Шумовые характеристики

В зависимости от физической природы шумы могут быть:

· механического происхождения , возникающие при вибрации поверхностей машин и оборудования, а также при одиночных или периодических ударах в сочленениях деталей или конструкциях в целом;

· аэродинамического происхождени я , возникающие вследствие происходящих в газах процессов (вихревых процессов, колебания рабочей среды, вызываемых вращением лопаточных колес, пульсации давления при движении в воздухе тел с большими скоростями; истечения сжатого воздуха, пара или газа и др.);

· электромагнитного происхождения , возникающие вследствие колебаний элементов (ротора, статора, сердечника, трансформатора и др.) электромеханических устройств под действием переменных магнитных полей;

· гидродинамического происхождения , возникающие вследствие происходящих в жидкостях процессов (гидравлических ударов, кавитации, турбулентности потока и др.).

В условиях эксплуатации, как правило, несложно определить, какой именно источник вызывает повышенный шум. Если, например, в жилой дом проникает шум от одновременно работающих компрессорной и вентиляторной установок рядом расположенного предприятия, то последовательным выключением этих установок и измерением шума каждой из них можно выявить основной источник шума.

Для выполнения акустического расчета прежде всего необходимо знать основные шумовые характеристики машин:

ü уровни звуковой мощности (УЗМ) на стандартных среднегеометрических частотах октавных полос (L P ):

L р = 10∙ lg P / P 0 ,

где Р – звуковая мощность источника, Вт; P 0 – исходное значение мощности, равное 10 -12 Вт);

ü показатель направленности излучения шума (G ):

G = 10∙1 g Ф ),

где Ф – фактор направленности излучения шума.

Шумовые характеристики, определяемые в соответствии с ГОСТ 12.1.024 – 81, ГОСТ 12.1.025 – 81 и др., приводятся заводом-изготовителем в технической документации на стационарные машины и оборудование. Для таких распространенных источников шума, как вентиляторные, компрессорные, газотурбинные и другие аэрогазодинамические установки, шумовые характеристики могут быть рассчитаны или определены по справочной литературе /30/.

При отражении звуковых волн, падающих на какую-либо поверхность, в той или иной мере происходит поглощение звуковой энергии, которую несут волны. В результате этого поглощения отраженная волна имеет меньшую амплитуду, чем падающая. Отношение отраженной энергии (E отр ) к падающей (E пад )

β = E отр. / E пад

называется коэффициентом отражения звука ; отношение же поглощенной энергии к падающей коэффициентом поглощения данной поверхности

α = (E пад – E отр.) / E пад .

Между коэффициентами отражения звука и поглощения данной поверхности существует связь, которая описывается соотношением:

α = 1 – β .

При коэффициенте звукопоглощения, равном нулю, вся падающая на конструкцию звуковая энергия отражается без поглощения и, наоборот, падающая энергия полностью поглощается, если коэффициент звукопоглощения равен единице. Коэффициент звукопоглощения конструкции зависит от частоты падающих волн и от угла их падения.

Звукопоглощающую конструкцию можно характеризовать удельным импедан сом звукопоглощающей конструкции являющимся отношением звукового давления (p ) на поверхности конструкции к нормальной составляющей колебательной скорости воздуха (V n ) на этой же поверхности:

Z = p / V n .

Для учета фазовых соотношений давление и скорость берутся здесь в комплексной форме и, таким образом, импеданс является комплексной вели чиной :

Z = R + i X,

где R и X – соответственно действительная (активная) и мнимая (реактивная) составляющие импеданса.

Пористостью материала называется безразмерная величина, равная отношению объема воздушных пор к общему объему материала. При этом учитывается лишь объем сквозных пор; замкнутые поры, не имеющие сообщения с наружным воздухом, не принимают участия в поглощении звука. У применяемых обычно звукопоглощающих материалов пористость лежит в пределах от 0,6 до 1.

Сопротивление продуванию является весьма важной характеристикой пористого материала. Оно определяется из следующего соотношения:

где ∆ P – разность воздушных давлений по обе стороны слоя пористого материала, продуваемового потоком воздуха; V – скорость воздушного потока вне материала; h – толщина слоя пористого материала.

Сопротивление продуванию (r ), отнесенное ко всей толщине пористого слоя, называется полным сопротивлением продуванию (r 1 ) и может быть определено как

r 1 = r h .

