за описание на работата на пневматичните устройства, са отношенията, описващи законите на движение на въздуха. Приема се, че въздухът е идеална течност, т.е. течност, в която частиците са смесени една спрямо друга без триене. Да приемем, че движението е стабилно и свойствата на течността в дадено сечение остават постоянни, т.е. налягането и температурата не се променят. Нека означим с c , стр , ж , ? , z , съответно скорост на флуида, налягане, гравитационно ускорение, плътност на флуида и височина над базовата равнина. Уравнението на Бернули в диференциална форма, изразяващо закона за запазване на енергията, се записва като:

Интегрирането на това уравнение дава израза за закона за движението на течността:

величина Н -- константа на интегриране, представлява общото налягане, развито от движеща се течност. То е равно на сумата от скоростта, пиезометричното и геометричното налягане. Като се има предвид ниската плътност на въздуха, стойността z обикновено пренебрегвани. Ето защо.

За идеален флуид енергийният резерв във всяка секция на потока остава непроменен. В реални течности с триене енергийният запас намалява от секция на секция по посока на потока. Уравнението за реална течност между две произволни сечения на потока има формата:

Обикновено хидравлични загуби Н 12 се приемат за пропорционални на промяната в кинетичната енергия, т.е.

къде е стойността ? наречен коефициент на хидравлични загуби; с -- средна скорост в напречното сечение на потока.

В случай на изтичане на въздух от резервоар с достатъчно големи размери (Фигура 2), скоростта на въздуха пред отвора може да се пренебрегне и след това

Фигура 2

Величината се нарича скоростен коефициент.

В каналите с пневматично съпротивление скоростта на въздушния поток е сравнително висока и следователно с достатъчна степен на точност можем да предположим, че няма топлообмен между протичащия въздух и стените на канала и следователно изтичането се извършва според адиабатен закон. Следователно можем да напишем:

Къде к -- адиабатен индекс; ? , ? 1 -- плътност на въздуха в различни сечения.

Масов въздушен поток

Къде Е --квадрат раздели А-А; ? 2 --плътност на въздуха в сечение АА.

В получения израз за плътността на въздуха в напречното сечение на отвора с площ Е приема се плътността на средата, в която се получава изтичането.

Всъщност плътността на въздуха в този участък е различна. Изравняване на плътността на въздуха в струята с плътността на въздуха средавъзниква в участък B-B, разположен на известно разстояние от отвора. В този случай площта на напречното сечение Б-Б по-малкоплощ на отвора Е . Съотношението на компресираното сечение към изчисленото се нарича степен на компресия на струята. Продуктът от съотношението на компресия и съотношението на скоростта се нарича коефициент на потока ? . По този начин, за да се изясни формулата за определяне на дебита Ж м вместо ? следва фигура 3

На практика е необходимо да се изчисли въздушният поток не за дупка с тънки стени, а за различни видоведроселиращи съпротивления с по-сложна конфигурация. В тези случаи коефициентът на потока се определя експериментално и е корекционен коефициент, който взема предвид геометрията на дросела.

Дебитът (Фигура 3) има максимална стойност при

Адиабатен показател к за въздух е 1,4, следователно, ? кр = 0,528.

Момент на равенство ?=? кр съответства в канала на дроселиращо съпротивление на скорост на въздушния поток, равна на скоростта на звука. Експериментално е доказано, че ако налягането се намали допълнително r 2 , след това консумацията Ж м няма да се увеличи, а ще остане постоянен. Следователно, в случай на подкритичен поток ( ?? ? кр ), използвайте формулата

и в случай на свръхкритичен поток ( ? < ? кр ) -- формула

За изчисляване на въздушния поток често се използва по-проста формула

където, r аз --налягане в кухината до захранващия отвор; r аз -1 --налягане в кухината зад захранващия отвор; Ж кр -- критична стойност на масовия поток, определена по формулата

където d е диаметърът на захранващия отвор.

Максималната грешка при това определяне на дебита е 3,4%.

При проектирането и монтажа на жилищни вентилационни системи е необходимо да се осигури комфортно ниво на шум за пребиваване на хората. Повишеният фонов шум влияе негативно на психиката и здравето. В същото време ефективната работа на тази система трябва да съответства на зададените параметри за обем и честота на циркулация на въздуха и да не е енергоемка.

В повечето случаи необходимият резултат за намаляване на нивата на шум при работа с вентилационни системи за захранване и отвеждане се постига чрез целесъобразен избор на параметри и характеристики на ключови елементи на етапа на разработка.

При изчисляването на каналите и свързващите елементи на въздуховода е важно да се изхожда от необходимия обем на задвижвания въздух без допълнителен резерв. Превишаването на оптималното количество въздух за циркулация ще увеличи скоростта на потока във въздуховодните елементи и ще увеличи аеродинамичните загуби. За да ги компенсирате, ще трябва да увеличите площта на напречното сечение на въздуховодите и това ще доведе до нежелани разходи за материали и ще усложни монтажа.

Конфигурацията и вътрешните размери на комплекса от вентилационни канали се определят въз основа на това, че общото съпротивление на всички секции и елементи на мрежата е равно на налягането, създадено от вентилатора.

