Методы снижения аэродинамического шума вентиляционных систем Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ингредиентов композиции и регулированием технологического регламента изготовления получим МКЭ, обеспечивающие работу в режиме саморегулирования. При работе в этом режиме в отдельных случаях необходимо устанавливать терморегулирующие устройства. Список использованной литературы:

1. Быстрицкий Г.Ф. Основы электротехники. Учебное пособие для студентов электротехнических вузов. 2-е изд. испр. и дополн. - М., 2011. - 357 с.

2. Гордеев А.С., Огородников Д.Д., Юдаев И.В. Энергосбережение в сельском хозяйстве. Уч. пособие по направлению "Агроинженерия".-СПб., 2014.- 400 с.

© Гергокаев Д.А., Чапаев А.Б., 2015

УДК 697.922

Гетия Игорь Георгиевич, к.т.н., профессор, Зав.кафедрой, Московский государственный университет информационных технологий,

радиотехники и электроники, е-mail: igor.getiya@bk.ru

МЕТОДЫ СНИЖЕНИЯ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО ШУМА ВЕНТИЛЯЦИОННЫХ СИСТЕМ

Аннотация

Рассмотрены наиболее интенсивные звукоизлучатели аэродинамического шума вентиляционных систем в помещениях, обслуживаемых вентиляционной установкой.

Ключевые слова Система вентиляции, аэродинамический шум, звуковая мощность.

Вентиляторы, как наиболее интенсивные звукоизлучатели, входящие в состав систем жизнеобеспечения, вносят существенный вклад в общее шумоизлучение производственного оборудования и систем жизнеобеспечения [1, с.23; 2, с.29; 3, с.153; 4, с.64].

Связь между уровнями Р о , Р вс и Р наг для центробежных вентиляторов [5, с.24; 6, с.44]:

\2 /

(m +1) (m +1) п 1

У "С Р -Р in|fy > • (1)

Р = Р - -; Р = Рп - 101г

вс 0 © . ' наг 0 О .

4т 4т

вс наг

где m вс - отношение площади стенки корпуса вентилятора к площади проходного сечения воздухоприемного патрубка, который расположен на этой стенке; m наг - отношение наибольшей площади поперечного сечения корпуса вентилятора к площади нагнетательного отверстия; Р0 - начальные уровни звуковой мощности аэродинамического шума, который имеет место внутри корпуса вентилятора, дБ, Рвс и Рнаг - октавные уровни звуковой мощности аэродинамического шума, излучаемого вентилятором соответственно в трубопроводы со стороны всасывания и нагнетания (определяют интенсивность шума в помещениях, обслуживаемых вентиляционной установкой), дБ.

Звуковая мощность W, Вт, аэродинамического шума вихревого происхождения может быть представлена следующим образом

V = КрVгБ2, (2)

с" в в

где К - безразмерный параметр, зависящий от конструктивных особенностей вентилятора, чисел Рейнольдса и Маха; р - плотность воздуха, кг/м3; с - скорость звука в воздухе, м/с; Dв - наружный диаметр

_МЕЖДУНАРОДНЫЙ НАУЧНЫЙ ЖУРНАЛ «СИМВОЛ НАУКИ» №12/2015 ISSN 2410-700Х_

рабочего колеса вентилятора, м; 0в= Л D^b /60 - максимальная окружная скорость колеса, м/с; X и у -

частотные характеристики показатели степени, причем у = X + 3; Пв - частота вращения, об/ мин. Тогда на основании уравнения (2) получаем

W - п , ч

P0 = 10lg — = L + 10у lg^ + 10(у + 2) lg De, (3)

где Wö = 10-12 Вт - пороговое значение звуковой мощности;

L = 10 lg Крл - отвлеченный уровень шума, излучаемой вентилятором при Db = 1 м и Пв = 1 об/сек. W0ca

Связь между октавными уровнями звуковой мощности Ро и параметрами вентилятора (производительностью Q, м 3/ч, и полным давлением H, кгс/м2 ) выражается следующими зависимостями:

1 _ 1 1

9,81pH ^ ' 4

D = 1Ш2 30{лд

H

1 2; (4)

9,81pH

Ра = 1 + 101ё д + 5(у-1) ^ Н - 35, (5)

где Q и Н - соответственно коэффициенты производительности и давления, Ь - критерий шумности.