Полное сопротивление продуванию (r 1 ) находит наибольшее применение при характеристике акустических свойств тонких пористых слоев (например, ткани, сетки и т.п.), у которых относить сопротивление к единице толщины не имеет смысла.

Вентиляторные установки

Шум вентиляторов промышленных предприятий обычно распространяется следующими путями:

ü через воздухозаборное устройство 4 (рис. 5.1, а) воздуховода всасывания 2 (путь I);

ü через выбросное устройство 5 (рис. 5.1, б) воздуховода нагнетания 3 (путь II);

ü через корпус радиального вентилятора 1 (рис. 5.1, а, путь III) и выбросное или воздухозаборное устройства (пути II и I).

Возможно также излучение шума открытым входным или выходным патрубками радиального вентилятора и осевым вентилятором непосредственно в атмосферу. Шум вентиляторных установок часто превышает допустимые уровни в широком диапазоне частот. В каждом из этих случаев октавные УЗМ могут быть рассчитаны по соответствующим формулам. Например, октавные УЗМ шума, излучаемого вентилятором в воздуховод всасывания или нагнетания, определяют по формуле:

L p = L + 20 lg P в + 10 lg Q + δ – ΔL 1 + ΔL 2 – 20 ,

где L – критерий шумности, дБ, зависящий от типа и конструкции вентилятора, значение которого для сторон всасывания и нагнетания следует принимать по данным /30, 31/; Р в – полное давление, создаваемое вентилятором, Па; Q – объемный расход воздуха вентилятора, м 3 /с; δ – поправка на режим работы вентилятора, принимаемая в зависимости от его КПД, равной от 0 до 4 дБ; ∆ L 1 – поправка, учитывающая распределение звуковой мощности вентилятора по октавным полосам частот; Δ L 2 – поправка, учитывающая акустическое влияние присоединения воздуховода к вентилятору.

Поправки Δ L 1 и Δ L 2 могут быть определены по данным /30/.

Для осевых вентиляторов УЗМ шума на всасывании и нагнетании ввиду симметрии потока могут быть приняты одинаковыми. Уровень шума электродвигателя, клиноременного привода и подшипников при их исправном состоянии значительно ниже шума вентилятора и его можно не учитывать.

Значения УЗМ справедливы при условии плавного подвода воздуха к входному патрубку, что обеспечивается наличием плавного коллектора или прямого участка воздуховода длиной не менее трех его гидравлических диаметров (D г ):

D г = 4F / П ,

здесь F – площадь воздуховода, м 2 , П – его периметр, м.

При работе радиального вентилятора с открытыми входным или выходным патрубками к излучаемому через них шуму добавляется шум, излучаемый через корпус. Суммарный УЗМ находят по известному правилу сложения уровней. Для вентиляторов специального назначения, в частности общеобменной вентиляции шахт, рудников, транспортных тоннелей, УЗМ могут быть определены по измерениям, проведенным на моделях этих вентиляторов (для проектируемых машин) или по данным литературы (для эксплуатируемых машин).

Компрессорные станции

При работе стационарных компрессорных станций проникновение шума в окружающую среду происходит через отверстия всасывающих и выхлопных воздуховодов, а в передвижных станциях, кроме того, имеется еще шум двигателя и корпусной шум. Нужно заметить, что компрессорные станции наряду с вентиляторными установками являются самыми распространенными источниками шума. Уровни звуковой мощности шума, излучаемого в окружающую среду стационарными компрессорами и турбокомпрессорами, определяют по справочной литературе /15/.

Шум расположенных в жилых застройках передвижных компрессорных станций (ПКС), в которых имеется большое количество источников шума, принято характеризовать не уровнем звуковой мощности, а уровнем звука на определенном (1…7 м) расстоянии от станции.

Газовые струи

Интенсивный шум в окружающей среде может создаваться при испытаниях турбореактивных двигателей (ТРД), при сбросе сжатого воздуха. Источником шума в этих случаях является высокоскоростная выхлопная струя, общий уровень звуковой мощности (L P общ ) которой можно определить по формуле:

L P общ = 80 lg V c + 20 lg ρ с + 10 lg F c – K,

где V c – скорость истечения газа (воздуха) из сопла, м/с; ρ с – плотность струи в выходном сечении сопла; F c – площадь сечения сопла, м 2 ; К – величина, зависящая от температуры струи.

При испытаниях ТРД излучение шума происходит несколькими путями: из выхлопной шахты испытательного бокса 1 (рис. 5.2), из шахт подсоса 2 и всасывания 3, а также через проводящую трубу 4. В шахты подсоса и всасывания поступает часть звуковой энергии, излучаемой в помещение бокса выхлопной струей.