Връзка между характеристиките на вентилационните системи и нивата на шум

Емпиричните формули за изчисляване на нивото на шума на вентилационната мрежа включват въздушен поток, напречни размери на въздуховода, безразмерни стойности, характеризиращи качеството на звукоизолация на помещението, както и стойности на съпротивление за прави и извити участъци от тръби .

Намаляването на аеродинамичните загуби на въздуховода, разширяването на площта на потока и инсталирането на вентилатор с по-нисък въздушен поток ще спести енергия. Енергията, консумирана от вентилатора, зависи пряко от количеството на въздушния поток и налягането. Тя от своя страна е правопропорционална на скоростта на въздуха в канала.

Чрез увеличаване на скоростта на въздуха можете да намалите диаметъра на напречното сечение на въздуховода и да спестите от закупуването на компоненти и монтажа. Повишената скорост се постига чрез инсталиране на вентилатори с високо налягане. Имайки същата производителност като тези с ниско налягане, те ще консумират повече електроенергия и тяхната работа ще струва повече.

Следните допустими параметри на вентилационната система конкретно влияят върху нивото на шума:

1. Въздушен поток. С конфигурирана и оразмерена тръбна система нивата на шум могат да бъдат намалени чрез намаляване на потока.
2. Площта на напречното сечение на канала. Увеличаването му води до по-слаб шум, излизащ от вентилационните отвори.
3. Аеродинамичен коефициент на съпротивление. Определя се от съвършенството на формата на преходните участъци на тръбопровода. Използването на опростени и гладки изходи, дифузори и дросели може да помогне за постигане на нисък работен шум.
4. Всички горепосочени фактори могат да бъдат взети предвид в зависимост от конкретната ситуация и поставените от проектанта задачи. Чрез балансиран и критичен подход към избора на всички параметри ще бъде възможно да се намери балансирано решение за проектирането на бъдещата вентилация.

Връщане към съдържанието

Схема на разположение и план за полагане на вентилационни канали на вентилационната система

При сглобяването и поставянето на захранващия и изпускателния комплекс трябва да се ръководите от следните условия:

1. Докато се отдалечавате от вентилационната камера или вентилатора, силата на звуковите вибрации във въздуховодите намалява. Ето защо е по-препоръчително да го поставите далеч от най-тихите стаи.
2. Препоръчително е да поставите дроселовите редуктори на възможно най-голямо разстояние от въпросното помещение. След това не би навредило да инсталирате крайни шумозаглушители или гъвкави вложки, изработени от звукоизолиращи материали.
3. За вентилационните канали работните скорости на въздушния поток се приемат в допустими граници в зависимост от класа, кубатурата на помещението и изискванията за безопасен фонов шум.
4. Във всички участъци на вентилационната мрежа броят на хидравличните загуби е сведен до минимум, тъй като шумът, произведен от работното колело на вентилатора, е по-голям, толкова по-голямо е съпротивлението, срещано по пътя на въздушните маси.
5. За системите с висока производителност използването на шумозаглушители остава предпоставка за безшумна работа. Предложените места за ауспуси трябва да бъдат взети предвид на етапа на проектиране.
6. Препоръчително е паралелно да се регулират параметрите на аеродинамиката, ниската скорост и да се регулира работата на вентилационната система, за да се постигне приемлив обем на шума при поддържане на необходимите средни дебити.

Връщане към съдържанието

Характеристики при избора на вентилатор

Когато избирате вентилатор, трябва да се ръководите от следните изисквания:

1. Устройството трябва да има минимално специфично ниво на звукова мощност и тесен спектър звукови вълни, отговарящи на условията на експлоатация.
2. Мощността на вентилатора се избира в съответствие с общите загуби, когато въздухът се движи през мрежовите канали.
3. Не се препоръчва използването на работно колело с по-малко от 12 лопатки. Такива конфигурации често създават допълнителен аеродинамичен шум, когато въздухът преминава през работното колело. Увеличаването на шума се определя от отделно вентилаторно устройство, отклонението на въздушните маси, когато те ударят работното колело и по-нататъшното взаимодействие на потока с вътрешната повърхност на въздуховодите.
4. В мрежи, където дебитът е регулиран, влиянието на промените в аеродинамичните характеристики върху обема на вентилатора се отчита отделно. Намаляването на дебита при промяна на ъгъла на лопатките може значително да увеличи генерирания шум.
5. Освен това можете да регулирате обема на уреда, като намалите скоростта на работното колело в контролния диапазон при постоянна мощност.
6. По-добре е да свържете фитингите на вентилатора и свързаните секции на въздуховода чрез гъвкави вложки, които потискат вибрациите, които се предават от корпуса на устройството към други секции.

Връщане към съдържанието

При проектирането на тихи вентилационни системи, освен избора на устройства със задоволителни шумови характеристики, е необходимо да се изберат благоприятни места за монтаж.

