Caracteristicile zgomotului
În funcție de natura fizică, zgomotele pot fi:
· origine mecanică care rezultă din vibrațiile suprafețelor mașinilor și echipamentelor, precum și din impacturi unice sau periodice în îmbinările părților sau structurilor în ansamblu;
· origine aerodinamică eu, apărute ca urmare a proceselor care au loc în gaze (procese vortex, vibrații ale mediului de lucru cauzate de rotația roților paletelor, pulsații de presiune atunci când corpurile se mișcă în aer cu viteze mari; scurgere de aer comprimat, abur sau gaz etc. );
· origine electromagnetică , apărute ca urmare a vibrațiilor elementelor (rotor, stator, miez, transformator etc.) ale dispozitivelor electromecanice sub influența câmpurilor magnetice alternative;
· origine hidrodinamică , apărute ca urmare a proceselor care au loc în lichide (ciocanul de berbec, cavitația, turbulența curgerii etc.).
În condiții de funcționare, de obicei nu este dificil să se determine care sursă cauzează zgomotul crescut. Dacă, de exemplu, zgomotul pătrunde într-o clădire rezidențială de la unitățile de compresoare și ventilatoare care funcționează simultan ale unei întreprinderi din apropiere, atunci prin oprirea secvențială a acestor unități și măsurarea zgomotului fiecăreia dintre ele, poate fi identificată sursa principală de zgomot.
Pentru a efectua un calcul acustic, mai întâi trebuie să cunoașteți caracteristicile de bază ale zgomotului mașinilor:
ü nivelurile de putere sonoră (UZM) la frecvențele medii geometrice standard ale benzilor de octave ( L P):
L р = 10∙lgP/P0,
Unde R – puterea sonoră a sursei, W; P0– valoarea inițială a puterii egală cu 10 -12 W);
ü indicele de directivitate a radiației zgomotului (G):
G = 10∙1g Ф),
Unde F– factorul de direcție al emisiei de zgomot.
Caracteristicile de zgomot determinate în conformitate cu GOST 12.1.024 - 81, GOST 12.1.025 - 81 etc., sunt date de producător în documentația tehnică pentru mașini și echipamente staționare. Pentru surse de zgomot obișnuite precum ventilatorul, compresorul, turbina cu gaz și alte instalații aero-gaz-dinamice, caracteristicile de zgomot pot fi calculate sau determinate din literatura de referință /30/.
Când undele sonore incidente pe orice suprafață sunt reflectate, energia sonoră transportată de unde este absorbită într-un grad sau altul. Ca urmare a acestei absorbții, unda reflectată are o amplitudine mai mică decât cea incidentă. Raportul energiei reflectate ( E negativ) la cădere ( E pad)
β = E neg. /E pad
numit coeficientul de reflexie a sunetului ; raportul dintre energia absorbită și incidenta coeficientul de absorbție al unei suprafețe date
α = (E pad -E neg.) /E pad.
Între cote reflexii sonore Şi absorbția unei suprafețe date există conexiune, care este descrisă de relația:
α = 1 – β.
Când coeficientul de absorbție a sunetului este zero, toată energia acustică incidentă asupra structurii este reflectată fără absorbție și, dimpotrivă, energia incidentă este complet absorbită dacă coeficientul de absorbție a sunetului este egal cu unitatea. Coeficientul de absorbție a sunetului al unei structuri depinde de frecvența undelor incidente și de unghiul de incidență a acestora.
Structura de absorbție a sunetului poate fi caracterizată impedanta specifica Som structura de absorbție a sunetului care este raportul dintre presiunea sonoră ( p) pe suprafața structurii la componenta normală a vitezei oscilatorii a aerului ( Vn) pe aceeași suprafață:
Z=p/Vn.
Pentru a lua în considerare relațiile de fază, presiunea și viteza sunt luate aici în formă complexă și, astfel, impedanța este o undă complexă rang :
Z = R+ iX,
Unde RŞi X – respectiv componentele reale (active) și imaginare (reactive) ale impedanței.
Porozitate materialul este o cantitate adimensională egală cu raportul dintre volumul porilor de aer și volumul total al materialului. În acest caz, se ia în considerare doar volumul porilor traversați; porii închiși care nu comunică cu aerul exterior nu participă la absorbția sunetului. Porozitatea materialelor fonoabsorbante utilizate în mod obișnuit variază de la 0,6 la 1.
Rezistenta la lovituri este destul caracteristică importantă material poros. Se determină din următoarea relație:
Unde ∆ P– diferența de presiune a aerului pe ambele părți ale stratului de material poros, suflat de fluxul de aer; V– viteza fluxului de aer în afara materialului; h – grosimea stratului de material poros.
Rezistenta la lovituri ( r), referitor la întreaga grosime a stratului poros, se numește rezistență totală la suflare (r 1) și poate fi definită ca
r 1 =rh.