Октавные УЗМ шума, излучаемого в выхлопную шахту, определяют по формуле:

L p = L P общ + Δ L P .

Здесь Δ L P – разность между общим УЗМ и рассматриваемой октавной полосой со среднегеометрической частотой f, значение которой определяется в зависимости от безразмерного параметра – числа Струхаля:

Sh = fd / v c ,

где d c – диаметр сопла, м.

Необходимо отметить, что при расчете шума ТРД (особенно двухконтурных с большой степенью двухконтурности), проникающего в шахту всасывания, наряду с выхлопной струей нужно учитывать и шум компрессора.

Источники шума в жилых и общественных зданиях

Шумы, проникающие в помещение, могут быть внешними и внутренними . Внутренние шумы, возникающие в самих зданиях, могут быть подразделены на бытовые и механические , связанные с работой инженерного и санитарно-технического оборудования (лифтов, вентиляторов, насосов и т.п.). Бытовые шумы создаются проживающими в доме людьми: громкий разговор, крики и плач детей, пение, игра на музыкальных инструментах. Уровни шума вблизи этих источников могут достигать довольно высоких значений: звучание очень громкой музыки создает уровень шума в 80…90 дБ, громкий разговор и плач детей – 70…80 дБ, разговор средней громкости – 60…65 дБ.

При разработке средств защиты от шума, прежде всего, следует выяснить его вид. Различают два вида шумов – воздушный и структурный . Воздушный шум распространяется в воздухе от источника возникновения до места наблюдения, структурный шум излучается поверхностями колеблющихся конструкций стен, перекрытий, перегородок зданий в звуковом диапазоне частот 20…20 000 Гц.

От наружного источника 1 (рис. 5.3) воздушный шум проникает в помещения через закрытые или открытые окна, форточки, а также стены (в меньшей степени); вибрации передаются по грунту или трубопроводам, идущим к строительным конструкциям, колебания которых вызывает появление структурного шума. От внутреннего источника 2 воздушный шум попадает в помещения через стены и перекрытия, воздуховоды, а также через проемы, щели и т.п.; вибрации передаются основанию, трубопроводам насосных и воздуховодам вентиляционных установок, вызывая возникновения структурного шума.

Необходимость проведения мероприятий по снижению шума, производимого эксплуатируемыми источниками, определяется на основании измерений:

ü уровня звукового давления (L );

ü эквивалентного уровня звука (L A экв );

ü максимального уровня звука (L A max )

и сравнением с допустимыми по нормам.

Для проектируемых объектов необходимость таких мероприятий может быть определена только на основании акустического расчета, включающего:

1) выявление источников шума и определение их шумовых характеристик;

2) выбор расчетных точек (РТ) акустического расчета и определение для них допустимых УЗД;

3) определение ожидаемых уровней звукового давления (УЗД) в расчетных точках до осуществления мероприятий по снижению шума

4) определение требуемого снижения УЗД в расчетных точках;

5) выбор мероприятий для обеспечения требуемого снижения;

6) расчет и проектирование шумоглушащих, звукопоглощающих и звукоизолирующих конструкций (глушителей, экранов, звукопоглощающих облицовок и т.п.).

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.

Насадком называется присоединенная к отверстию в стенке трубка, длина которой составляет три-четыре диаметра. Различают следующие основные типы насадков (рис. 5.4):

цилиндрические (внешние - а и внутренние - б );

конические (сходящиеся - в и расходящиеся - г )

коноидальные (с закругленными очертаниями по форме сжатия струи - д ).

Большое влияние на скорость истечения и расход из насадков оказывает форма входной кромки. Например, плавное закругление на входе может полностью устранить внутреннее сжатие струи и вызвать увеличение скорости и расхода.

Рис. 5.4. Истечение жидкости через насадки

Внешний цилиндрический насадок (рис. 5.5). Струя жидкости при выходе в насадок сжимается, после чего вновь расширяется и заполняет все сечение насадка. В промежутке между сжатым сечением и стенками насадка образуется вихревая зона. Так как струя выходит из насадка полным сечением (без сжатия), то коэффициент сжатия струи e= 1, а коэффициент расхода m = ej = j, т.е. для насадка коэффициенты расхода и скорости имеют одинаковую величину.