В строящата се сграда вентилаторите са разположени в специално обособени шумоизолирани помещения – във вентилационни камери. Камерите се поставят отделно от помещения с повишени изисквания за тишина и комфортни нива на шум. Монтират се далеч от асансьорни шахти, стълбища, отвори на врати и прозорци.

Вентилаторите, поставени на открити нива, се монтират далеч от отразяващи повърхности, далеч от ъгли, на места, където е гарантирано малко проникване на шум в жилищните и работните помещения, както и в околните сгради отвън.

Изходите на въздуховодите в открито пространство се предвижда да бъдат насочени така, че шумът да не се насочва към жилищни сгради и зони за отдих. Правилната посока на звука от работата на вентилацията ефективно помага за минимизиране на шумовите смущения от вентилационните системи на обектите.

С правилното разполагане на вентилационния отвор в пространството и насочването му ще постигнете намаляване на шума до допустимите граници без допълнителни разходи.

РЕЗЮМЕ

Играят пневматични устройства важна роляв механизацията на производството. Напоследък те се използват широко и при решаване на проблеми с автоматизацията.

Пневматичните устройства в системите за автоматизация изпълняват следните функции:

Получаване на информация за състоянието на системата с помощта на входни елементи (сензори);

Обработка на информация с помощта на логически изчислителни елементи (процесори);

Управление на изпълнителни механизми чрез разпределителни елементи (усилватели на мощност);

Извършване на полезна работа с помощта на задвижващи механизми (мотори).

КОМПРЕСОР, ПНЕВМАТИЧЕН ЦИЛИНДЪР, РАЗПРЕДЕЛИТЕЛ, СИЛА, ОБОРОТ, НАЛЯГАНЕ, ПОТОК, НОМОГРАМА.

ВЪВЕДЕНИЕ

В момента все повече се използва нов клон на технологията за автоматизиране на производствените процеси и отделни операции - мехатрониката, която включва набор от механични, хидравлични, пневматични и електронни елементи. Пневматичната автоматизация напоследък е широко разпространена поради редица значителни предимства на пневматичните системи: лесно управление на изпълнителните механизми, относително висока скорост на работно движение и др. Електрохидравличните и електропневматичните автоматични системи за управление стават все по-широко разпространени в различни области на техниката, в т.ч. роботизирани и автоматизирани инженерни комплекси, космическа, авиационна, химическа, хранително-вкусова, ядрена и други индустрии. Комбинирайки добре познатите предимства на електрическата комуникация и управление със скоростта и относителната лекота на мощните хидравлични и пневматични задвижвания, тези системи заменят чисто механичните и електрически системи за управление и наблюдение.

Техническият прогрес в областта на материалите, дизайна и производствените методи спомага за подобряване на качеството и увеличаване на разнообразието от пневматични устройства, което послужи като основа за разширяване на обхвата на тяхното приложение като средства за автоматизация.

За осъществяване на праволинейно движение често се използват пневматични цилиндри, т.к те се характеризират с ниска цена, лекота на монтаж, простота и здравина на дизайна, както и широка гама от основни параметри.

ПНЕВМАТИЧНИ АКТУАТОРИ

Пневматичните задвижващи механизми са проектирани да преобразуват енергията на сгъстения въздух в механично линейно движение или въртене. Те се използват за задвижване на работните органи на машини и извършване на различни основни и спомагателни операции. Линейното движение се осигурява от пневматични цилиндри, въртеливото движение се осигурява от задвижващи механизми с острие или зъбно колело с рейка като работен елемент,

В еднодействащите пневматични цилиндри налягането на сгъстения въздух действа върху буталото само в една посока; в обратната посока буталото и прътът се движат под действието на пружина или външни сили. Пневматичните цилиндри с пружинно връщане се използват за извършване на малки движения и с малки развити сили, тъй като вградената пружина, когато се компресира, значително намалява силата, развивана от буталото.

При пневматичните цилиндри с двойно действие буталото и прътът се движат под действието на сгъстен въздух в права и обратна посока.

Ротационните въздушни двигатели могат да бъдат бутални или лопаткови,

В допълнение към горепосочените типове в промишлеността се използват и специални пневматични устройства. Те включват безпръстови цилиндри, позициониращи цилиндри, пневматични колички, цилиндри с куха щанга, със спирачка и пневматични захващащи устройства.

По време на монтажа, настройката и експлоатацията на пневматични задвижващи механизми е необходимо да се осигурят редица конструктивни мерки за безопасност.

За да се сведе до минимум рискът от нараняване на персонала, се препоръчва използването на защитни бариери.

При високи скорости на движение на работната част на устройството или в случай на големи инерционни натоварвания, собственият амортисьор на въздушния двигател може да не е достатъчен, за да смекчи удара. За да намалите скоростта на работния орган, преди да включите собствения си амортисьор, се препоръчва да използвате вериги за забавяне или да инсталирате външни амортисьори, които отслабват удара. IN последният случайконструкцията трябва да има достатъчна твърдост.

За да се избегнат наранявания, повреда на оборудването и производствените съоръжения, е необходимо да се осигурят проектни мерки за осигуряване на безопасност при падане на налягането. Такива мерки са особено необходими при системи с окачени товари и при подемно-транспортни механизми.

