NO791957L

NO791957L - BLOW FITTING WITH LOW STOEY LEVEL

Info

Publication number: NO791957L
Application number: NO791957A
Authority: NO
Inventors: Hasse Bengt Folke Moss
Original assignee: Ingemanssons Ingenjorsbyra Ab
Priority date: 1978-06-14
Filing date: 1979-06-12
Publication date: 1979-12-17
Also published as: BE876956A; NL7904639A; GB2047574A; SE7806883L; SE8004994L; EP0016042A1; JPS55500443A; SE8305416D0; FI791890A; DK61980A; SE8305416L; IT7923541A0; WO1980000064A1; IT1121094B; SE451236B; DE2952876A1; GR68502B

Description

Blåseinnretning med lavt støynivåBlowing device with low noise level

I industrien benyttes blåseverktøy til flere formål. Det er vanlig å benytte trykkluftblåsing til rensing, f.eks. ved dreie- og freseoperasjoner. Luftblåsing benyttes også ved kjø-ling, oppvarming, tørking, transport av visse smådeler, f.eks. Blow tools are used in industry for several purposes. It is common to use compressed air for cleaning, e.g. during turning and milling operations. Air blowing is also used for cooling, heating, drying, transport of certain small parts, e.g.

i automatiske verktøymaskiner osv. Det kan også være aktuelt å benytte til blåsing en annen gass enn luft, f.eks. en beskytten-de gass ved sveiseoperasjoner. Støyen som frembringes av slike blåseverktøy er ofte så sterk at den når et nivå som kan være farlig for hørselen. in automatic machine tools, etc. It may also be appropriate to use a gas other than air for blowing, e.g. a protective gas during welding operations. The noise produced by such blowing tools is often so strong that it reaches a level that can be dangerous for hearing.

De fleste vanlige blåseinnretninger er stort sett utført som vist på fig. 1, som viser et lengdesnitt gjennom en blåseinnretning. Most common blowing devices are generally designed as shown in fig. 1, which shows a longitudinal section through a blowing device.

Gass tilføres innretningen gjennom en høytrykksslange eller et rør 2 som er koblet til en trykkgasskilde. Når blåseinnretningen skal benyttes, trykkes et håndtak 3 ned for forskyv-ning av en sleideventil 4, slik at gassen vil passere en passasje 5 i sleiden samt et forlengelsesrør 6 for å strømme ut gjennom rørmunnstykket 7. Gas is supplied to the device through a high-pressure hose or pipe 2 which is connected to a pressurized gas source. When the blowing device is to be used, a handle 3 is pressed down to displace a slide valve 4, so that the gas will pass a passage 5 in the slide as well as an extension pipe 6 to flow out through the pipe nozzle 7.

Når et gassformig medium tvinges til å strømme ut i omgivelsene på denne måte, vil den utstrømmende gass bringes opp i en hastighet som er avhengig av trykkforholdet mellom trykket på ut-siden, dvs. utenfor munnstykket, og trykket foran munnstykket. When a gaseous medium is forced to flow out into the surroundings in this way, the flowing gas will be brought up at a speed that depends on the pressure ratio between the pressure on the outside, i.e. outside the nozzle, and the pressure in front of the nozzle.

Hvis munnstykket ikke er utformet som en såkalt Laval-dyse, vil maksimal utstrømningshastighet oppnås ved det såkalte kritiske trykkforhold. Trykket foran munnstykket, ved hvilket det kritiske trykkforhold nås, er bestemt ved mottrykket etter munnstykket som igjen påvirkes av utstrømningen, dvs. hvilken grad gasstrømmen som forlater munnstykket, under sin bevegelse vil trenge i og blande seg med luften i omgivelsene. Jo større denne samstrømming blir, desto større må tilførselstrykket i høy-trykksslangen 2 bli for oppnåelse av det kritiske trykkforhold. If the nozzle is not designed as a so-called Laval nozzle, the maximum outflow velocity will be achieved at the so-called critical pressure ratio. The pressure in front of the nozzle, at which the critical pressure ratio is reached, is determined by the back pressure after the nozzle, which in turn is affected by the outflow, i.e. the degree to which the gas flow leaving the nozzle, during its movement, will penetrate and mix with the surrounding air. The greater this confluence becomes, the greater must be the supply pressure in the high-pressure hose 2 to achieve the critical pressure ratio.