Rezistenta totala la suflare ( r 1) constată cea mai mare aplicație atunci când se caracterizează proprietățile acustice ale straturilor poroase subțiri (de exemplu, țesătură, plasă etc.), pentru care nu are sens să se raporteze rezistența la o grosime unitară.
Unități ventilatoare
Zgomotul ventilatorului industrial se deplasează de obicei în următoarele moduri:
ü prin dispozitivul de admisie a aerului 4 (Fig. 5.1, a) conducta de aspirare a aerului 2 (calea I);
ü prin dispozitivul de evacuare 5 (Fig. 5.1, b) al conductei de refulare a aerului 3 (calea II);
ü prin carcasa ventilatorului radial 1 (Fig. 5.1, a, calea III) și a dispozitivelor de evacuare sau de admisie a aerului (căile II și I).
De asemenea, este posibil ca zgomotul să fie emis de la conductele de admisie sau de evacuare deschise ale unui ventilator radial și ale unui ventilator axial direct în atmosferă. Zgomotul de la instalațiile ventilatoarelor depășește adesea nivelurile acceptabile pe o gamă largă de frecvențe. În fiecare dintre aceste cazuri, octava UZM poate fi calculată folosind formulele adecvate. De exemplu, nivelurile de zgomot de octave emise de un ventilator în conducta de aer de aspirație sau de refulare sunt determinate de formula:
L p =L+20 lgP în + 10lgQ + δ –ΔL1+ΔL 2 – 20,
Unde L – criteriu de zgomot, dB, în funcție de tipul și designul ventilatorului, a cărui valoare pentru părțile de aspirație și refulare trebuie luată conform datelor /30, 31/; R c – presiunea totală creată de ventilator, Pa; Q– debitul volumetric de aer al ventilatorului, m 3 /s; δ –
corecția pentru modul de funcționare a ventilatorului, luată în funcție de randamentul acestuia, egală cu de la 0 la 4 dB; ∆
L 1 – corecție ținând cont de distribuția puterii sunetului ventilatorului pe benzile de frecvență de octave; Δ
L 2 – corecție care ține cont de efectul acustic al conectării conductei la ventilator.
Amendamente Δ L 1Şi Δ L 2 poate fi determinat din datele /30/.
Pentru ventilatoarele axiale, se poate presupune că nivelurile de zgomot la aspirație și la refulare sunt aceleași datorită simetriei debitului. Nivelul de zgomot al motorului electric, al transmisiei cu curele trapezoidale și al rulmenților, dacă sunt în stare bună, este semnificativ mai mic decât zgomotul ventilatorului și poate fi ignorat.
Valorile UZM sunt valabile cu condiția ca conducta de admisie să existe o alimentare lină cu aer, care este asigurată de prezența unui colector neted sau a unei secțiuni drepte a conductei de aer cu o lungime de cel puțin trei din diametrele sale hidraulice. ( D g):
D g = 4F/P,
Aici F – suprafata conductei, m 2, P– perimetrul acestuia, m.
Când un ventilator radial funcționează cu țevi de admisie sau de evacuare deschise, zgomotul emis prin acestea se adaugă la zgomotul emis prin carcasă. UZM totală se găsește după binecunoscuta regulă de adunare a nivelurilor. Pentru ventilatoarele cu destinație specială, în special ventilația generală a minelor, minelor, tunelurilor de transport, UZM poate fi determinată din măsurători efectuate pe modelele acestor ventilatoare (pentru mașinile proiectate) sau conform datelor din literatură (pentru mașinile care operează).
Statii de compresoare
În timpul funcționării stațiilor de compresoare staționare, pătrunderea zgomotului în mediu are loc prin deschiderile conductelor de aspirație și evacuare a aerului, iar în stațiile mobile, în plus, există și zgomot de motor și zgomot suportat de structură. Trebuie remarcat faptul că stațiile de compresoare, împreună cu unitățile de ventilatoare, sunt cele mai comune surse de zgomot. Nivelurile de putere sonoră ale zgomotului emise în mediu de compresoare și turbocompresoare staționare sunt determinate din literatura de referință /15/.
Zgomotul stațiilor mobile de compresoare (MCS) situate în zone rezidențiale, în care există un număr mare de surse de zgomot, se caracterizează de obicei nu prin nivelul puterii sonore, ci prin nivelul sonor la un anumit (1...7 m). ) distanta fata de statie.
Jeturi de gaz
Zgomotul intens în mediu poate fi creat în timpul testării motoarelor cu turboreacție (TRE) și în timpul eliberării de aer comprimat. Sursa de zgomot în aceste cazuri este jetul de evacuare de mare viteză, nivelul general de putere sonoră ( L P total) care poate fi determinată prin formula:
L P total = 80lgVc+ 20 lgρ s + 10lgF c –K,
Unde V c – viteza de ieșire a gazului (aerului) din duză, m/s; ρ s– densitatea jetului în secțiunea de ieșire a duzei; F c– aria secțiunii duzei, m2; la - o valoare în funcţie de temperatura jetului.