Ако пневматичното задвижване се управлява с помощта на трипозиционни пневматични клапани, при които в неутрално положение всички изходи са свързани към изпускателната тръба, или възобновява работата си след освобождаване на налягането в пневматичната система, рязък тласък на работния елемент от неговия място и тогава е възможно движението му с прекалено висока скорост. Това се дължи на факта, че високо кръвно налягане, докато в другата кухина няма налягане и няма съпротивление на движението на буталото, което обикновено се получава при изместване на въздуха от кухината на пневматичен цилиндър. В тези случаи е необходимо да се вземат мерки срещу внезапни тласъци - например използване на устройства за плавно подаване на въздух.

Всички видове натоварвания върху буталния прът трябва да се прилагат само в аксиална посока. Неизбежните странични натоварвания, приложени към края на пръта, не трябва да надвишават стойностите, разрешени за всеки тип пневматичен цилиндър. Не се препоръчва използването на пневматичен цилиндър като амортисьор.

Ако пневматичният цилиндър има въздушна клапа, той може да работи само ако прътът достигне крайното си положение. Следователно, ако дължината на хода на буталото се определя от някакви външни ограничители, е необходимо да се гарантира, че действително се получава затихване.

Ако въздушният цилиндър трябва да работи с напълно отворен вентил на въздушната клапа, е необходимо да изберете тип цилиндър, оборудван с гумена клапа. Не се препоръчва да работите със задвижващия механизъм с регулиращ винт на амортисьора, завинтен докрай, тъй като това може да повреди уплътнението на цилиндъра.

Преди да затегнете резбовата връзка на края на пръта, тя трябва да бъде приведена до напълно вдлъбнато положение. Прътът не трябва да се върти при затягане.

При обслужването на оборудването е необходимо преди всичко да се гарантира, че в резултат на прекъсване на електрозахранването транспортираните предмети или единици оборудване в повдигнато или нестабилно положение няма да паднат. Едва след това може да се изключи електрическото и пневматичното захранване, като се уверите, че налягането в системата е напълно освободено.

1. Свойства на въздуха

Работната течност за електрически пневматични задвижващи механизми за автоматизация е сгъстен въздух, който е смес от азот и кислород (съответно приблизително 78% и 21% по обем) и други газове, съдържащи се в малки количества (аргон, въглероден диоксиди др.), както и водна пара.

Основните и най-често срещаните параметри на сгъстения въздух са температура, налягане и специфичен обем (или плътност).

Налягането е сила, действаща нормално към повърхността на тялото и на единица площ от тази повърхност.

Земната атмосфера върху повърхността си развива налягане от една физическа атмосфера. Налягането, измерено над атмосферното, се нарича свръхналягане или манометрично налягане и се посочва в техническите характеристики на пневматичните устройства.

Общото налягане е равно на сумата от излишното и атмосферното налягане:

Общото налягане на газ е пропорционално на неговата абсолютна температура Т и концентрация на молекулип , което може да се определи като отношение;

Къде Н - броят на молекулите в съда; V - обем на съда.

налягане r газ е равен на:

.

Коефициентът на пропорционалност е константата на Болцман, равна на:

.

Обемът най-често е известен V съд и масата t на съдържащия се в него въздух. Ако приемем, че въздухът е идеален газ (няма междумолекулно взаимодействие), налягането r вътре в съда може да се определи с помощта на формулата на Clapeyron:

,

Къде Р - универсална газова константа (за въздухР =287 J/kg K), което е равно на външната работа, извършена при постоянно налягане от един килограм въздух, когато се нагрява с 1 градус; Т -температура в градуси Келвин (абсолютна температура).

Нулева температура по Целзий във физиката

.

Ако концентрацията на газ в съд е нула, тогава общото налягане в такъв съд също е нула. Можем да предположим, че на повърхността на Земята съд има някаква потенциална енергия, тъй като целият въздух около него е под атмосферно налягане и, влизайки в съда, може да върши работа.

Така работят много вакуумни устройства, например вакуумни задвижвания, вакуумни вендузи и др. Казват, че тези устройства работят с вакуум.

Контейнерът също ще има потенциална енергия, ако налягането на газа вътре в него е по-голямо от атмосферното налягане (т.е.стр И >0). Тук газът също може да върши работа, но при излизане от съда в атмосферата, т.е. активирайте помпените устройства.

Тъй като повечето промишлени електропневматични устройства за автоматизация работят с инжекция и основното налягане е значително по-голямо от атмосферното налягане, удобно е да се използва свръхналягане при изчисляване на силите. При термодинамичните изчисления се използва общото налягане.

Единицата за налягане в SI е паскал (Pa). Паскал е равно на налягането, причинено от сила от 1 N (нютон), равномерно разпределена върху нормална към нея повърхност с площ от 1 m 2 (I Pa = 1 N/m 2).

Връзките между единиците за налягане са показани в таблица 2.