Hvis blåseinnretningens indre er konstruert slik at trykk-tapene skal være minimale, dvs. at alle gasspassasjer foran dysen har vesentlig større tverrsnittsareal enn dysen 7, vil gasstrykket umiddelbart foran dysen være i det vesentlige det samme som trykket i gassen som tilføres røret eller slangen 2, f.eks. 6 til 8 If the interior of the blowing device is designed so that the pressure losses are minimal, i.e. that all gas passages in front of the nozzle have a significantly larger cross-sectional area than the nozzle 7, the gas pressure immediately in front of the nozzle will be essentially the same as the pressure in the gas supplied to the pipe or hose 2 , e.g. 6 to 8

bar. bar.

Gasstrykket etter ekspansjonen etter dysen er aldri lavere enn det kritiske p , dvs. ikke lavere enn 0,52 8 gange trykket umiddelbart foran gassutløpet. Således er gasstrykket etter ekspansjonen i slike innretninger vanligvis i det minste 3 bar. The gas pressure after the expansion after the nozzle is never lower than the critical p , i.e. not lower than 0.52 8 times the pressure immediately in front of the gas outlet. Thus, the gas pressure after expansion in such devices is usually at least 3 bar.

I slike tilfelle er det viktig at dysen har slike egenska-per at den kan tilveiebringe en samutstrømming som er tilstrekke-lig til at mottrykket etter dysen 7 bare svakt avviker fra trykket umiddelbart etter ekspansjonssonen, dvs. i kontraksjons sonen. Gass med et trykk p ville ellers møte et undertrykk og ekspandere på en eksplosiv måte og gasspartiklene ville akselerere side-veis, slik at et undertrykk ville dannes i gasstrålekjernen, hvilket igjen ville ha en bremsende virkning på gasspartiklene. Feno-menet ville gjenta seg periodisk, slik at en stående trykkbølge ville kunne dannes som ville forbruke energi fra gassen under det kritiske trykk under samtidig frembringelse av kraftig støy. Den effektive blåsekraft fra gasstrålen ville bli betraktelig redusert. In such cases, it is important that the nozzle has such properties that it can provide a co-flow which is sufficient so that the back pressure after the nozzle 7 deviates only slightly from the pressure immediately after the expansion zone, i.e. in the contraction zone. Gas with a pressure p would otherwise encounter a negative pressure and expand explosively and the gas particles would accelerate sideways, so that a negative pressure would form in the gas jet core, which in turn would have a braking effect on the gas particles. The phenomenon would repeat itself periodically, so that a standing pressure wave could be formed which would consume energy from the gas below the critical pressure while simultaneously producing loud noise. The effective blowing force from the gas jet would be considerably reduced.

Ved et forutbestemt trykk på oppstrømssiden av munnstykket vil det ikke oppnås noen reduksjon av blåsekraften, fordi samutstrømmingen vil økes. Dette forhold gjelder til tross for at utstrømningshastigheten og masseutstrømningen ville reduseres når underkritisk trykkforhold er til stede. Med andre ord inne-bærer dette at en forøket samutstrømming vil føre til at gasstrøm-men gjennom tilblanding av omgivende luft vil opprettholde eller øke sin totale, kinetiske energi, selv om ekspansjonsarbaidet i åpningen nedsettes. With a predetermined pressure on the upstream side of the nozzle, no reduction of the blowing force will be achieved, because the co-flow will be increased. This relationship applies despite the fact that the outflow rate and mass outflow would be reduced when subcritical pressure conditions are present. In other words, this means that an increased co-flow will cause the gas flow, through mixing of ambient air, to maintain or increase its total kinetic energy, even if the expansion work in the opening is reduced.

Når en gass forlater rørets 6 munnstykke 7 ved stor ut-strømningshastighet som nærmer seg lydhastigheten, vil det dannes kraftige hvirvler eller turbulensstrømninger når den utstrømmende gass blandes med den stasjonære, ytre luft eller gass. Denne turbulensvirkhing danner kraftig støy. Med forøket utstrømning kan turbulensen reduseres og dermed vil også støyen reduseres. When a gas leaves the nozzle 7 of the tube 6 at a high outflow velocity approaching the speed of sound, strong eddies or turbulence flows will form when the outflowing gas mixes with the stationary, external air or gas. This turbulence effect creates strong noise. With increased outflow, the turbulence can be reduced and thus the noise will also be reduced.