Линейная (при логарифмическом масштабе вдоль горизонтальной оси) зависимость Ь от частоты аналитически представляется эмпирической формулой:

1 = 140 - 301ё /, (6)

Тогда выражение (5) можно записать в следующем виде:

Ро = 101вд + 5(у- 1) 1вН- 301в / +105 . (7)

При отсутствии конструктивных данных о корпусе центробежного вентилятора можно воспользоваться следующими формулами:

Ра - Ро = 101в д + 5(у-1) 1в Н - 301ё / +105, (8)

Рс -101в д + 5(у -1) Н - 301ё/ +100, (9)

Связь между октавными уровнями звуковой мощности Ро и параметрами вентилятора (производительностью Q, м 3/ч, и полным давлением Н, кгс/м2 ) выражается следующими зависимостями:

D=1 (Q

30 Л

9,81pH

H

H

9,81pH

(10)

Р0 = 1 + 101вд + 5(у- 1)1вН-35, (11)

где Q и Н - соответственно коэффициенты производительности и давления, Ь - критерий шумности.

Линейная (при логарифмическом масштабе вдоль горизонтальной оси) зависимость Ь от частоты аналитически представляется эмпирической формулой:

1=140 - 30^ /, (12)

Тогда выражение (5) можно записать в следующем виде:

Р0 = 101в д + 5(у-1) 1в Н- 301в / + 105 . (13) При отсутствии конструктивных данных о корпусе центробежного вентилятора можно воспользоваться следующими формулами:

Рнаг - Р0 = 101в д + 5(у-1) Н - 301ё / +105, (14)

Рс - 101в д + 5(у-1) 1в Н - 301в / +100, (15)

v =

4

2

v =

Рисунок 1 - Октавные уровни звукового давления при различной скорости в воздуховоде: а) 2 м/сек; б) 5 м/сек; в) 10 м/сек , излучаемые: 1- вентилятором, подающим воздух в помещение; 2 - путевой арматурой; 3 - концевыми и воздухораспределительными устройствами.

Для центробежных вентиляторов, где не предусмотрены меры по устранению шума от неоднородности потока, в октавной полосе, на которую приходится частота fz = Пв 7/60 (7 - число лопаток рабочего колеса), можно считать, что Рнаг~ Рвс +5, а критерий шумности следует увеличивать в среднем на 10 дБ. В лабораторных условиях были проведены акустические испытания центробежного вентилятора, имеющего следующие характеристики: объемный расход Q = 950 м3/ч, полное давление (напор) вентилятора Н = 2200 Па, (220 кГс/м2) число оборотов электродвигателя п = 3000 об/мин, (мощность двигателя N = 1,1 Квт); число лопаток вентилятора z = 12 (лопатки загнуты назад), диаметр рабочего колеса Dк = 340 мм, диаметр всасывающего отверстия 120 мм, а размеры выходного фланца вентилятора 125x125 мм.

На ПЭВМ (рис.1) по вышеприведенным формулам и номограммам был рассчитан шум в вентилируемых помещениях, который обусловлен вентилятором со следующими характеристиками: объемный расход Q = 950 м3/ч; полное давление (напор) вентилятора Н = 2200 Па (220 кГс/м2); число оборотов электродвигателя п = 3000 об/мин; число лопаток вентилятора z =12 (лопатки загнуты назад); диаметр рабочего колеса Dк = 340 мм, диаметр всасывающего отверстия -120 мм, размеры выходного фланца вентилятора - 125x125 (мм); размеры вентилируемого помещения: DxWxH = 8x3x4,5 (м), в качестве концевых воздухораспределительных устройств рассматривался дисковый плафон.