La testarea unui motor turborreactor, emisia de zgomot are loc în mai multe moduri: de la arborele de evacuare al casetei de testare 1 (Fig. 5.2), de la arborii de aspirație 2 și de aspirație 3, precum și prin conducta conductivă 4. O parte a energiei sonore emis în camera de boxe intră în fluxul de evacuare a puțurilor de aspirație și de aspirație.
Zgomotul ultrasonic de octava emis în arborele de evacuare este determinat de formula:
L p =L P total + ΔL P.
Aici Δ L P– diferența dintre USM general și banda de octave considerată cu frecvența medie geometrică f, a cărui valoare este determinată în funcție de parametrul adimensional – numărul Strouhal:
Sh =fd/v c,
Unde d c – diametrul duzei, m.
Trebuie remarcat faptul că atunci când se calculează zgomotul motoarelor cu turboreacție (în special motoarele cu dublu circuit cu un raport de bypass mare) care pătrunde în arborele de aspirație, împreună cu jetul de evacuare, este necesar să se țină cont de zgomotul compresorului.
Surse de zgomot în clădiri rezidențiale și publice
Pot fi zgomote care intră în cameră extern Şi intern . Zgomotele interne care apar în clădirile înseși pot fi împărțite în gospodărie Şi mecanic legate de funcționarea echipamentelor inginerești și sanitare (ascensoare, ventilatoare, pompe etc.). Zgomotele din gospodărie sunt create de oamenii care locuiesc în casă: conversații puternice, țipete și plâns de copii, cântând, joacă instrumente muzicale. Nivelurile de zgomot din apropierea acestor surse pot atinge valori destul de ridicate: sunetul muzicii foarte puternice creează un nivel de zgomot de 80...90 dB, conversație tare și plâns copiilor - 70...80 dB, conversație de volum mediu - 60.. .65 dB.
Atunci când dezvoltați mijloacele de protecție împotriva zgomotului, în primul rând, ar trebui să aflați tipul acestuia. Există două tipuri de zgomot - aer Şi structural . Zgomotul aerian se răspândește în aer de la sursa de origine până la punctul de observație, zgomotul structural este emis de suprafețele structurilor oscilante ale pereților, tavanelor și pereților despărțitori ai clădirilor în intervalul de frecvență a sunetului de 20...20.000 Hz.
Din sursa externă 1 (Fig. 5.3), zgomotul aerian pătrunde în incintă prin ferestre închise sau deschise, orificii de ventilație și pereți (într-o măsură mai mică); vibrațiile sunt transmise prin pământ sau conducte care duc la structurile clădirii, ale căror vibrații provoacă apariția zgomotului structural. Din sursă internă 2 zgomotul aerian pătrunde în incintă prin pereți și tavane, canale de aer, precum și prin deschideri, fisuri etc.; vibrațiile sunt transmise la bază, pompând conductele și conductele de aer ale unităților de ventilație, provocând zgomot structural.
Necesitatea de a lua măsuri pentru reducerea zgomotului produs de sursele de funcționare este determinată pe baza măsurătorilor:
ü nivelul presiunii acustice (L);
ü nivel de sunet echivalent (L A echiv);
ü nivel maxim sunet (L Amax)
și compararea cu standardele acceptabile.
Pentru obiectele proiectate, necesitatea unor astfel de măsuri poate fi determinată numai pe baza unui calcul acustic, inclusiv:
1) identificarea surselor de zgomot și determinarea caracteristicilor lor de zgomot;
2) selectarea punctelor de proiectare (PT) de calcul acustic și determinarea SPL acceptabil pentru acestea;
3) determinarea nivelurilor preconizate de presiune acustică (sunet sonor) la punctele de proiectare înainte de implementarea măsurilor de reducere a zgomotului
4) determinarea reducerii necesare a SPL la punctele de proiectare;
5) selectarea măsurilor pentru asigurarea reducerii necesare;
6) calculul și proiectarea structurilor de atenuare a zgomotului, fonoabsorbante și fonoizolante (amortizoare, ecrane, căptușeli fonoabsorbante etc.).
Curgerea lichidului prin orificiu poate avea loc sub presiune constantă și variabilă. Dacă curgerea lichidului printr-o gaură are loc în atmosferă sau în alt mediu gazos, atunci o astfel de gaură se numește neinundată. Dacă scurgerea coboară sub nivel și nu în atmosferă - inundat.
Când un jet curge în atmosferă dintr-o gaură mică dintr-un perete subțire, are loc o schimbare a formei jetului de-a lungul lungimii sale, numită inversarea jetului . Acest fenomen este cauzat în principal de acțiunea forțelor de tensiune superficială asupra fluxurilor curbe și de diferite condiții de compresie în jurul perimetrului găurii. Inversiunea este cel mai pronunțată atunci când iese din găuri rotunde.
Figura - Inversarea cu jet
Să luăm în considerare fluxul de lichid printr-o gaură dintr-un perete subțire la o presiune constantă. O gaură într-un perete subțire este o gaură al cărei diametru este de cel puțin 3 ori grosimea peretelui, adică. d o > 3δ .