Таблица 2. Връзка между единиците за налягане

единици	kgf/cm 2	Бар	татко	p si	mmHg
1 kgf/cm 2		0,98	9,81 10 -4	14,22	735,6
1 бар	1,02		10 5	14,5	750,3
1 Pa	1.02 10 -5	10 -5		1,45 10 -4	7,5 10 -3
1 r si (lbf/sq.in.)	0,07	0.07	6,9 10 -3		51,71
1 mmHg	1,36 10 -4	133,3 10 -3	133,3	19,34 10 -3
1 mm воден стълб	10 -4	9,81 10 -5	9,81	1,42 10 -3	7,36 10 -2

2. Основни термодинамични закони

В много случаи уравненията на състоянието на идеалните газове в пневматичната автоматизация могат да се използват с достатъчна точност за реални газове.

Бойл през 1662 г. в Англия и след това независимо от Мариот през 1676 г. във Франция е установено, че ако газът заема определен първоначален обемV 0 и имаше натиск p o ,товаслед компресиране до обемV 1 кръвното му налягане стр 1 , при условие че температурата на газа не се променя (изотермичен процес), ще се увеличи до стойност, при която продуктът на първоначалния обем и налягане ще бъде равен на продукта на крайния обем и налягане (Фигура 1, а);

.

Френският учен Дж. Чарлз установи през 1787 г., че ако газът заема постоянен обем (изохорен процес), тогава с повишаване или намаляване на началната температура на газа в постоянен обем, първоначалното налягане, съответно, ще се увеличи или намали пропорционално на промяната на температурата (Фигура 1, b):

,

където

.

При постоянно налягане (изобарен процес), нагряването или охлаждането на първоначалния обем газ води съответно до увеличаване или намаляване на обема пропорционално на промяната на температурата в градуси Келвин:

.

Това е установено от J. Gay-Lussac през 1802г.

При адиабатен процес няма топлообмен между системата и околната среда. Процес в нетермоизолирана система може да се счита приблизително за адиабатен, ако протича толкова бързо, че топлообменът между системата и околната среда практически няма време да се случи. Адиабатичният процес се описва с уравнението

Къде к - адиабатен индекс, равен на отношението на топлинния капацитет на газ при постоянно налягане r към топлинния капацитет на газа при постоянен обем V .

Изотермичните, изобарните, изохорните и адиабатните процеси са специални случаи на политропен процес (от гръцки „многообразие“). Този процес се описва с уравнението

Къде п - политропен индекс: atп = к - процесът е политропен; прип =0 -

процесът е изобарен; прип =1-изотермичен; прип =±?-изохорна.

3. Сгъстен въздух изтича през отвора

1

Основните отношения, необходими за описание на работата на пневматичните устройства, са отношенията, описващи законите на движение на въздуха. Приема се, че въздухът е идеална течност, т.е. течност, в която частиците са смесени една спрямо друга без триене. Да приемем, че движението е стабилно и свойствата на течността в дадено сечение остават постоянни, т.е. налягането и температурата не се променят. Нека означим сc , стр , ж , ? , z , съответно скорост на флуида, налягане, гравитационно ускорение, плътност на флуида и височина над базовата равнина. Уравнението на Бернули в диференциална форма, изразяващо закона за запазване на енергията, се записва като:

.

Интегрирането на това уравнение дава израза за закона за движението на течността:

.

величина Н - константа на интегриране, представлява сумата

налягане, развивано от движеща се течност. То е равно на сумата от скоростта, пиезометричното и геометричното налягане. Като се има предвид ниската плътност на въздуха, стойносттаz обикновено пренебрегвани. Ето защо.

.

За идеален флуид енергийният резерв във всяка секция на потока остава непроменен. В реални течности с триене енергийният запас намалява от секция на секция по посока на потока. Уравнението за реална течност между две произволни сечения на потока има формата:

.

Обикновено хидравлични загуби N 12 се приемат за пропорционални на промяната в кинетичната енергия, т.е.

,

къде е стойността ? наречен коефициент на хидравлични загуби; с - средна скорост в напречното сечение на потока.

В случай на изтичане на въздух от резервоар с достатъчно големи размери (Фигура 2), скоростта на въздуха пред отвора може да се пренебрегне и след това

.

Фигура 2

Величината се нарича скоростен коефициент.

В каналите с пневматично съпротивление скоростта на въздушния поток е сравнително висока и следователно с достатъчна степен на точност можем да предположим, че няма топлообмен между протичащия въздух и стените на канала и следователно изтичането се извършва според адиабатен закон. Следователно можем да напишем:Е -разрез А-А; ? 2 -плътност на въздуха в сечение А-А.

.

В получения израз за плътността на въздуха в напречното сечение на отвора с площЕ приема се плътността на средата, в която се получава изтичането.

Всъщност плътността на въздуха в този участък е различна. Изравняването на плътността на въздуха в струята с плътността на околния въздух става в участък B-B, разположен на известно разстояние от отвора. В този случай областта секции B-Bпо-малка площ на дупкатаЕ . Съотношението на компресираното сечение към изчисленото се нарича степен на компресия на струята. Продуктът от съотношението на компресия и съотношението на скоростта се нарича отношениеконсумация ? . По този начин, за да се изясни формулата за определяне на дебитаGm вместо ? следва фигура 3

влизам ? .