Таким образом, было выявлено, что с увеличением скорости движения воздуха в воздуховодах системы вентиляции существенно изменяются составляющие шума от путевой арматуры и концевых воздухораспределительных устройств, тогда как шум, излучаемый вентилятором, подающим воздух в рассматриваемое помещение, остается практически неизменным, а звукоизолирующие кожухи, полностью закрывающих наиболее шумные агрегаты, например, вентиляторы, позволяют снизить шум в спектре на 15...18 дБ. Список использованной литературы:

1. Сажин Б.С., Кочетов О.С., Сошенко М.В., Демина Е.С. Методика снижения шума устройств для пневмопереплетения комплексных нитей // Тезисы доклада на Международной НК "Текстиль, одежда, обувь: дизайн и производство". Витебск, ВГТУ, 2002.-98 с. С. 21-25.

2. Сажин Б.С., Кочетов О.С., Сошенко М.В., Рыжманова И.А. Методика расчета акустических параметров вентиляционных систем предприятий текстильной промышленности// Тезисы доклада на Международной НК "Текстиль, одежда, обувь: дизайн и производство". Витебск, ВГТУ, 2002.-98 с. С. 26-30.

3. Кочетов О С., Гетия И.Г., Гетия С.И., Леонтьева И.Н. Параметры аэродинамического шума вентиляционных систем// Техника и технологии: Пути инновационного развития [Текст]: Сборник научных трудов 4-ой Международной научно-практической конференции (30 июня 2014 г.)/ редкол.:Горохов А.А. (отв.Ред.);Юго-Зап.гос.ун-т.Курск, 2014.-271с., С. 151-156.

4. Кочетов О С., Гетия И.Г. Выбор оптимальных параметров микроклимата рабочей зоны// Материали за 10-а международна научна практична конференция, «Найновите постижения на европейската наука», - 2014. Том 21. Технологии. София. «Бял ГРАД-БГ» ООД - 80 стр. С.62-66.

5.Кочетов ОС., Булаев В.А., Гапоненко А.В. Расчет эффективности снижения аэродинамического шума вентиляционных систем // Роль науки в развитии общества: сборник статей Международной научно-практической конференции (13 декабря 2014 г., г.Уфа).- Уфа: РИО МЦИИ ОМЕГА САЙНС, 2014.-158 с. С. 21-25.

6.Кочетов О С., Сошенко М.В., Щербаков А.А. Методика расчета снижения шума в производственных помещениях текстильной отрасли // Общество, наука, инновации: сборник статей Международной научно-практической конференции (15 декабря 2014 г., г.Уфа). в 2ч.Ч.2./ - Уфа: Аэтерна, 2014.-376 с. С. 41-45.

© Гетия И.Г., 2015

УДК 629.113.04:621.4

Ермаков Виктор Васильевич

к.т.н., профессор, ТГУ г. Тольятти, РФ E-mail: ateoevv@mail.ru Пионтковская Светлана Артуровна к.т.н., доцент, КАИ, г. Казань, РФ Piontkovskaia@rambler.ru

ПОВЫШЕНИЕ БЫСТРОДЕЙСТВИЯ ЭЛЕКТРОМАГНИТНОЙ ФОРСУНКИ

Аннотация

Статья посвящена разработке электромагнитной форсунки, имеющей повышенное быстродействие. Конструкция форсунки, имеет дополнительную поляризующую обмотку, позволяющую уменьшить время открытия и закрытия за счет увеличения усилия, развиваемого электромагнитом. Учитывая, что системы ЭСУД являются массовой продукцией, задача разработки форсунки подачи топлива является весьма актуальной.

Ключевые слова

Электромагнитная форсунка, быстродействие, управляющая и поляризующая обмотки,

управление обмотками.

Современные автомобильные двигатели внутреннего сгорания (ДВС) характеризуются работой при относительно высоких частотах вращения коленвала двигателя. При этом на совершение процессов рабочего