Când lichidul curge printr-o gaură dintr-un perete subțire la o anumită distanță de perete ( l = d o), jetul este comprimat. Aria secțiunii transversale în direct a avionului va fi zonă mai mică găuri. Acest lucru se explică prin faptul că particulele lichide care intră în gaură au viteze în direcții diferite.
Jetul se desprinde de peretele de la marginea găurii și apoi se contractă oarecum. Jetul ia forma cilindrica la o distanta egala cu aproximativ un diametru de gaura. Comprimarea jetului se datorează necesității unei tranziții line de la diferite direcții de mișcare a fluidului în rezervor, inclusiv de la mișcarea radială de-a lungul peretelui, la mișcarea axială a jetului.
O- în atmosferă; b- sub nivelul lichidului
Figura - Curgerea lichidului printr-o gaură dintr-un perete subțire
Compresia jetului este caracterizată de raportul de compresie - raportul dintre aria secțiunii transversale a jetului în punctul de cea mai mare compresie și secțiunea transversală a găurii.
Unde S czh este aria secțiunii transversale live a jetului; S- zona gaurii.
Coeficientul de compresie e este determinat empiric iar pentru găurile rotunde este de 0,64.
Sarcina calculării debitului de lichide este de a determina viteza și debitul în timpul curgerii. Vom determina viteza de scurgere folosind ecuația Bernoulli. În acest scop, scriem ecuația lui Bernoulli pentru un fluid real pentru două secțiuni vii 1-1 Şi 2-2 , desenând planul de comparație prin axa găurii:
În secțiunea 1-1 presiune geometrică z 1 = H, iar în secțiunea 2-2 z 2 = 0. Vasul este deschis, scurgerea prin orificiu are loc într-un spațiu cu presiune atmosferică, prin urmare p 1 = p 2 = p O. viteza în secțiunea transversală a vasului poate fi neglijată în comparație cu viteza în gaură, adică. luați w 1 = 0. viteza în secțiunea 2-2 w 2 = w s.
Făcând înlocuirile și reducerile corespunzătoare, obținem:
În ceea ce privește pierderea capului h n sunt numite rezistență localăși sunt determinate de formula:
unde ζ (zeta) este coeficientul de rezistență locală (pentru intrarea în țeavă fără margini rotunjite ζ = 0,5, iar cu margini rotunjite ζ = 0,1).
Astfel:
unde ajungem în sfârșit:
Mărimea se numește coeficient de viteză și se notează cu φ. Coeficientul φ este raportul dintre viteza reală de scurgere și cea teoretică, determinat experimental.
Astfel, debitul unui lichid real este:
Cunoscând debitul de fluid, puteți determina debitul de fluid prin gaură:
Înlocuind valorile, pentru viteza și raportul de compresie obținem:
unde e este coeficientul de compresie a jetului,
S - zona gaurii,
φ - coeficientul de viteză,
Produsul dintre coeficientul de compresie al jetului și coeficientul de viteză se numește coeficient de curgere și se notează cu μ. Prin urmare:
Și ecuația de curgere prin gaură ia forma sa finală:
În practică, de multe ori trebuie să ne confruntăm cu scurgerea lichidului nu în atmosferă sau într-un mediu gazos, ci într-un spațiu plin cu acest lichid. Acest caz se numește scurgere sub nivel sau scurgere printr-o gaură inundată.
Când curge sub nivel, formulele de calcul pentru viteza și debitul rămân aceleași, numai H este luată ca diferență de nivel.
Când curge printr-o gaură din peretele lateral, presiunea nu va fi aceeași pentru toate punctele de-a lungul secțiunii transversale a găurii, în acest caz, debitul de fluid poate fi determinat prin însumare, de exemplu; integrarea debitelor elementare pe toată secțiunea transversală a găurii.
Când lichidul curge printr-o duză cilindrică scurtă (duze), are loc o pierdere suplimentară de energie, în principal din cauza expansiunii bruște a jetului în duză.
Figura - Ieșire prin duze
Prin urmare, viteza de curgere a lichidului prin conductă este mai mică decât viteza de curgere a acestuia prin orificiul din peretele subțire. În același timp, debitul lichidului care curge prin țeavă este mai mare decât atunci când curge prin orificiu. Deoarece jetul, după ce intră în duză, este comprimat aproximativ în același mod ca atunci când curge printr-o gaură dintr-un perete subțire, apoi jetul se extinde treptat la dimensiunea găurii și iese din duză cu o secțiune transversală completă. Prin urmare, coeficientul de compresie al jetului la ieșirea din duză este e = 1, ceea ce duce la creșterea valorii coeficientului de curgere μ și, în consecință, a debitului lichidului.
Duza cilindrică exterioară poate fi îmbunătățită semnificativ prin rotunjirea marginii de intrare sau prin crearea unei intrări conice.
Figura - Curgerea lichidului prin duze a - expansiune conică; b - conic conic; c - conoidal; g - cilindric intern.
