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

Истечение жидкости через отверстия и насадки

Истечение жидкости через отверстие. Основные определения.

Если на поверхность жидкости в баке действует избыточное давление , то при изучении истечения следует принимать во внимание действительный напор на уровне оси отверстия
. Предполагается, что истечение происходит в атмосферу и давление в сечении
равно атмосферному. Площадь отверстия
.

Сжатое сечение струи – ближайшее к отверстию сечение струи, в котором скорости параллельны. Сжатое сечение находится на расстоянии
от внутренней поверхности стенки резервуара. На рисунке обозначено
, площадь поперечного сечения струи в этом сечении обозначается .

Коэффициент сжатия струи – отношение сжатого живого сечения к площади отверстия
.

Сжатие струи может быть полным или неполным по периметру отверстия.

Неполное сжатие – стенки или дно сосуда совпадают с краем отверстия и по части периметра сжатия нет. Коэффициент сжатия больше, расход больше.

Полное сжатие может быть совершенным и несовершенным.

Круг практически не меняется, лишь незначительно сжимается в вертикальном направлении (эллипс).

Инверсия объясняется совместным действием сил инерции и поверхностного натяжения.

Истечение из малого незатопленного отверстия в тонкой стенке при постоянном напоре

.

Полагаем скорости одинаковыми по сжатому сечению, т.е.
.

Введем понятие действующего напора
. Это означает замену избыточного давления над поверхностью жидкости дополнительным столбом жидкости, производящим такое же давление. Этот прием часто используется в гидравлике для упрощения вычислений.

=>

Обозначим коэффициент скорости
, тогда
.

При истечении из отверстия идеальной жидкости (течение без потерь), ее скорость соответствует полному переходу потенциальной энергии в кинетическую:

– формула Торричелли (1641 г.)

Действительно, умножив на массу, получим
.

Коэффициент скорости
.

Физический смысл коэффициента скорости – это отношение действительной скорости истечения к теоретически возможной при отсутствии потерь энергии.

Обозначим площадь сжатого сечения . Коэффициент сжатия струи
, где
– площадь отверстия. Очевидно
.

Расход жидкости через отверстие

Где
– коэффициент расхода.

Очевидно

Физический смысл коэффициента расхода – отношение действительного расхода через отверстие к теоретически возможному при отсутствии сжатия струи и потерь энергии.

В результате опытов установлено

Значения коэффициентов сжатия , скорости , расхода и сопротивления зависят в первую очередь от формы и размеров отверстия, условий подхода к нему жидкости а также от числа Рейнольдса, которое обычно рассчитывается по теоретической скорости
.

Опыты показывают, что при
влияние сил вязкого трения на коэффициенты истечения практически отсутствует (квадратичная зона сопротивления)
.

Истечение через затопленное отверстие (под уровень)

Перепад давлений на отверстии

Истечение жидкости через малое отверстие при переменном напоре

За малое время
можно считать напор и расход постоянными.

.

За рассматриваемый промежуток времени
из бака вытечет объем
.

В то же время при понижении уровня в баке на величину
из него вытечет объем
(
отрицательно, т.к. уменьшается). Приравняем и преобразуем

=>

Проинтегрируем это уравнение в пределах от
до
(для смены знака меняем пределы интегрирования)

Поставленная задача решена.

Полагая
получим время полного опорожнения сосуда
.

Проанализируем полученное выражение, для чего числитель и знаменатель умножим на
:

. Заметим, что объем сосуда
, расход при постоянном напоре, равном
, был ранее получен
. Таким образом:
.

Вывод: при постоянном напоре
заключенный в сосуде объем жидкости вытекает в 2 раза быстрее, чем при полном опорожнении того же сосуда с изменением напора от
до .

Насадки

Насадок – присоединенная к отверстию короткая труба, в которой имеется напорное движение. (в гидравлике используется термин «насадок»(муж. род), в технике термин «насадка»(жен. род), означающий съемную часть чего-либо.)

Незатопленный насадок – при истечении в газовую среду.

Затопленный – при истечении под уровень.

Внешний цилиндрический насадок (насадок Вентури) – прямая цилиндрическая труба длиной
, присоединенная под прямым углом с внешней стороны резервуара к отверстию того же диаметра.