На практика е необходимо да се изчисли въздушният поток не за отвор с тънки стени, а за различни видове дроселиращи съпротивления, които имат по-сложна конфигурация. В тези случаи коефициентът на потока се определя експериментално и е корекционен коефициент който отчита геометрията на дросела.

Дебитът (Фигура 3) има максимална стойност при

.

Адиабатен показателк за въздух е 1,4, следователно, ? кр = 0,528.

Момент на равенство ?=? кр съответства в канала на дроселиращо съпротивление на скорост на въздушния поток, равна на скоростта на звука. Експериментално е доказано, че ако налягането се намали допълнително стр. 2 , след това консумациятаGm - налягане в кухината към захранващия отвор; r аз -1 - налягане в кухината зад захранващия отвор;Ж кр - критична стойност на масовия поток, определена по формулата

,

където d -диаметър на захранващия отвор.

Максималната грешка при това определяне на дебита е 3,4%.

Референции

1. Електропневматична автоматизация в производствените процеси: Урок; редактиран от E.V. Пъшкова. – 2-ро издание, преработено и допълнено. – Севастопол: издателство SevNTU, 2003. -496 с., ил.

2. Изчисляване на пневматични задвижвания: Справочно ръководство. Е.В. Херц, Г.В. Крейнин. – Москва: “Машиностроене”, 1975. -274 с.

Шумът от нехомогенността на потока (Hz) е дискретен по природа и спектърът обикновено има няколко компонента (хармоници):

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

където t е номерът на компонента (t = 1, 2, 3, ...); n - скорост на въртене, об/мин; z е броят на лопатките на колелата.

Борбата с шума от разнородността на потока се осъществява чрез подобряване на аеродинамичните характеристики на автомобилите.

В спектрите на шума на турбомашини, например вентилатори, могат да се разграничат няколко области (фиг. 44, а):

ориз. 44. Шумови спектри на източници с аеродинамичен произход:

а - вентилатор; b — двигател на мотоциклет; в — газотурбинна електроцентрала; 1, 2 — шум от изпускателната и всмукателната система; 3 - структурен шум; 4 - шум при въртене на двигателя

1) честотен диапазон на механичен шум (I), кратни на r/s;

2) шумова област поради нееднородност на потока (II с f1, f2, f и т.н.);

3) област на вихров шум (III).

Нивото на звукова мощност на шума на вентилатора (dB) зависи от общото налягане H (kgf/m2) и производителността на вентилатора Q (m3/s), както и от критерия за шум t, който характеризира шума на този тип вентилатор (t = 35-7-50 dB) :

LP = τ + 25 logH+10logQ.

При двигателите с вътрешно горене основните източници на шум са шумът от изпускателната и всмукателната системи, както и шумът, излъчван от корпуса на двигателя.

Изгорелите газове на двигателя произвеждат най-много шум, чийто интензитет и спектър зависят от броя на изпусканията в секунда, продължителността на изпускането, конструкцията на изпускателната система и мощността на двигателя. Шумът при всмукване и структурният шум са по-ниски по интензитет от шума при изпускане (фиг. 44, b).

Шумовите спектри на двигателя съдържат значителен брой дискретни компоненти, които са кратни на честотата f, равна на броя изпускания за секунда. Например за двутактов двигател fi = in\60, за четиритактов двигател fi = in(2*60) (i е броят на цилиндрите; n е скоростта на въртене на коляновия вал, rpm).

Компресорите, вентилаторите, въздушните двигатели и други подобни машини се характеризират с интензивен аеродинамичен шум.

Източниците на шум от компресорните агрегати са смукателните и изпускателните (за изпускане на въздух) въздуховоди, излизащи в атмосферата, корпусите на компресорите и стените на въздуховодите, преминаващи през помещенията.

В зависимост от конструкцията на компресора неговият шумов спектър има различен характер. По този начин шумът на буталните компресори е с ниска честота поради броя на компресиите в секунда. Шумът на турбокомпресорите, напротив, е високочестотен, което се дължи на естеството на генерирания шум (вихров шум и шум от нехомогенност на потока).

Понастоящем газотурбинните електроцентрали (GTU) са широко разпространени. По своя характер шумът в газотурбинните инсталации се разделя на шум от аеродинамичен (газодинамичен) и механичен произход, и най-висока стойностимат аеродинамичен шум, излъчван от смукателния тракт на газовата турбина. Основният източник на този шум е компресорът, при който общите нива на шум достигат 135-145 dB. Спектърът на смукателния шум (фиг. 44, c) е доминиран от високочестотни дискретни компоненти. Основната честота на първия от тях се определя по формула (16).

Аеродинамичният шум при източника на газова турбина може да бъде намален чрез: увеличаване на разстоянието между лопатките; избор на оптимално съотношение на броя на водещите и работните остриета; прецизиране на пътя на потока на компресори и турбини и др.

Шумът от механичен произход (вибрации на роторната система, лагерите, елементите на скоростната кутия и др.), който е преобладаващ в машинното отделение, може да бъде отслабен чрез предприемане на мерките, обсъдени по-горе за механичния шум.