Duzele convergente si conoidale se folosesc acolo unde este necesar sa se obtina un jet compact bun de lungime relativ mare cu pierderi de energie reduse (in duze de foc sub presiune, monitoare hidraulice etc.). Duzele convergente sunt utilizate pentru a crește debitul la viteze mici de ieșire.
Duză numit tub atașat la o gaură din perete, a cărui lungime este de trei până la patru diametre. Se disting următoarele tipuri principale de duze (Fig. 5.4):
cilindric (extern - Oși intern - b);
conic (convergent - Vși divergente - G)
conoidală (cu contururi rotunjite în funcție de forma compresiei jetului - d).
Forma marginii de intrare are o mare influență asupra vitezei de scurgere și a debitului din duze. De exemplu, o rotunjire lină la admisie poate elimina complet compresia internă a jetului și poate provoca o creștere a vitezei și a debitului.
Orez. 5.4. Scurgeri de lichid prin duze
Duză cilindrică externă (Fig. 5.5). La ieșirea din duză, fluxul de lichid este comprimat, după care se extinde din nou și umple întreaga secțiune transversală a duzei. Se formează o zonă de vortex în spațiul dintre secțiunea comprimată și pereții duzei. Pe măsură ce pârâul iese de la duza cu secțiune completă(fără compresie), atunci coeficientul de compresie a jetului este e= 1, iar coeficientul de curgere este m = ej = j, adică. pentru duză coeficienții de debit și viteză au aceeași valoare.
Prin alcătuirea ecuației Bernoulli pentru secțiunile I-I și II-II, luată pe suprafața liberă a lichidului din vas și în punctul în care jetul iese din duză și raționând exact în același mod ca și în cazul lichidului care curge afară a unei găuri într-un perete subțire, obținem următoarele formule de calcul:
pentru debitul de la duză
(5.9)
pentru debitul la curgerea din duză
. (5.10)
 |
Orez. 5.5. Duza cilindrica externa
Coeficientul de viteză al duzei j poate fi determinat cunoscând valoarea coeficientului de rezistență al duzei z n. Pentru a face acest lucru, determinăm pierderea de presiune atunci când lichidul curge prin duză, care în acest caz este determinată de rezistența găurii din peretele subțire și de dilatarea bruscă a jetului. În ceea ce privește pierderile de presiune pe lungimea duzei, valoarea lor este nesemnificativă și poate fi neglijată.
Înlocuind 
primim 
,
unde expresia din paranteze reprezinta z n.
Știind că z t.c = 0,06, determinăm z v.r folosind formula (4.42),
vom primi.
Astfel, coeficientul de viteză pentru duză va fi egal cu
.
În consecință, coeficientul de consum al duzei este m = 0,82.
În cazul curgerii fluidului sub nivel, formulele pentru viteză și debit iau forma:
unde este diferența de niveluri sau presiuni ale apei.
Comparând valorile coeficienților de scurgere pentru duze și găuri într-un perete subțire, este clar că fluxul de fluid dintr-o duză cilindric este mai mare decât dintr-o gaură într-un perete subțire:
,
iar viteza este semnificativ mai mică decât atunci când iese din gaură
.
Duza cilindrica externă, în timp ce mărește debitul de lichid, oferă în același timp o reducere semnificativă a debitului. Acest lucru se explică prin faptul că în zona de vortex a duzei, după ce aerul stors de jet este antrenat de fluxul spre exterior, se formează un vid. Prezența presiunii reduse în zona secțiunii transversale comprimate a jetului dă naștere unui factor de aspirație a lichidului, care are un influență puternică pe debit decât rezistența suplimentară datorată frecării de-a lungul lungimii și expansiunii jetului în tub. Cu o lungime semnificativă a tubului, efectul de aspirație nu compensează pierderile suplimentare, din cauza cărora debitul din tub va deveni egal sau mai mic decât cu curgerea liberă dintr-o deschidere dintr-un perete subțire. Deși în acest caz pierderile de presiune cresc, influența lor asupra scăderii vitezei în secțiunea de admisie este mai mică decât influența unei creșteri a secțiunii transversale active a jetului.
Pentru a determina mărimea vidului în secțiunea comprimată a jetului (vezi Fig. 5.5), întocmim ecuația Bernoulli pentru două secțiuni: suprafața apei în vasul I-Iși secțiunea comprimată C-C:
.
Deoarece p l -p c este mărimea vidului p naiba, N Cu = 0;V 1 = 0;a l = a cu = 1, primim
.
Să exprimăm presiunea de viteză în secțiunea comprimată prin presiunea din fața duzei N din formula (5.9):
iar din ecuaţia de continuitate găsim .
Apoi 
.
Înlocuind expresia rezultată în ecuația originală, obținem:
(5.11)
Astfel, cu parametrii constanti j , ζ t.c și ε vidul din duză (în secțiunea comprimată) este proporțional cu presiunea.
Înlocuind valorile numerice ale coeficientului în formula (5.11), obținem valorile vidului atunci când lichidul curge în atmosferă:
.