Находящаяся в ней жидкость (и воздух) уносятся транзитным (поступательно движущимся) потоком. В этой зоне понижается давление, создается вакуум .

В связи с наличием вакуума действующий напор увеличивается на значение вакуума в сжатом сечении. Скорость в сжатом сечении возрастает по сравнению с истечением через отверстие с острой кромкой. Насадок как бы «подсасывает» жидкость из бака.

В то же время в насадке происходят и дополнительные по сравнению с отверстием с острой кромкой потери напора, связанные с внезапным расширением струи за сжатым сечением. Соотношение этих факторов определяет расход через насадок.

Запишем уравнение Бернулли для потока вязкой жидкости. (Сечения 0-0 на поверхности жидкости в баке и сечение 1-1 на выходе из насадка Плоскость сравнения проходит через ось насадка.)

Давления равны атмосферному, сокращаются. Скоростным напором в баке пренебрегаем. Коэффициент Кориолиса полагаем =1.

Раскроем потери через отнесенный к скорости на выходе из насадка коэффициент сопротивления (формула Вейсбаха)

В насадке сопротивление движению состоит из двух сопротивлений

Расчет проводим при больших Re (Re>10 5)

Напомним, что коэффициент сжатия
.

Коэффициент
, отнесенный к скорости в сжатом сечении равен 0,06. Произведем его пересчет для скорости в выходном сечении

Коэффициент потерь при внезапном расширении (отнесенный к скорости за расширением)

Коэффициент сопротивления насадка

Из полученного ранее уравнения Бернулли найдем скорость

Коэффициент скорости

Напомним, что коэффициент скорости есть отношение действительной скорости к теоретической, вычисленной по формуле Торричелли, он меньше единицы.

Коэффициент расхода
, т.к. сжатия потока нет,
.

Опыты показали, что наибольшее значение коэффициента расхода при длине насадка
, когда потерями по длине можно пренебречь. При увеличении длины это уже короткая труба, потери по длине надо учитывать.

Расход через внешний цилиндрический насадок

, где коэффициент расхода
.

Вакуум во внешнем цилиндрическом насадке

Запишем уравнение Бернулли для потока вязкой жидкости.

(Сечения 0-0 и С-С. Плоскость сравнения проходит через ось насадка.)

,
,

Выразим скорость в сжатом сечении через скорость на выходе, учитывая коэффициент сжатия
.

Используем
, получим

Получим Вакуум в цилиндрическом насадке

Предельное значение вакуума ограничено возможным наименьшим давлением в сжатом сечении, которое из условий отсутствия разрыва сплошности жидкости не должно быть меньше давления насыщенных паров жидкости при температуре истечения. Для воды при 20С это давление 2,34 кПа. Давление насыщения сильно зависит от температуры и, например, при 60С 20 кПа.

вод. ст., максимальный напор

При напорах, близких к максимальному возможно появление кавитации и нарушение сплошности потока. Жидкость отрывается от стенок, воздух поступает в насадок, истечение превращается в истечение из отверстия с острой кромкой с соответствующим уменьшением коэффициента расхода. Явление называется срыв вакуума .

Срыв вакуума при истечении из насадка – резкое уменьшение коэффициента расхода, связанное с отрывом жидкости от стенок насадка.

Для устойчивой работы практически принимают максимальный вакуум 8 м вод.ст, максимально допустимый напор 10,7 м.

При истечении через затопленный цилиндрический насадок (под уровень) коэффициент расхода при повышении напора меняется мало, отрыва потока не происходит, однако при напорах больше критического наблюдается нарушение сплошности потока, образование паровых пузырьков с последующим их захлопыванием в зоне повышенного давления. Такое явление называется кавитация .

Внутренний цилиндрический насадок (насадок Борда)

Линии тока при входе во внутренний насадок более искривлены, площадь сжатого сечения меньше, коэффициент сжатия меньше, коэффициент расхода меньше.

Коэффициенты зависят от толщины стенок трубы.

Если насадок работает как отверстие с острой кромкой (при малой длине
)

Работающий полным сечением (заполненный, при
) внутренний насадок:

,
.

