Уровень шума при истечении воздуха из отверстия. Мануйлов Р.Е

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

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.

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.

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.

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 в вязкостном потоке. Рассмотрим истечение через малое отверстие площадью F из области l с высоким (атмосферным) давлением р1 в область 2 низкого давления р2. При уменьшении рг скорость истечения и, следовательно, количество протекающего газа непрерывно увеличивается до тех пор, пока скорость истечения через отверстие не становится равной скорости звука. . Дальнейшее уменьшение р2 не приводит к увеличению скорости и количества протекающего газа; они остаются постоянными.

Поток газа, проходящий через сечение привыражается

формулой

(25)

где г = - <: 1; F- площадь отверстия; k- постоянная Больцмана; Pi

mr - масса молекулы; T1- абсолютная температура в области /. Для воздуха при 200 Cv = 1,403; T1 = 293° К и

(26)

где Q в мм рт. ст. - л/с; р - в мм рт. ст.; F - в см2. Максимальное значение Q при

для воздуха rKp = 0,52.

Сопротивление и пропускную способность отверстия для воздуха при 20° С подсчитаем по формулам (18) и (19). При 1 > г > 0,52

При 0,52 ;> г

При 0,1 > г

тогда поток газа

где п - число молекул в единице объема при давлении рх. Из формулы (3) для идеального газа

Поток через отверстие площадью F из области с давлением рх в область с давлением р2

Но так как характер течения определяется только вероятностью попадания молекулы в отверстие из любой точки камеры, то и из области с давле-

где L - в л/с; F - в см2; г - - (P1 > рг).

Таким образом, пропускная способность отверстия в вязкостном режиме является функцией г отношения давлений, пока это отношение не станет меньше 0,1.

Значения пропускной способности на единицу площади отверстия для воздуха при разных значениях г:

Приведенные формулы и значения величин действительны для отверстий, которые весьма малы по сравнению с размерами камер. Края отверстия должны быть как можно более тонкими, в противном случае линии течения значительно изменяются и уравнения дают ошибочные результаты.

Истечение в молекулярном потоке. При рассмотрении истечения в молекулярном потоке из камеры с давлением рх в камеру сдавленней рг прежде всего следует учесть, что длина свободного пробега молекул больше характерного размера камеры. Отсюда следует, что градиент давления вблизи отверстия и линии течения не образуются. Молекула газа может попаеть в отверстие непосредственно из любой точки камеры. Количество протекших через отверстие молекул будет, таким образом, определяться только их тепловым движением и, согласно законам молекулярно-кинетической теории, число молекул, прошедших через единицу сечения в единицу времени, может быть подсчитано по уравнению (12)

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...