Valoarea maximă a vidului, egală cu 10 m, apare la presiune
.
Când presiunea absolută din duză scade la presiunea vaporilor saturați, are loc un mod de evacuare prin cavitație. Vaporii eliberați în interiorul lichidului vor umple fluxul, care va începe să-și piardă continuitatea, rezultând o scădere a consumului de lichid.
O creștere suplimentară a presiunii duce la separarea jetului de lichid de pereții interiori ai duzei (Fig. 5.6). Aceasta reduce coeficientul de curgere și, în consecință, debitul duzei. Duza funcționează ca o gaură într-un perete subțire. Acest fenomen se numește întreruperea fluxului prin duze.
Duză cilindrică internă (Fig. 5.7). În această duză fenomenul are loc ca și în duza externă. Totuși, datorită compresiei mari a jetului la intrare, coeficienții de viteză și debit pentru duza internă sunt mai mici decât cei pentru cea externă, m = j = 0,71.
Orez. 5.6. Curgeți prin duză în timpul defecțiunii
Orez. 5.7. Duza cilindrica interioara
Cu o lungime scurtă a duzei cilindrice interioare (l< 1,5d) pârâul curge din el fără să atingă pereții. În acest caz j= 0,98; e = 0,5; m = 0,49.
Rezistența hidraulică în duza internă este mai mare decât în duza externă, prin urmare, există mai puțin vid și consum de lichid în ea. Prin urmare, de regulă, duzele externe sunt preferate celor interne, datorită rezistenței hidraulice mai mici.
Duză convergentă conică (Fig. 5.8). Într-o duză convergentă, fenomenul de compresie internă afectează mai puțin decât într-o duză cilindrică, dar, pe de altă parte, comprimarea jetului apare la ieșirea din duză.
Orez. 5.8. Duză convergentă
Aceasta presupune, pe de o parte, o creștere a coeficientului de viteză și, pe de altă parte, o scădere a raportului de compresie. Deoarece diferența dintre secțiunea comprimată și partea extinsă a jetului într-o duză convergentă conică este mai mică decât într-o duză cilindrică, există o scădere a pierderilor de presiune datorită expansiunii jetului și, în consecință, o creștere a debitului. . Totuși, acest lucru se întâmplă până la un unghi de conicitate de q = 13º. Ulterior, din cauza compresiei excesive a jetului, pierderile cresc, iar debitul scade.
În medie, la unghiuri ale conurilor de 12-14º, puteți lua:
e = 0,98;j = 0,96;m = 0,94.
Orez. 5.9. Duză conică divergentă
Duză conică divergentă (Fig. 5.9). Expansiunea jetului într-o astfel de duză are loc mai brusc decât într-una cilindrică. Prin urmare, rezistența sa hidraulică este mai mare, iar coeficientul său de viteză este mai mic. Datorită faptului că într-o duză divergentă pierderea de presiune de la secțiunea comprimată la cea expandată este mult mai mare decât într-o duză convergentă și cilindrică, coeficientul de curgere scade. Are cel mai mare randament la unghiuri de con de 6-8º.
Duzele conice divergente (difuzoare) sunt utilizate pe scară largă în pompe, ascensoare hidraulice etc., unde este necesară reducerea la minimum a energiei cinetice în fluxul de ieșire.
La un unghi de con de 5º pentru o duză conică divergentă cu marginea de intrare rotunjită, puteți lua , .
Trebuie remarcat faptul că acest coeficient de curgere se referă la secțiunea mai mare (de ieșire) a duzei. Dacă raportăm acest coeficient la orificiul de admisie, atunci se va dovedi a fi mult mai mare și poate ajunge la 2-3.
Duză conoidală (vezi Fig. 5.4, d). O duză cilindrică care are o intrare lină în formă de jet care iese din orificiu se numește conoidală. Curgerea lichidului printr-o astfel de duză are loc cu cea mai mică rezistență (), ceea ce ajută la obținerea jeturilor cu rază lungă de acțiune cu o viteză inițială mare de zbor. Cu toate acestea, din cauza complexității producției, astfel de duze nu sunt utilizate pe scară largă în stingerea incendiilor.
Valorile coeficienților pentru diferite găuri și duze alocate secțiunii de evacuare sunt date în tabel. 5.1
Tabelul 5.1
Caracteristici de scurgere din orificii necirculare.În funcţie de forma orificiului prin care are loc scurgerea, forma secţiunii transversale a jetului are cel mai variat aspect (Fig. 5.10). De exemplu, secțiunea transversală a unui jet care curge printr-o gaură triunghiulară capătă o formă cu trei nervuri subțiri: atunci când curge printr-o gaură pătrată, este în formă de cruce și printr-o gaură rotundă, este eliptică. Modificarea formei jetului are loc sub influența forțelor de tensiune superficială. Acest fenomen se numește inversarea jetului. Ulterior, forma secțiunii transversale de-a lungul lungimii jetului nu rămâne constantă sub influența forțelor de tensiune superficială, suferă în mod constant o modificare corespunzătoare; Ca urmare, continuitatea jetului este întreruptă și se sparge în picături separate.