For ved et forutbestemt tilførselstrykk å kunne oppnå en begrensning av massestrømmen som oppnås ved en helt åpen ventil, må ventilens strømningsareal nedsettes. Hvis begrensningsgraden er slik at ventilens gjennomstrømningsareal er mindre enn 0,52 ganger munnstykkets gjennomstrømningsareal, vil strømningshastig-heten gjennom ventilen uavhengig av tilførselstrykket og mottrykket være i det minste 1,2 ganger større enn strømningshåstigheten ved munnstykket ved et gitt trykkforhold. Ved en slik begrensning av den art at strømningshåstigheten gjennom ventilen er større enn strømningshåstigheten som oppnås på grunn av trykkforholdet ved utløpet, vil støydannelsen i ventilen være større enn støydannelsen ved munnstykket. In order to be able to achieve a limitation of the mass flow that is achieved with a fully open valve at a predetermined supply pressure, the valve's flow area must be reduced. If the degree of restriction is such that the valve's flow-through area is less than 0.52 times the nozzle's flow-through area, the flow rate through the valve will be at least 1.2 times greater than the flow rate at the nozzle at a given pressure ratio, regardless of the supply pressure and back pressure. In the case of such a limitation that the flow velocity through the valve is greater than the flow velocity that is achieved due to the pressure ratio at the outlet, the noise generation in the valve will be greater than the noise generation at the nozzle.

Videre må nevnes at støy som.dannes ved dé to støykilder, sjelden har samme frekvenssammensetning. Hvis ventilinnretningen er anordnet i en mindre avstand enn noen få meter fra munnstykket, vil den akustiske motstand være så liten at støyenergien vil spres ut i omgivelsene rundt selve munnstykket, slik at støyenergien dannet ved ventilen helt eller delvis bestemmer støynivået rundt et blåseverktøy som er i drift. I hvilken grad denne tilstand vil opptre, vil være avhengig av strømningshåstigheten ved munnstykket. Hvis strømningstapene.i forlengelsesrøret 6 er små, vil strømningshåstigheten som i praksis oppnås ved munnstykket være bestemt ved strømningshåstigheten ved ventilen. Strømningshåstig-heten ved ventilen kan derfor være årsak til to støykilder som foruten at de kan adderes,hver for seg kan frembringe et høyere støynivå enn hva som er tilfelle når en redusert masseutstrømning . er nådd ved hjelp av nedsatt tilførselstrykk, f.eks. ved kompres-sorutstyret. It must also be mentioned that noise produced by the two noise sources rarely has the same frequency composition. If the valve device is arranged at a smaller distance than a few meters from the nozzle, the acoustic resistance will be so small that the noise energy will spread out into the surroundings around the nozzle itself, so that the noise energy generated at the valve fully or partially determines the noise level around a blowing tool that is in operation. The extent to which this condition will occur will depend on the flow velocity at the nozzle. If the flow losses in the extension pipe 6 are small, the flow rate that is practically achieved at the nozzle will be determined by the flow rate at the valve. The flow velocity at the valve can therefore be the cause of two noise sources which, apart from being additive, can each produce a higher noise level than what is the case when there is a reduced mass outflow. is reached by means of reduced supply pressure, e.g. at the compressor equipment.