Когато телата се въртят, например витлата на самолетите, възниква така нареченият ротационен шум. Образува се поради факта, че тялото периодично генерира пулсации на налягане във всяка точка на средата, възприемани като шум.

Основната честота на шума от въртене на витло с z лопатки, nppi скорост на въртене n (rpm), се определя по формула (16). Честотите на останалите хармоници са кратни на тази основна честота, т.е. f2 = 22; f3 = 3f1 и т.н.

Звуковата мощност на шума от въртене също зависи от периферната скорост.

В различни турбомашини (вентилатори, компресори и т.н.) шумът от въртене е много по-нисък по интензитет от вихровия шум и шума от хетерогенност и следователно може да не бъде взет под внимание.

Един от най-мощните източници на шум е свободна струя (виж фиг. 43, c). Шумът на струята се създава в резултат на турбулентно смесване на частици въздух или газ, които имат висока скорост на потока с частици от околния въздух, които имат по-ниска скорост. Тези шумове са преобладаващи при работа на реактивни двигатели, когато сгъстен въздух или пара се отделят в атмосферата.

Звуковата мощност на струята (W) зависи главно от скоростта на изтичане vc, както и от диаметъра на отвора (дюзата) Dc и плътността на въздуха или газовете p:

където k е коефициентът на подобие.

Намаляването на шума от струята при източника е много трудно. Чрез намаляване на градиента на скоростта в струята, което се прави по-специално при двуконтурни авиационни двигатели, се постига намаляване на шума от 5 dB.

Инсталирането на различни приставки на изхода на дюзата, чието действие се основава на трансформацията на шумовия спектър (прехвърляне на спектъра към високочестотната област и дори към ултразвук), намалява шума с 8-12 dB. Трябва да се отбележи, че такива дюзи могат да влошат работата на струята поради висока устойчивост.

В потоци, движещи се със свръхзвукова скорост, възниква аеродинамичен шум поради появата на ударни вълни (ударни вълни). Когато едно тяло се движи със свръхзвукова скорост, възниква феноменът на звуков бум или пукане, например при летене на свръхзвуков самолет. Когато газът тече в атмосферата със свръхзвукова скорост, възникват скокови трептения с появата на рязък дискретен шум.

В повечето случаи мерките за намаляване на аеродинамичния шум при източника са недостатъчни, поради което допълнителното, а често и основното намаляване на шума се постига чрез звукоизолация на източника и инсталиране на шумозаглушители.

При помпите източникът на шум е кавитация на течността, която възниква на повърхността на лопатките при високи периферни скорости и недостатъчно смукателно налягане.

Мерките за борба с кавитационния шум включват подобряване на хидродинамичните характеристики на помпите и избор на оптимални режими на работа.

Електромагнитен шум. Възникват шумове от електромагнитен произход електрически машиниои оборудване. Причината за тези шумове е главно взаимодействието на феромагнитни маси под въздействието на магнитни полета, вариращи във времето и пространството, както и пондеромоторни сили, причинени от взаимодействието на магнитни полета, създадени от токове.

Намаляването на електромагнитния шум се осъществява чрез промени в конструкцията на електрическите машини, например чрез направата на скосени жлебове в арматурата на ротора. В трансформаторите е необходимо да се използва по-плътно уплътняване на пакетите и да се използват амортизиращи материали.

При работа на електрически машини се появява и аеродинамичен шум (в резултат на въртене на ротора в газова среда и движението на въздушните потоци вътре в машината) и механичен шум поради вибрации на машината поради дисбаланс на ротора, както и като от лагери и контакт с четки. Доброто смилане на четките може да намали шума с 8-10 dB.

Промяна на посоката на излъчване на шум. В някои случаи стойността на индекса на насоченост (DI) достига 10-15 dB, което трябва да се вземе предвид при проектирането на инсталации с насочено излъчване, като правилно се ориентират тези инсталации по отношение на работните места. Например изпускането на сгъстен въздух, отворът на шахтата за всмукване на въздух на вентилационен или компресорен агрегат трябва да бъде разположен така, че максималният излъчван шум да е насочен в обратна посока от работното място или от жилищна сграда.

Рационално планиране на предприятия и цехове, акустична обработка на помещения. Както се вижда от израз (12), шумът на работното място може да бъде намален чрез увеличаване на площта S, което може да се постигне чрез увеличаване на разстоянието от източника на шум до проектната точка.

Потокът на течност през отвора може да се случи при постоянно и променливо налягане. Ако потокът на течност през дупка се появи в атмосферата или друга газообразна среда, тогава такава дупка се нарича ненаводнен. Ако изтичането преминава под нивото, а не в атмосферата - наводнен.

Когато струя изтича в атмосферата от малка дупка в тънка стена, по дължината й настъпва промяна във формата на струята, т.нар. струйна инверсия . Това явление се причинява главно от действието на силите на повърхностното напрежение върху течащите криволинейни потоци и различни условиякомпресия около периметъра на отвора. Инверсията е най-силно изразена, когато тече от некръгли отвори.