Сходящийся конический насадок (конфузор)

Естественно, коэффициент расхода зависит от угла при вершине

Максимальный коэффициент расхода
при
(1324")

В этом насадке (единственном) коэффициент сжатия струи не равен 1.

Описание:

При эксплуатации систем кондиционирования и вентиляции зданий различного назначения наибольшее неудобство вызывает шум в обслуживаемых помещениях, возникающий при работе воздухоприточных устройств.

Влияние конструктивных особенностей воздухораспределительных устройств на генерируемый шум

М. Ю. Лешко , старший научный сотрудник НИИСФ

При эксплуатации систем кондиционирования и вентиляции зданий различного назначения наибольшее неудобство вызывает шум в обслуживаемых помещениях, возникающий при работе воздухоприточных устройств.

Его практически невозможно понизить традиционными средствами снижения шума, используемыми для вентиляторных установок и регулирующих устройств вентиляционных сетей, поскольку сами воздухораспределители являются концевыми (последними по сети) элементами и излучают шум непосредственно в помещение.

Необходимого снижения можно достичь только путем уменьшения скорости истечения воздушной струи из приточного устройства, но это связано с нарушением всей схемы воздухораспределения в помещении.

Невозможность снижения скорости истечения воздушной струи в целом ряде случаев требует замены данного воздухораспределителя на другой, наименее шумный, но с теми же или близкими кинематическими и тепловыми параметрами.

Вытяжные вентиляционные устройства также вносят свой вклад в шум в помещении. Но, в отличие от приточных, их шум как раз можно понизить до требуемых уровней путем снижения скорости потока воздуха в живом сечении путем увеличения габаритных размеров или количества устройств. Такие изменения, как правило, не приводят к нарушению схемы воздухораспределения.

Из-за достаточной простоты решения данного вопроса шум вытяжных устройств в рамках данной статьи не рассматривается.

Прежде чем перейти к акустичес-кой характеристике приточных воздухораспределительных устройств, целесообразно дать краткую характеристику вентиляционных струй.

Под вентиляционными струями понимаются турбулентные струи, которые возникают при принудительном истечении воздуха из отверстия и распространяются в помещении в направлении истечения, испытывая заметное влияние взаимодействия, неизотермичности и стеснения.

Струи могут быть наклонные, вертикальные, плоские, конические и веерные.

Характер каждого вида струи определяется конструктивными особенностями воздухораспределителя .

Бывают воздухораспределители, которые могут формировать не-сколько типов струй. Такие устройства называются универсальными.

Под наклонными понимаются компактные струи, у которых горизонтальный угол выпуска изменяется в пределах ±30° с целью обеспечения максимальной дальнобойности в зависимости от начальной разности температур струи и окружающего воздуха.

Вертикальные компактные струи подаются под углом ±30° к вертикали.

Компактные струи образуются при истечении воздуха из отверстий. Если приточное отверстие не круглое, струя вначале неосесимметричная, но превращается в осесимметричную на некоторой длине, называемой участком формирования.

К воздухораспределительным устройствам, формирующим такие струи, относятся регулируемые и нерегулируемые решетки и воздухораспределители, в основе конструкций которых заложены осесимметричные сопла.

Плоские струи образуются при истечении воздуха из щелевидного отверстия при условии ограничения потока с торцов гладкими параллельными поверхностями. Это воздухораспределители на основе плоских (ширина в несколько раз превышает высоту) конических или прямых сопел, прямоугольные отверстия и решетки с параллельными первоначальному потоку направляющими лопатками.

Веерные струи образуются при принудительном рассеивании приточного воздуха в плоскости на некоторый угол.

При этом различают полные веерные струи с углом принудительного рассеивания 360° (веерные решетки, дисковые и многодиффузорные плафоны различной конструкции, анемостаты) и неполные веерные струи, менее 360° (прямоугольные отверстия и решетки с параллельными направляющими лопатками).

Конические струи образуются при установке рассеивающего конуса на выходе из приточного отверстия. На всем протяжении она не смыкается, если угол при вершине конуса состав-ляет 60 ± 2,5°. Во внутренней и внеш-ней полостях струи образуются встречные питающие потоки.