Orez. 5.10. Inversiunea cu jet:
A - forma gaurii; b - forma secțiunii transversale a jetului
Pe baza celor de mai sus, rezultă că pentru a obține jeturi cu rază lungă de acțiune este necesară utilizarea duzelor cu rundă, în care acțiunea forțelor de tensiune superficială este echilibrată reciproc. Pentru a proteja marginile de ieșire ale duzelor de diferite tipuri de deteriorări, sunt prevăzute caneluri inelare speciale.
Formule de calcul pentru debitul și presiunea din duze. Formula pentru determinarea debitului poate fi reprezentată ca
unde se numeste duza de conductivitate.
Presiunea din fața duzei se determină din expresie
Unde 
duza de rezistenta.
Valorile duzelor pentru determinarea debitului, l/s, și a presiunii, m, pentru trunchiurile de incendiu sunt date în tabel. 5.2.
Tabelul 5.2
| Diametrul duzei, mm s p |
| 13 2,89 0,588 |
| 16 1,26 0,891 |
| 19 0,634 1,26 |
| 22 0,353 1,68 |
| 25 0,212 2,17 |
| 28 0,135 2,72 |
| 32 0,079 3,56 |
| 38 0,04 5,00 |
| 50 0,013 8,77 |
| 65 0,004 14,74 |
În calculele acustice, suntem obișnuiți să luăm în considerare atenuarea zgomotului în conductele de aer, supresoare de zgomot etc. Dar uităm că conductele de aer, precum și supresoarele de zgomot, de altfel, sunt surse de zgomot.
În mod deliberat, nu voi face distincția între nivelurile de presiune sonoră și nivelurile de putere sonoră, nu voi scrie despre filtrele A etc. Să aruncăm o privire la partea de sus...
Deci, să vedem cum generarea de zgomot în conducte afectează calculele noastre acustice...
Nivelul de zgomot al octavei generat de conductă este calculat folosind formula:L w = 10 + 50 log(v) + 10 log(A), unde
L w = nivelul puterii sonore, dB
v = viteza aerului, m/s
A=aria secțiunii transversale a conductei de aer, m2
De fapt, pe pagina site-ului
http://www.engineeringtoolbox.com și iată un exemplu pentru unul dintre cazuri:Acum să ne imaginăm modelul nostru matematic:
1. Ventilator de presiune infinită. Caracteristicile acustice sunt luate conform unei instalații standard VTS
2. După ventilator se instalează un amortizor de zgomot de 2 metri. Nu luăm în considerare generarea sa de zgomot, care va fi explicată mai jos.
3. Conducta de aer 400x400 mm cu zero scurgeri de aer, i.e. fluxul de aer este constant pe toată lungimea conductei
Vom avea nevoie și de un bătrân, dar un credincios
SNiP II-12-77 „Protecție împotriva zgomotului” , și anume tabelul 5, din care înțelegem regula pentru adăugarea surselor de zgomot din mai multe surse:
Deci, să punem datele noastre în tabel.
Aș dori să vă atrag atenția asupra tabelului 5 din SNiP II-12-77. Dacă diferența de zgomot de la două surse este mai mare de 10 dB, atunci influența sursei „liniștite” nu este luată în considerare în practică. Iar o diferență de 10 dB înseamnă o creștere cu 0,4 dB față de cea mai zgomotoasă sursă.
Cazul 1. Viteza 7 m/s. Lungimea conductei de aer 10 metri:
După cum putem vedea, până acum generarea de zgomot în conductele de aer (linia 6) nu afectează nivelul general de zgomot în conductele de aer. DA, nu iau în considerare generarea de zgomot în toba de eșapament din același motiv.
Cazul 2. Viteza 7 m/s. Lungimea conductei de aer 50 metri:
Cu o lungime atât de mare a conductei de aer, atenuarea zgomotului în conductă este atât de semnificativă încât zgomotul generat de pereții conductei începe să afecteze nivelul general de zgomot.
Cazul 3. Viteza 7 m/s. Lungimea conductei 170 m:
Cu o asemenea lungime, care se realizează rar în practică, creșterea la frecvențe înalte este determinată de generarea de zgomot din conducta de aer.
Ei bine, dacă luăm o lungime pur teoretică de 1000 de metri, atunci doar generarea de zgomot vă va provoca neplăceri.
Vă puteți juca cu acest program simplu. Descărcați-l
.Concluzii care decurg din toate cele de mai sus:
1. Cu cât viteza este mai mare, cu atât este mai mare generarea de zgomot de către conductă
2. Cu cât secțiunea transversală a conductei este mai mare, cu atât este mai mare generarea de zgomot la aceeași viteză. Acest lucru este de înțeles: rigiditatea structurii conductei de aer, chiar și cu creșterea grosimii peretelui, scade odată cu creșterea diametrului
Cu toate acestea, voi verifica cu ASHRAE pentru a vedea dacă acesta este într-adevăr cazul. Din anumite motive, francezii corelează căderea specifică de presiune cu generarea de zgomot, adică. cu cât secțiunea transversală este mai mare, cu atât mai puțin zgomot la aceeași viteză.