Фигура - Инверсия на струята

Нека разгледаме потока на течност през отвор в тънка стена при постоянно налягане. Дупка в тънка стена е дупка, чийто диаметър е най-малко 3 пъти дебелината на стената, т.е. d o > 3δ.

Когато течността тече през отвор в тънка стена на известно разстояние от стената ( л = d o), струята се компресира. Живата площ на напречното сечение на струята ще бъде по-малка от площта на отвора. Това се обяснява с факта, че течните частици, влизащи в дупката, имат скорости в различни посоки.

Струята се откъсва от стената на ръба на отвора и след това леко се свива. Струята придобива цилиндрична форма на разстояние приблизително равно на един диаметър на отвора. Компресирането на струята се дължи на необходимостта от плавен преход от различни посоки на движение на течността в резервоара, включително от радиално движение по стената, към аксиалното движение на струята.

А- в атмосферата; b- под нивото на течността

Фигура - Поток на течност през отвор в тънка стена

Компресията на струята се характеризира с коефициента на компресия - съотношението на площта на напречното сечение на струята в точката на най-голяма компресия към напречното сечение на отвора.

Къде С czh е живата площ на напречното сечение на струята; С- площ на отвора.

Коефициентът на компресия e се определя емпирично и за кръгли отвори е 0,64.

Задачата за изчисляване на потока на течности е да се определи скоростта и скоростта на потока по време на потока. Ще определим скоростта на изтичане с помощта на уравнението на Бернули. За тази цел записваме уравнението на Бернули за реална течност за две живи сечения 1-1 И 2-2 , начертавайки равнината за сравнение през оста на отвора:

В раздел 1-1 геометричен натиск z 1 = з, а в раздела 2-2 z 2 = 0. Съдът е отворен, изтичането през отвора става в пространство с атмосферно налягане, следователно p 1 = стр 2 = стрА. скоростта в напречното сечение на съда може да се пренебрегне спрямо скоростта в отвора, т.е. вземете w 1 = 0. скорост в участък 2-2 w 2 = w s.

След като направихме подходящите замествания и съкращения, получаваме:

По отношение на загуба на глава ч n се наричат местно съпротивлениеи се определят по формулата:

където ζ (zeta) е коефициентът на местно съпротивление (за входа на тръбата без заоблени ръбове ζ = 0,5 и със заоблени ръбове ζ = 0,1).

Така:

където най-накрая получаваме:

Величината се нарича скоростен коефициент и се означава с φ. Коефициентът φ е отношението на действителната скорост на изтичане към теоретичната, определено експериментално.

По този начин скоростта на потока на реална течност е:

Познавайки скоростта на потока на течността, можете да определите потока на течността през отвора:

Замествайки стойностите, за скоростта и степента на компресия получаваме:

където e е коефициентът на компресия на струята,

S - площ на отвора,

φ - коефициент на скорост,

Произведението на коефициента на компресия на струята и коефициента на скоростта се нарича коефициент на потока и се означава с μ. Следователно:

И уравнението на потока през отвора приема крайната си форма:

На практика често трябва да се справяме с изтичането на течност не в атмосферата или в газова среда, а в пространство, изпълнено с тази течност. Този случай се нарича изтичане под нивото или изтичане през наводнен отвор.

Когато тече под нивото, формулите за изчисляване на скоростта и дебита остават същите зсе приема като разлика в нивата.

Когато тече през отвор в страничната стена, налягането няма да бъде еднакво за всички точки по напречното сечение на отвора; в този случай потокът на течността може да се определи чрез сумиране, т.е. интегриране на елементарни скорости на потока по цялото напречно сечение на отвора.

Когато течността тече през къса цилиндрична дюза (дюзи), възниква допълнителна загуба на енергия, главно поради внезапното разширяване на струята в дюзата.

Фигура - Изтичане през дюзи

Следователно скоростта на потока на течността през тръбата е по-малка от скоростта на потока й през отвора в тънката стена. В същото време скоростта на потока на течността, протичаща през тръбата, е по-голяма, отколкото когато тече през отвора. Тъй като струята, след като влезе в дюзата, се компресира приблизително по същия начин, както когато тече през отвор в тънка стена, след което струята постепенно се разширява до размера на отвора и излиза от дюзата с пълно напречно сечение. Следователно коефициентът на компресия на струята на изхода от дюзата е e = 1, което води до увеличаване на стойността на коефициента на потока μ и съответно скоростта на потока на течността.

Външната цилиндрична дюза може да бъде значително подобрена чрез заобляне на входния ръб или създаване на коничен вход.

Фигура - Поток на течност през дюзи а - разширяваща се конична; б - заострен коничен; в - коноидален; g - вътрешен цилиндричен.

Конусовидно сближаващи се и коноидални дюзи се използват, когато е необходимо да се получи добра компактна струя с относително голяма дължина с ниски загуби на енергия (при пожарни дюзи под налягане, хидравлични монитори и др.). Конично събиращите се дюзи се използват за увеличаване на дебита при ниски изходни скорости.