Srøynivåøkningseffekten kan være 3 til 10 desibel (A) av-, hengig av reduksjonsgraden. Selv i de tilfelle hvor strømnings-arealet ved ventilen eller ved forbindelsen for verktøyet er stør-re enn strømningsarealet ved munnstykket, kan strømningshåstig-heten ved ventilen eller forbindelsen være indirekte årsak til økning av utstrømningshastigheten og dermed en kraftigere støy-dannelse sammenlignet med det tilfelle hvor ventilens gjennom-strømningsareal eller forbindelsens gjennomstrømningsareal er betydelig større enn utløpsarealet. Grunnen til dette er at i en strøm som passerer røret ved subsonisk hastighet og med tap, vil trykkfallet forårsake en reduksjon av det strømmende mediums tett-het og dermed en tilsvarende økning av strømmens hastighet-. For å oppnå en tilfredsstillende blåsekraft, dvs. for å kunne utføre mekanisk arbeide ved hjelp av et bestemt medium, fortrinnsvis luft, trenges at massestrømmen har en slik størrelse at mediets hastighet i blåseverktøyet som har praktisk brukbare dimensjoner, vil bli ekstremt stor. Ved forbindelsen mellom tilførselslednin-gen og verktøyet og spesielt ved reguleringsinnretningen for gass-mediet som vanligvis kreves og i den etterfølgende utløpspassasje vil det opptre lokalt kraftige hastighetsendringer. Den derved frembragte turbulens vil på den ene side påvirke strømmen i verk-tøyet og på den andre side i selve utløpet og endelig også etter at gassen eller luften har forlatt blåseverktøyet. Turbulensen utenfor dysen vil bli enda sterkere og dermed også støyen. The emission level increase effect can be 3 to 10 decibels (A), depending on the degree of reduction. Even in cases where the flow area at the valve or at the connection for the tool is larger than the flow area at the nozzle, the flow velocity at the valve or connection can be an indirect cause of an increase in the outflow velocity and thus a stronger noise generation compared to that case where the valve's flow-through area or the connection's flow-through area is significantly larger than the outlet area. The reason for this is that in a flow that passes the pipe at subsonic speed and with losses, the pressure drop will cause a reduction in the density of the flowing medium and thus a corresponding increase in the speed of the flow. In order to achieve a satisfactory blowing force, i.e. to be able to perform mechanical work using a specific medium, preferably air, it is necessary that the mass flow has such a magnitude that the speed of the medium in the blowing tool, which has practically usable dimensions, will be extremely large. At the connection between the supply line and the tool and especially at the regulation device for the gas medium which is usually required and in the subsequent outlet passage, local strong velocity changes will occur. The turbulence thus produced will on the one hand affect the flow in the tool and on the other hand in the outlet itself and finally also after the gas or air has left the blowing tool. The turbulence outside the nozzle will be even stronger and thus also the noise.