3. Nici cel mai silențios ventilator nu este capabil să furnizeze aer într-o cameră cu putere sonoră „zero” la ieșirea distribuitorului de aer. Generarea de zgomot nu va dispărea, plus generarea de zgomot în distribuitoarele de aer etc.
Colegi, dacă sunt lent și toate astea, voi fi recunoscător pentru comentariile și sugestiile constructive.
Principalele relații necesare pentru a descrie funcționarea dispozitivelor pneumatice sunt relațiile care descriu legile mișcării aerului. Se presupune că aerul este un lichid ideal, adică. un lichid în care particulele sunt amestecate între ele fără frecare. Să presupunem că mișcarea este constantă și proprietățile fluidului într-o secțiune dată rămân constante, adică. presiunea și temperatura nu se modifică. Să notăm prin c , p , g , ? , z , respectiv, viteza fluidului, presiunea, accelerația gravitațională, densitatea fluidului și înălțimea deasupra planului de referință. Ecuația lui Bernoulli sub formă diferențială, care exprimă legea conservării energiei, se scrie astfel:
Integrarea acestei ecuații dă expresia pentru legea mișcării fluidului:
Magnitudinea N -- constanta de integrare, reprezinta presiunea totala dezvoltata de un fluid in miscare. Este egal cu suma vitezei, presiunilor piezometrice și geometrice. Având în vedere densitatea scăzută a aerului, valoarea z de obicei neglijat. De aceea.
Pentru un fluid ideal, rezerva de energie din fiecare secțiune a fluxului rămâne neschimbată. În fluidele reale cu frecare, rezerva de energie scade de la secțiune la secțiune pe direcția curgerii. Ecuația pentru un fluid real între două secțiuni de curgere arbitrare are forma:
De obicei pierderi hidraulice N 12 sunt considerate proporționale cu modificarea energiei cinetice, adică
unde este valoarea ? numit coeficient de pierderi hidraulice; Cu -- viteza medie în secțiunea transversală a curgerii.
În cazul fluxului de aer dintr-un rezervor cu dimensiuni suficient de mari (Figura 2), viteza aerului în fața orificiului poate fi neglijată și apoi
Figura 2
Mărimea se numește coeficient de viteză.
În canalele de rezistență pneumatică, viteza de curgere a aerului este relativ mare și, prin urmare, cu un grad suficient de precizie, putem presupune că nu există un schimb de căldură între aerul care curge și pereții canalului și, prin urmare, scurgerea are loc în funcție de legea adiabatică. Prin urmare, putem scrie:
Unde k -- indicele adiabatic; ? , ? 1 -- densitatea aerului în diferite secțiuni.
Fluxul de aer în masă
Unde F --pătrat secțiunile А-А; ? 2 --densitatea aerului în secțiunea AA.
În expresia rezultată pentru densitatea aerului în secțiunea transversală a găurii cu zonă F se presupune densitatea în mediul în care are loc scurgerea.
De fapt, densitatea aerului în această secțiune este diferită. Alinierea densității aerului din jet cu densitatea aerului mediu apare în secțiunea B-B, situată la o oarecare distanță de gaură. În acest caz, aria secțiunii transversale B-B mai puțin zona gaurii F . Raportul dintre secțiunea comprimată și cea calculată se numește raport de compresie a jetului. Produsul dintre raportul de compresie și raportul de viteză se numește debit ? . Astfel, pentru a clarifica formula pentru determinarea debitului G m în loc de ? urmează Figura 3
În practică, este necesar să se calculeze debitul de aer nu pentru o gaură cu pereți subțiri, ci pentru diverse tipuri rezistențele de throttling având o configurație mai complexă În aceste cazuri, coeficientul de curgere este determinat experimental și este un factor de corecție care ține cont de geometria clapetei.
Debitul (Figura 3) are o valoare maximă la
Exponent adiabatic k pentru aer este 1,4, prin urmare, ? cr = 0,528.
Moment de egalitate ?=? cr corespunde în canalul de rezistență la throttling unei viteze a fluxului de aer egală cu viteza sunetului. S-a demonstrat experimental că dacă presiunea este mai redusă r 2 , apoi consumul G m nu va crește, dar va rămâne constantă. Prin urmare, în cazul fluxului subcritic ( ?? ? cr ), utilizați formula
iar în cazul fluxului supercritic ( ? < ? cr ) -- formulă
Pentru a calcula debitul de aer, se folosește adesea o formulă mai simplă
Unde, r i --presiunea in cavitate pana la orificiul de alimentare; r i -1 --presiunea în cavitatea din spatele orificiului de alimentare; G cr -- valoarea critică a debitului masic, determinată de formulă
unde d este diametrul orificiului de alimentare.
Eroarea maximă la această determinare a debitului este de 3,4%.