Составляя уравнение Бернулли для сечений I-I и II-II, взятых на свободной поверхности жидкости в сосуде и в месте выхода струи из насадка, и рассуждая точно так же, как и в случае истечения жидкости из отверстия в тонкой стенке, получаем следующие расчетные формулы:

для скорости истечения из насадка

(5.9)

для расхода при истечении из насадка

. (5.10)

Рис. 5.5. Внешний цилиндрический насадок

Коэффициент скорости насадка j можно определить, зная величину коэффициента сопротивления насадка z н. Для этого определим потери напора при истечении жидкости через насадок, которые в данном случае обуславливаются сопротивлением отверстия в тонкой стенке и внезапным расширением струи. Что касается потерь напора по длине насадка, то их величина незначительна и ими можно пренебречь.

Подставляя

получаем ,

где выражение в скобках представляет собой z н.

Зная, что z т.с = 0,06, определим z в.р по формуле (4.42),

получим .

Таким образом, коэффициент скорости для насадка будет равен

.

Следовательно, и коэффициент расхода насадка m= 0,82.

В случае истечение жидкости под уровень формулы для скорости и расхода принимают вид:

где - разность уровней или напоров воды.

Сопоставляя значение коэффициентов истечения для насадков и отверстий в тонкой стенке, видно, что расход жидкости из цилиндрического насадка больше, чем из отверстия в тонкой стенке:

,

а скорость значительно меньше, чем при истечении из отверстия

.

Внешний цилиндрический насадок, увеличивая расход жидкости, вместе с тем дает и значительное уменьшение скорости истечения. Объясняется это тем, что в вихревой зоне насадка, после того как воздух, отжатый струей, будет увлечен потоком наружу, образуется вакуум. Наличие пониженного давления в области сжатого сечения струи порождает фактор подсасывания жидкости, который оказывает более сильное влияние на расход, чем дополнительное сопротивление вследствие трения по длине и расширения струи в трубке. При значительной длине трубки эффект подсасывания не компенсирует дополнительных потерь, благодаря чему расход из трубке станет равным или меньше, чем при свободном истечении из отверстия в тонкой стенке. Хотя при этом потери напора растут, их влияние на уменьшение скорости во входном сечении меньше, чем влияние увеличения живого сечения струи.

Для определения величины вакуума в сжатом сечении струи (см. рис. 5.5) составим уравнение Бернулли для двух сечений: поверхности воды в сосуде I-I и сжатого сечения С-С:

.

Так как p l - p c есть величина вакуума p вак, Н с = 0; V 1 = 0;a l = a с = 1, получим

.

Выразим скоростной напор в сжатом сечении через напор перед насадком Н из формулы (5.9):

а из уравнения неразрывности найдем .

Тогда .

Подставляя полученное выражение в исходное уравнение, получаем:

(5.11)

Таким образом, при постоянных параметрах j, ζ т.с и ε вакуум в насадке (в сжатом сечении) пропорционален напору.

Подставив числовые значения коэффициента в формулу (5.11), получим значения вакуума при истечении жидкости в атмосферу:

.

Максимальная величина вакуума, равная 10 м, наступает при напоре

.

При понижении абсолютного давления в насадке до давления насыщенных паров возникает кавитационный режим истечения. Выделяющиеся внутри жидкости пары будут заполнять струю, которая начнет терять свою сплошность, в результате уменьшится расход жидкости.

Дальнейшее увеличение напора приводит к отрыву струи жидкости от внутренних стенок насадка (рис. 5.6). При этом понижается коэффициент расхода и, следовательно, пропускная способность насадка. Насадок работает как отверстие в тонкой стенке. Такое явление называется срывом истечения через насадок .

Внутренний цилиндрический насадок (рис. 5.7). В этом насадке явление протекает, как и во внешнем насадке. Однако вследствие большого сжатия струи на входе коэффициенты скорости и расхода для внутреннего насадка меньше, чем внешнего, m = j = 0,71.

Рис. 5.6. Истечение через насадок при срыве

Рис. 5.7. Внутренний цилиндрический насадок

При малой длине внутреннего цилиндрического насадка (l < 1,5d ) струя вытекает из него, не касаясь стенок. В этом случае j= 0,98; e = 0,5; m = 0,49.

Гидравлические сопротивления во внутреннем насадке больше, чем во внешнем, следовательно, в нем меньше вакуум и расход жидкости. Поэтому, как правило, внешние насадки предпочитают внутренним, ввиду меньших гидравлических сопротивлений.