Единственными известными конструкциями, выполненными по такому принципу, являются воздухораспределитель конический, разработанный ЦНИИЭП инженерного оборудования, и плафон регулируемый многодиффузорный ВНИИГС (при установке группы подвижных диффузоров в крайнее нижнее положение).

В НИИСФ в течение ряда лет проводились аэроакустические исследования особенностей и закономерностей генерации шума воздухораспределителями различных конструкций. Полученные результаты позволили сделать качественную и количественную оценку, как тот или иной конструктивный элемент воздухораспределителя влияет на характер и интенсивность генерируемого приточным устройством шума . В данной работе приводятся комментарии по полученным результатам.

Известно, что основной причиной генерации шума воздушным потоком с помещенным в него каким-либо обтекаемым телом является возникновение и срыв вихрей с последнего (отрывное течение) с образованием аэродинамического следа с сильным завихрением.

Поверхность раздела между следом и собственно потоком является поверхностью вихревого слоя, который в силу неустойчивости, характерной для свободных вихревых слоев, на небольшом расстоянии от тела распадается на ряд дискретных вихрей (вихревой след).

За счет действия вязких сил дискретные вихри в свою очередь распадаются на ряд более мелких вихрей, вследствие чего вихревой след переходит в турбулентный.

Процесс образования вихрей одного масштаба и последующий распад их на вихри более мелкого масштаба сопровождается шумом, который носит название вихревого.

Кроме этого, когда набегающий на препятствие поток – турбулентный (это встречается у большинства конструкций воздухораспределителей из-за наличия в проточной части регуляторов расхода, лопаток и т. п.), то шум, сопровождающий процесс обтекания, будет значительно выше, чем при ламинарном потоке.

Если рассмотреть известные конструкции приточных воздухораспределительных устройств, то практически все они представляют собой «наборы» либо плохообтекаемых элементов, либо элементов типа диффузоров, провоцирующих отрывные течения.

Итак, худшими приточными устройствами, с точки зрения генерации ими аэродинамического шума, являются конструкции, в которых максимально проявляются отрывные течения воздушных потоков в проточной части.

К таким устройствам в первую очередь относятся перьевые регулируемые решетки (компактная струя), воздухораспределители, в конструкции которых имеются диффузорные элементы и устройства, изменяющие направление первоначального потока (веерная струя).

Шум перьевых решеток можно значительно понизить (на 5–12 дБА), придав перьям хорошо обтекаемую форму падающей капли с утолщенной частью навстречу потоку. Это приведет к положительному эффекту при скоростях потока воздуха между перьями решетки до 10–12 м/с.

Дальнейшее увеличение скорости даст противоположный результат: шум решетки с каплеобразными перьями возрастет по сравнению с обычными, непрофилированными.

Это объясняется тем, что каплеобразная форма двух соседних перьев образует по ходу движения воздуха диффузор, в котором при повышении скорости потока выше 12 м/с будут происходить интенсивные отрывные течения, которые и приведут к повышенному шумообразованию.

Это же относится к регуляторам расхода воздуха типа «бабочка», устанавливаемым в ряде случаев на входе в решетку, в которых каждые две створки закреплены на одной оси. Раскрываясь навстречу потоку при его дросселировании, створки образуют диффузор.

Многодиффузорным воздухораспределителям присущи те же недостатки, что и однодиффузорным. Однако если необходимо, чтобы воздушная струя из воздухораспределителя максимально быстро затухла в окружающем пространстве, то применение устройств на базе диффузоров является предпочтительным. Интенсивные отрывные течения в таких воздухораспределителях приводят к значительной турбулизации потока на выходе и, как следствие, быстрому затуханию струи.

Это же наблюдается и в воздухораспределителях, образующих веерные струи.

Веерная приточная решетка – это своего рода набор небольших диффузоров, установленных в выходной части устройства.

Другими воздухораспределителями, образующими веерные струи, являются дисковые плафоны.

Это конструкция, в которой струя воздуха, выходящая из основного патрубка, ударяется в горизонтальный диск, изменяет свое направление и рассеивается под углом 90° по отношению к первоначальному потоку. При этом в месте поворота возникает замкнутая вихревая зона, струя первоначально поджимается в месте расположения этой зоны, а затем расширяется, т. е. вихревая зона исполняет роль стенки диффузора с вытекающими из этого эффектами.