I tillegg til den .ulempe at turbulensen påvirker gass-strømmen og dermed virkningsgraden kan den også forårsake støy i selve verktøyet. Denne støy kan være like forstyrrende eller irriterende som den støy som dannes ved gassutløpe<*>t fra dysen, hvilket bl.a. skyldes differansene mellom sammensetningen av fre-kvensene i de to støytyper. ;Hensikten med denne oppfinnelse, er derfor å tilveiebringe en blåseinnretning med lavt støynivå, stor blåsekraft og stor mekanisk virkningsgrad. Blåseinnretningen tilveiebringer en strøm som kan styres kontinuerlig innenfor et vidt reguleringsområde. ;En blåseinnretning eller et blåseverktøy i samsvar med oppfinnelsen utmerker seg ved de i patentkravene angitte trekk. Med hensyn til strømningsegenskapene kan anordningen ifølge oppfinnelsen betraktes som en anordning med to rekker sammenkoblede dyser som er skilt ved et kammer. Ventilen utgjør en første innsnevring av gasspassasjen og endedysen utgjør den andre. Strøm-ningskanalen som er i forbindelse med disse innsnevringer, er så vid at det kan sees bort fra den kinetiske energi i kanalen, slik at kammeret etter den første innsnevring bevirker at den kinetiske energi forsvinner ved den første innsnevring. Ved den andre innsnevring, oppnås en tilstand som er ekvivalent med tilstanden i den strøm som passerer innsnevringen, men bare fra en beholder med et lavere trykk. ;Forbindelsen 8, ventilen 11,13 og dysen 17 av blåseinnretningen er utført med slike gjennomstrømningsarealer at med verktøyet i drift og ventilen helt åpen vil trykket i kammeret 16 være i det'minste 0,9 ganger trykket i den gass som mates til blåseinnretningen. ;Når ved et gitt matningstrykk gjennomstrømningsmeng-den av gass skal reduseres, dvs. når gjennomstrømningsarealet. av ventilen skal reduseres, vil ekspansjonsarbeidet i ventilåpningen forøkes. Gassens hastighet i ventilåpningen øker. I slike tilfelle er dét særlig viktig at nevnte kammer er anordnet i kombinasjon med en dyse som forårsaker et trykkfall, slik at energien som svarer til hastigheten av gassen ved den første innsnevrings-seksjon, dvs. ventilen, tvinges til å forsvinne før gassen når dysen. ;Da endedysen således er utformet for et betydelig trykk-tap ved innløpet av dysen, vil kammeret også virke som en trykk-utjevningssone og dermed redusere turbulensen som opptrer ved den første innsnevring. Endedysen er utført slik,at den vil tilveiebringe en kraftig samutstrømning av ytre gass. Derved vil gass-mediumstrømmen oppnå en større total massegjennomstrømning, men støydannelsen vil.nedsettes. ;For å redusere ytterligere risikoen for turbulensdannel-ser i blåseinnretningen som påvirker gasstrømmen etter endedysens munning, omfatter dysen et antall avlange gassutstrømningskanalér hvis gjennomstrømningsareal og også det totale gjennomstrømnings-areal er vesentlig mindre enn gjennomstrømningsarealet av kammeret . ;Da den kombinerte virkning av gasshastigheten gjennom utløpskanalene av dysen er betydelig større enn -hastigheten av gasstrømmen i kammeret og de respektive utløpskanaler har et lite gjennomstrømningsareal, vil den resterende gassturbulens eller hvirvling, hvis det er noen, i kammeret trekkes ut i en avlang gassboble, som raskt taper sin energi i samsvar med gassens hastighet. ;Det høyere mottrykk etter endedysen forårsaket ved den forøkede samutstrømning vil tillate at et høyere matningstrykk kan benyttes før en kritisk strømningshastighet opptrer i endedysen. Ventilens dimensjoner er slik at ved helt åpen ventil vil det kritiske trykkforhold over ventilen ikke kunne oppnås, inntil det kritiske overtrykk er nådd over endedysen. ;Fig. 2 til 10 på tegningene viser forskjellige utførelser av en innretning ifølge oppfinnelsen. Fig. 2 viser et lengdesnitt av en første utførelse, mens fig. 3 og 4 henholdsvis viser dysen i lengdesnitt og i enderiss. Fig. 5 og 6- svarer til fig. ;2, men viser innretningens ventil i halvt åpen og i helt åpen stilling. Fig. 7 og 8 viser lengdesnitt og enderiss av en annen utførelse, og fig. 9 og 10 tilsvarende riss av en tredje utførel-se av oppfinnelsen. ;En nippel 8 (fig. 2) for forbindelse med en tilførselsled-ning for trykkgass til verktøyet har en sentral kanal 9 med et tverrsnittsareal A. På nippelen 8 er det skrudd fast en første hylse 20 og på denne er det skrudd fast en annen hylse 21 som omgir et kammer 10, hvori verktøyets ventilenhet er anordnet. Gassen strømmer fra nippelen 8 til ventilenheten som har et sirkulært ventilsete 11 i kammeret 10. Et sirkulært ventillegeme 13 er festet til en reguleringsarm 12 og ventillegemet presses mot ventilsetet ved hjelp av en fjær 14. Ventilsetet har stor diameter, slik at strømningshåstigheten gjennom en helt åpen ventil vil bli liten og turbulensen etter ventilen tilsvarende redusert. Som nevnt vil støyen etter endedysen øke med økningen av turbulensen i gassen som når dysen. ;Etter ventilen er det anordnet en konisk eller tilspisset forlengelseshylse 15 som helt eller delvis er av gummi eller annet elastisk matériale og som omgir et sylindrisk kammer 16. I dette kammer som skiller ventilen fra utløpet av verktøyets endedyse 17 er det