Конический сходящийся насадок (рис. 5.8). В коническом сходящемся насадке явление внутреннего сжатия сказывается меньше, чем в цилиндрическом насадке, но зато появляется сжатие струи по выходе из насадка.

Рис. 5.8. Конический сходящийся насадок

Это влечет за собой, с одной стороны, увеличение коэффициента скорости, а с другой - уменьшение коэффициента сжатия. Так как разность между сжатым сечением и расширенной частью струи в коническом сходящемся насадке меньше, чем в цилиндрическом, происходит уменьшение потерь напора на расширение струи и соответственно увеличение расхода. Однако это имеет место до значения угла конусности q = 13º. В последующем вследствие чрезмерного сжатия струи потери возрастают и расход уменьшается.

В среднем при углах конусности 12-14º можно принимать:

e = 0,98;j = 0,96;m = 0,94.

Рис. 5.9. Конический расходящийся насадок

Конический расходящийся насадок (рис. 5.9). Расширение струи в таком насадке происходит более резко, чем в цилиндрическом. Поэтому его гидравлическое сопротивление больше, а коэффициент скорости меньше. Вследствие того что в расходящемся насадке потери напора от сжатого сечения к расширенному значительно больше, чем в коническом сходящемся и цилиндрическом, происходит снижение коэффициента расхода. Наибольшей пропускной способностью он обладает при углах конусности 6-8º.

Конические расходящиеся насадки (диффузоры) нашли широкое применение в насосах, гидроэлеваторах и т.п., где требуется довести до минимума кинетическую энергию в отходящем потоке.

При угле конусности 5º для конического расходящегося насадка с округленной входной кромкой можно принять , .

Следует отметить, что этот коэффициент расхода относится к большему (выходному) сечению насадка. Если же отнести этот коэффициент к входному отверстию, то он окажется значительно больше и может достигнуть 2-3.

Коноидальный насадок (см. рис. 5.4, д ). Цилиндрический насадок, имеющий плавный вход по форме струи, выходящий из отверстия, называется коноидальным. Истечение жидкости через такой насадок происходит при наименьшем сопротивлении (), что способствует получению дальнобойных струй с большой начальной скоростью полета. Однако из-за сложности изготовления такие насадки в пожарном деле применяются недостаточно широко.

Значения коэффициентов для различных отверстий и насадков, отнесенных к выходному сечению, приведены в табл. 5.1

Таблица 5.1

Особенности истечения из некруглых отверстий. В зависимости от формы отверстия, через которое происходит истечение, форма поперечного сечения струи имеет самый разнообразный вид (рис. 5.10). Например, поперечное сечение струи, вытекающее через треугольное отверстие, приобретает форму с тремя тонкими ребрами: при истечении через квадратное отверстие - крестообразную и через круглое - эллиптическую. Изменение формы струи происходит под действием сил поверхностного натяжения. Это явление называется инверсией струи . В дальнейшем форма поперечного сечения по длине струи не остается постоянной, она под действием сил поверхностного натяжения все время претерпевает соответствующее изменение. В результате нарушается сплошность струи и она распадается на отдельные капли.

Рис. 5.10. Инверсия струи:

а - форма отверстий; б - форма сечения струи

Исходя из сказанного, следует, что для получения дальнобойных струй необходимо использовать насадки с круглым сечением, в которых действие сил поверхностного натяжения взаимно уравновешивается. Для предохранения выходных кромок насадков от различного рода повреждений предусматриваются специальные кольцевые выточки.

Расчетные формулы для расхода и напора из насадков. Формулу для определения расхода можно представить в виде

где называется проводимостью насадка .

Напор перед насадком определяется из выражения

где сопротивление насадка .

Значение и насадков при для определения расходов , л/с, и напора , м, для пожарных стволов приводится в табл. 5.2.

Таблица 5.2

Диаметр насадка, мм 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

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

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

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

Октавный уровень шума, генерируемый воздуховодом, вычисляется по формуле:

L w = 10 + 50 log(v) + 10 log(A), где

L w = уровень звуковой мощности, дБ

v = скорость воздуха, м/с

A = площадь поперечного сечения воздуховода, м2

Собственно, на странице сайта

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

Теперь представим себе нашу математическую модель:

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

Также нам понадобится старенький, но верный

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Поиграться с этой простенькой программой можно. Скачайте её

.

Выводы, которые следуют из всего вышесказанного:

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

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

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%.