Кроме того, в дисковых плафонах и подобных им конструкциях при достижении определенных скоростей воздушного потока или при недостаточных размерах диска может наблюдаться размыкание вихревой зоны.

В этом случае в последнюю начинает интенсивно подсасываться воздух из окружающего пространства, возрастает интенсивность импульсного обмена между основным потоком и вихревой зоной, и как следствие – более интенсивные отрывные течения и более значительный шум.

Оптимальными с точки зрения генерируемого шума, т. е. наименее шумными, являются воздухораспределители на основе конфузорных элементов – конических сопел (компактные и плоские струи).

Их геометрическая форма способствует ламинаризации потока, следствием чего является ограничение турбулентных пульсаций (отрывных течений), что положительно сказывается на шуме этих устройств, позволяющих подавать в обслуживаемое помещение потоки воздуха с повышенными, по сравнению с воздухораспределителями других конструкций, скоростями.

Высокие скорости, в свою очередь, дают возможность добиться гидродинамической устойчивости приточной струи при колебаниях рабочей разности температур.

В результате проведенных аэроакустических исследований воздухораспределителей на основе конических сопел автором была определена оптимальная, с точки зрения генерации шума, величина конусности сопла (соотношение определяющих геометрических размеров входного и выходного сечений), равная 2,5–3,5.

Большие конструкторские проработки по созданию воздухораспределителей на основе конических сопел в свое время были проведены институтами ЦНИИЭП инженерного оборудования и МНИИТЭП .

В какой-то степени конструкцией, в которой заложен принцип конфузора, можно считать воздухораспределитель, разработанный институтом ЦНИИЭП инженерного оборудования, формирующий коническую струю.

Особенностью разработки является сохранение постоянной площади свободного сечения для прохода воздуха между внутренним и внешним конусами, а само сечение по длине представляет собой конфузор, что уменьшает срыв потока с поверхностей проточной части устройства и генерацию шума.

Еще одной из причин повышенного шумообразования, общей для практически всех приточных устройств, является несовершенное условие подвода воздуха к воздухораспределителю.

Если воздуховод, соединяющий воздухораспределитель с магистральным участком сети, достаточно короток (меньше или равен четырем калибрам), воздушный поток после разветвления не успевает выровняться, и на входе в воздухораспределитель будет наблюдаться значительный перекос эпюры скоростей.

Локальная скорость по сечению может быть много выше (или ниже) средней расчетной скорости. В этом случае та часть воздухораспределителя, которая подпадает под воздействие повышенной скорости, будет генерировать больший шум, чем если бы скорость была расчетной.

Превышение может составить 6–13 дБА, в зависимости от величины расчетной скорости. Такую же картину можно наблюдать, когда поперечное сечение воздухораспределителя больше сечения подводящего воздуховода.

Пожалуй, единственное средство борьбы с таким явлением – это расширительные, или, что то же самое, статические камеры, устанавливаемые между воздуховодом и воздухораспределителем и обеспечивающие равномерный подвод воздушного потока к последнему.

Таким образом, оптимальная конструкция воздухораспределителя должна обладать рядом конструктивных особенностей, ведущих к уменьшению срыва потока в проточной части.

К таким особенностям относятся применение хорошо обтекаемых профилей, сохранение, если это не связано с конструктивными особенностями или конкретными задачами, постоянными проходных сечений по длине проточной части, использование осесимметричных сопел.

Кроме этого, на входе в воздухораспределитель желательно устанавливать камеру статического давления для обеспечения равномерного входа воздуха в устройство.

Литература

2. Поз М. Я., Кац Р. Д., Лесков Э. А., Лешко М. Ю. Исследования аэродинамических и акустических характеристик высокоскоростных воздуховыпускных устройств в системах вентиляции и кондиционирования воздуха // Водоснабжение и санитарная техника. 1980. № 3. С. 26–28.

3. Тарнопольский М. Д., Салихов А. А., Гомберг С. Л., Алесковский В. Н., Лесков Э. А., Лешко М. Ю. Воздухораспределители спортивного комплекса «Олимпийский» // Водоснабжение и санитарная техника, 1983. № 4. С. 17–19.

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%.