dannet en trykkstabiliseringssone som reduserer den innbyr-des avhengighet mellom virkningen fra ventildysen og endedysen. ;En forutsetning for dette er at kammerets 16 lengde er tilstrek-kelig stor dg at det minste gjennomstrømningsareal av kammeret er større enn og hensiktsmessig i det minste 1% gang og fortrinnsvis i det minste 2\ gang gjennomstrømningsarealet av ventilen 11,13 eller hvis sistnevntes areal er større enn gjennomstrømningsarea-let av innløpskanalen 9 og er tilsvarende, større enn det sistnevnte gjennomstrømningsareal. Videre bør det minste gjennom-strømningsareal av kammeret 16 være større, hensiktsmessig i det minste 2 ganger og fortrinnsvisvis i det minste 3 ganger, ,. enn summen av gjennomstrømningsarealene av utløpskanalene 30. Under innsnevringer som oppnås ved hjelp av ventilen, vil kammeret virke slik at den kinetiske energi som dannes ved den første innsnevring, dvs. ventilen, tilintetgjøres. Ved hjelp av endedysen oppnås en strømningstilstand som er ekvivalent med strømningstil-standen som ville vært til stede hvis strømningsreduksjonen hadde blitt oppnådd ved nedsettelse av tilførselstrykket foran blåseinnretningen, f.eks. i et kompressoranlegg hvorfra trykkmediet til-føres. Kammeret bør ha en lengde som er i det minste 5 ganger tverrsnittsdiameteren. Utløpsdysen eller endedysen 17 er anordnet etter kammeret 16. Reguleringsarmen 12 ender i en tapp som er ført inn i en boring 18 i dysen. Når man med hånd presser mot forlengelseshylsen 15 i sideretningen, forskyves ventilkonen 13 på skrå, slik at en mer eller mindre delvis åpning av ventilen tilveiebringes, som vist på fig. 5. ;Som følge av at reguleringsarmen 12 er sammenkoblet med endedysen 17, vil armen beholde sin konsentriske eller koaksiale stilling i kammeret selv om hylsen 15 er forskjøvet på skrå. Dette er viktig for å unngå turbulens rundt reguleringsarmen. ;Som følge av at reguleringsarmen 12 er sammenkoblet med ■ endedysen, unngås også akustisk resonans i form av stående lyd-bølger mellom kammerets 16 endevegger. På denne måte vil diffe-ranser i dynamisk trykk ved det bevegelige ventillegeme som er noe forskjøvet under gjennomstrømningen av gassen, ikke komme i resonans med de sterke akustiske trykkmaksima med den følge at de sterke skurrelyder som ofte oppstår i vannkraner,unngås. ;Endedysen 17 er rundsylindrisk og har nær sin omkrets en rekke ringformet anordnede, sylindriske kanaler 30 med mindre diameter d enn dysens munningsdiameter D. Plasseringen av kanalene nær omkretsen i kombinasjon med den koniske form av forlengelseshylsen sikrer en kraftig samutstrømning av gassen utenfor endedysen. Det kombinerte eller totale tverrsnittsareal av kanalene må være mindre enn alle gjennomstrømningsarealer i verktøyet, dvs. mindre enn gjennomstrømningsarealet A i kanalen 9, men også mindre enn gjennomstrømningsarealet. av ventilen når denne er helt åpen. Dette er viktig fordi kritisk strømning ikke må oppstå ;ved disse innsnevringer før kritisk strømning er oppstått i endedysen. For oppnåelse av effektiv samutstrømning skal kanalene ha en lengde L som er i det minste 10 ganger diameteren d. Derved vil det også dannes et lite stykke foran utløpet, dvs. innenfor den respektive utløpskanal en kontraksjonssone, dvs. en tverr-snittssone hvor gasstrømmen innsnevres for deretter å ekspandere adiabatisk, slik at ekspansjonsgraden av vedkommende luftstrøm vil være mer jevn enn i det tilfelle hvor innsnevringen opptrer noe utenfor, dvs. nedstrøms for utløpsstrømmen.' ;En halv kjeglevinkel a ifølge fig. 3 for yttermantelen;av dysen skal være under 20°, fortrinnsvis under 15°, f.eks. fra 4 til 10°. Mantelflaten 32 skal være glatt over det meste av ;sin lengde og i alle tilfelle fri for diskontinuiteter eller ru-het som vesentlig kunne påvirke samutstrømningen eller forårsake turbulens,og den skal slutte meget nær kanalene 30 ved dysens plane endeflate 33, som skal stort sett forløpe perpendikulært ;på senteraksen 31 for den kjegleformede mantelflate. Verktøyet ;er også utstyrt med innretninger for fast innstilling av en forutbestemt gåssgjennomstrømningsmengde.^ En slik innstilling kan sees på fig. 6. På en tapp 19 som er forbundet med ventillegemet 13, er det anordnet vinger 2 3 som kommer i inngrep med en skulder 22 på hylsen 20 når forlengelseshylsen 15 skrues i retning utover ;fra hylsen 20, slik at ventilen åpnes proporsjonalt med forlengel-seshylsens 15 skruebevegelse utover. ;r I et blåseverktøy med konvensjonell størrelse vil diameteren d for boringene 30 være mellom ca. 0,3 og 1,.5 mm og avstanden mellom boringenes sentre kan være i det minste to ganger bo-ringsdiameteren d. Boringenes senterakser er plassert på en sirkel med diameteren Dy som kan være større enn D-6d. En rekke med boringer kan også være anordnet på en sirkel med diameter Di som fortrinnsvis er større enn 2d. I dysens senter skal det ikke være noen boring som svarer til boringene 30. ;Det maksimale åpningstverrsnitt av ventilen 11,13 skal være større, hensiktsmessig i det minste 1,2 ganger større og fortrinnsvis, i det minste 1,5 ganger større enn det totale tverrsnittsareal av dysens