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:

где k -- показатель адиабаты; ? , ? 1 -- плотности воздуха в различных сечениях.

Массовый расход воздуха

где 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

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 не увеличится, а останется постоянным. Поэтому, в случае докритического течения (?? ? кр ), пользуются формулой

а в случае надкритического течения (? < ? кр ) -- формулой

Для расчета расхода воздуха часто пользуются более простой формулой

где,р i --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%.

В конструктивных расчетах и сборке систем вентиляции жилых помещений нужно обеспечить комфортный уровень шума для пребывания людей. Повышенный фоновый шум негативно влияет на психику и здоровье. Вместе с тем эффективная работа данной системы должна соответствовать заданным параметрам по объемам и частоте циркуляции воздуха и не быть энергозатратной.

В большинстве случаев требуемый результат по снижению уровня шума при работе с приточно-вытяжными вентиляционными системами достигается целесообразным подбором параметров и характеристик ключевых элементов на этапе разработки.

В расчетах каналов и соединительных элементов воздуховода важно отталкиваться от требуемого объема прогоняемого воздуха без дополнительного запаса. Превышение оптимального значения количества воздуха для циркуляции увеличит скорость течения в элементах воздуховодов и рост аэродинамических потерь. Чтобы компенсировать их, придется увеличивать площадь сечения каналов воздуховодов, а это повлечет нежелательные траты на материалы и усложнит монтаж.

Конфигурация и внутренние размеры комплекса воздуховодов для вентиляции определяются из расчета, что суммарное сопротивление всех участков и элементов сети равно напору, создаваемому вентилятором.

Связь характеристик вентиляционных систем с уровнем шума

В эмпирических формулах расчета уровня шума вентиляционной сети фигурируют расход воздуха, поперечные размеры воздуховода, безразмерные величины, характеризующие качество звукоизоляции помещения, а также значения сопротивления для ровных и изогнутых участков труб.

Уменьшение аэродинамических потерь воздуховода, расширение проходного сечения и установка вентилятора с меньшим расходом воздуха позволят сберечь электроэнергию. Потребляемая вентилятором энергия напрямую зависит от величины расхода воздуха и напора. Он, в свою очередь, прямо пропорционален скорости воздуха в воздуховоде.

Повысив скорость воздуха, можно уменьшить диаметр сечения воздуховода и сэкономить на покупке составных частей и монтаже. Повышение скорости достигается установкой высоконапорных вентиляторов. Имея ту же производительность, что и низконапорные, они будут расходовать больше электроэнергии и их эксплуатация обойдется дороже.

Конкретно сказываются на уровне шума следующие допустимые параметры вентиляционной системы:

1. Расход воздуха. Имея установленную конфигурацию и размеры системы воздуховодов, можно снизить уровень шума за счет уменьшения расхода.
2. Площадь сечения воздуховода. Ее увеличение дает более слабый шум на выходе из вентиляционных отверстий.
3. Коэффициент аэродинамического сопротивления. Определяется совершенством формы переходных участков трубопровода. Применение обтекаемых и плавных отводов, диффузоров и дросселей может помочь в достижении низкого шума при эксплуатации.
4. Все вышеперечисленные факторы могут быть учтены в зависимости от конкретной ситуации и задач, которые ставит проектировщик. Взвешенно и критически подходя к подбору всех параметров, удастся найти сбалансированное решение для конструкции будущей вентиляции.

Вернуться к оглавлению

Схема компоновки и план прокладки вентиляционных каналов системы вентиляции

При компоновке и размещении приточно-вытяжного комплекса надо руководствоваться следующими условиями:

1. По мере удаления от вентиляционной камеры или вентилятора сила звуковых колебаний в воздуховодах гасится. Потому целесообразнее расположить ее вдали от самых малошумных помещений.
2. Дроссельные редукторы желательно размещать на как можно большем расстоянии от рассматриваемого помещения. После него не помешает поставить концевые глушители или гибкие вставки из звукоизолирующих материалов.
3. Для вентиляционных каналов рабочие скорости течения воздуха принимаются в пределах допустимых в зависимости от класса, кубатуры помещения и требований к безопасному шумовому фону.
4. На всех участках вентиляционной сети минимизируют число гидравлических потерь, так как производимый крыльчаткой вентилятора шум тем больше, чем большее сопротивление встречается на пути воздушных масс.
5. Для систем высокой производительности обязательным условием бесшумной работы остается использование глушителей. Предполагаемые места под глушители должны быть непременно учтены на стадии проектирования.
6. Настройку параметров аэродинамики, тихоходности и наладку работы системы вентиляции рекомендуется проводить параллельно, чтобы достичь приемлемой громкости шума при сохранении требуемых показателей расхода среды.

Вернуться к оглавлению

Особенности выбора вентилятора

В выборе вентилятора надо руководствоваться следующими требованиями:

1. У устройства должен быть минимальный удельный уровень мощности звука и узкий спектр звуковых волн, соответствующий предъявляемым условиям эксплуатации.
2. Мощность вентилятора выбирается в соответствии с суммарными потерям при движении воздуха по каналам сети.
3. Не рекомендуется применять крыльчатку с числом лопастей меньше 12. Такие конфигурации зачастую создают дополнительные тона аэродинамического шума при прохождении воздушной среды через крыльчатку. Усиление шумов определяется отдельным устройством вентилятора, отклонением воздушных масс при попадании на крыльчатку и дальнейшим взаимодействием потока с внутренней поверхностью воздуховодов.
4. В сетях, где расход регулируется, отдельно учитывают воздействие изменения аэродинамических характеристик на громкость работы вентилятора. Снижение расхода при изменении угла установки лопастей может существенно усилить создаваемый шум.
5. Дополнительно отрегулировать громкость работы агрегата позволит понижение частоты оборотов рабочего колеса в диапазоне регулирования при неизменной мощности.
6. Штуцеры вентилятора и подключаемые участки воздуховода лучше соединять через гибкие вставки, гасящие вибрации, которые передает корпус агрегата на остальные участки.

Вернуться к оглавлению

В проектировании тихих систем вентиляции кроме подбора устройств с удовлетворительными шумовыми характеристиками нужно подбирать выгодные места их установки.

В разрабатываемом здании вентиляторы располагают в специально отведенных звукоизолированных помещениях – в вентиляционных камерах. Камеры ставят обособленно от помещений с повышенными требованиями к тишине и комфортному уровню шума. Их оборудуют вдали от шахт лифтов, лестничных переходов, дверных и оконных проемов.

Вентиляторы, размещенные на открытых ярусах, крепят вдали от отражающих поверхностей, от углов, в места, где гарантируется незначительное проникновение шума в жилые и рабочие помещения, а также на окружающие здание снаружи строения.

Выводы воздуховодов в открытое пространство предполагается направить так, чтобы шум не направлялся в сторону жилых построек и мест отдыха. Корректное направление звука от работы вентиляции эффективно помогает в минимизации шумовых помех вентиляционных комплексов объектов.

Правильно разместив в пространстве и направив выходное отверстие вентиляции, вы добьетесь снижения шума до разрешенных пределов без дополнительных затрат.

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.