utløp, dvs. summen av tverrsnittsarealene ;* dysens utløpskanaler. Når åpningstverrsnittet er mindre enn maksimumtverrsnittet av ventilen, kan dette utgjøre det smaleste tverrsnitt og forårsake støy. Da ventilsetet har stor omkrets>In addition to the disadvantage that the turbulence affects the gas flow and thus the efficiency, it can also cause noise in the tool itself. This noise can be just as disturbing or annoying as the noise produced by the gas outlet<*>t from the nozzle, which i.a. is due to the differences between the composition of the frequencies in the two types of noise. The purpose of this invention is therefore to provide a blowing device with a low noise level, high blowing power and high mechanical efficiency. The blowing device provides a current that can be controlled continuously within a wide regulation range. A blowing device or a blowing tool in accordance with the invention is distinguished by the features specified in the patent claims. With regard to the flow characteristics, the device according to the invention can be considered as a device with two rows of connected nozzles which are separated by a chamber. The valve forms a first narrowing of the gas passage and the end nozzle forms the second. The flow channel which is in connection with these narrowings is so wide that the kinetic energy in the channel can be disregarded, so that the chamber after the first narrowing causes the kinetic energy to disappear at the first narrowing. At the second constriction, a condition equivalent to that of the flow passing the constriction, but only from a container with a lower pressure, is obtained. The connection 8, the valve 11,13 and the nozzle 17 of the blowing device are made with such flow areas that with the tool in operation and the valve fully open, the pressure in the chamber 16 will be at least 0.9 times the pressure in the gas that is fed to the blowing device. ;When at a given supply pressure the flow-through quantity of gas is to be reduced, i.e. when the flow-through area. of the valve is to be reduced, the expansion work in the valve opening will be increased. The speed of the gas in the valve opening increases. In such cases, it is particularly important that said chamber is arranged in combination with a nozzle which causes a pressure drop, so that the energy corresponding to the speed of the gas at the first narrowing section, i.e. the valve, is forced to disappear before the gas reaches the nozzle . As the end nozzle is thus designed for a significant pressure loss at the inlet of the nozzle, the chamber will also act as a pressure equalization zone and thus reduce the turbulence that occurs at the first constriction. The end nozzle is designed so that it will provide a strong co-flow of external gas. Thereby, the gas-medium flow will achieve a greater total mass throughput, but the noise generation will be reduced. To further reduce the risk of turbulence formations in the blowing device affecting the gas flow after the mouth of the end nozzle, the nozzle comprises a number of elongated gas outflow channels whose flow area and also the total flow area is significantly smaller than the flow area of the chamber. ;Since the combined effect of the gas velocity through the outlet channels of the nozzle is significantly greater than the velocity of the gas flow in the chamber and the respective outlet channels have a small flow area, the remaining gas turbulence or eddy, if any, in the chamber will be drawn out into an elongated gas bubble , which quickly loses its energy in accordance with the velocity of the gas. The higher back pressure after the end nozzle caused by the increased co-flow will allow a higher feed pressure to be used before a critical flow rate occurs in the end nozzle. The dimensions of the valve are such that, with the valve fully open, the critical pressure ratio above the valve cannot be achieved, until the critical overpressure is reached above the end nozzle. Fig. 2 to 10 in the drawings show different embodiments of a device according to the invention. Fig. 2 shows a longitudinal section of a first embodiment, while Fig. 3 and 4 respectively show the nozzle in longitudinal section and in end view. Fig. 5 and 6 correspond to fig. ;2, but shows the device's valve in a half-open and fully open position. Fig. 7 and 8 show a longitudinal section and end view of another embodiment, and Fig. 9 and 10 corresponding drawings of a third embodiment of the invention. A nipple 8 (fig. 2) for connection with a supply line for compressed gas to the tool has a central channel 9 with a cross-sectional area A. A first sleeve 20 is screwed onto the nipple 8 and another is screwed onto this sleeve 21 which surrounds a chamber 10, in which the tool's valve unit is arranged. The gas flows from the nipple 8 to the valve unit which has a circular valve seat 11 in the chamber 10. A circular valve body 13 is attached to a control arm 12 and the valve body is pressed against the valve seat by means of a spring 14. The valve seat has a large diameter, so that the flow rate through a completely open valve will be small and the turbulence after the valve correspondingly reduced. As mentioned, the noise after the end nozzle will increase with the increase of the turbulence in the gas that reaches the nozzle. After the valve, a conical or pointed extension sleeve 15 is arranged which is wholly or partly made of rubber or other elastic material and which surrounds a cylindrical chamber 16. In this chamber which separates the valve from the outlet of the tool's end nozzle 17, a pressure stabilization zone is formed which reduces the mutual dependence between the action from the valve nozzle and the end nozzle. A prerequisite for this is that the length of the chamber 16 is sufficiently large and that the smallest flow area of the chamber is larger than and suitably at least 1% times and preferably at least 2\ times the flow area of the valve 11,13 or if the latter's area is larger than the flow-through area of the inlet channel 9 and is correspondingly larger than the latter flow-through area. Furthermore, the minimum flow-through area of the chamber 16 should be larger, suitably at least 2 times and preferably at least 3 times, ,. than the sum of the flow areas of the outlet channels 30. During constrictions achieved by means of the valve, the chamber will act in such a way that the kinetic energy generated by the first constriction, i.e. the valve, is destroyed. By means of the end nozzle, a flow condition is achieved which is equivalent to the flow condition which would have been present if the flow reduction had been achieved by reducing the supply pressure in front of the blowing device, e.g. in a compressor plant from which the pressure medium is supplied. The chamber should have a length that is at least 5 times the cross-sectional diameter. The outlet nozzle or end nozzle 17 is arranged after the chamber 16. The regulating arm 12 ends in a pin which is inserted into a bore 18 in the nozzle. When one presses with the hand against the extension sleeve 15 in the lateral direction, the valve cone 13 is displaced obliquely, so that a more or less partial opening of the valve is provided, as shown in fig. 5. As a result of the regulation arm 12 being connected to the end nozzle 17, the arm will retain its concentric or coaxial position in the chamber even if the sleeve 15 is displaced obliquely. This is important to avoid turbulence around the control arm. As a result of the control arm 12 being connected to the ■ end nozzle, acoustic resonance in the form of standing sound waves between the end walls of the chamber 16 is also avoided. In this way, differences in dynamic pressure at the movable valve body, which is somewhat displaced during the flow of the gas, will not resonate with the strong acoustic pressure maxima, with the result that the strong screeching noises that often occur in water taps are avoided. The end nozzle 17 is round-cylindrical and near its circumference has a series of annularly arranged, cylindrical channels 30 with a smaller diameter d than the nozzle's mouth diameter D. The location of the channels near the circumference in combination with the conical shape of the extension sleeve ensures a strong co-flow of the gas outside the end nozzle. The combined or total cross-sectional area of the channels must be smaller than all flow-through areas in the tool, i.e. smaller than the flow-through area A in the channel 9, but also smaller than the flow-through area. of the valve when it is fully open. This is important because critical flow must not occur at these constrictions before critical flow has occurred in the end nozzle. In order to achieve effective co-flow, the channels must have a length L that is at least 10 times the diameter d. Thereby, a small distance in front of the outlet will also be formed, i.e. within the respective outlet channel a contraction zone, i.e. a cross-sectional zone where the gas flow is narrowed to then expand adiabatically, so that the degree of expansion of the air flow in question will be more uniform than in the case where the constriction occurs somewhat outside, i.e. downstream of the outlet flow.' ;A half cone angle a according to fig. 3 for the outer jacket; of the nozzle must be below 20°, preferably below 15°, e.g. from 4 to 10°. The mantle surface 32 must be smooth over most of its length and in any case free from discontinuities or roughness that could significantly affect the co-flow or cause turbulence, and it must end very close to the channels 30 at the plane end surface 33 of the nozzle, which must mostly extend perpendicularly to the center axis 31 of the cone-shaped mantle surface. The tool is also equipped with devices for fixed setting of a predetermined gas flow rate. Such a setting can be seen in fig. 6. On a pin 19 which is connected to the valve body 13, there are arranged wings 2 3 which come into engagement with a shoulder 22 on the sleeve 20 when the extension sleeve 15 is screwed in the direction outwards from the sleeve 20, so that the valve is opened proportionally with the extension the screw movement of the sleeve 15 outwards. ;r In a blowing tool of conventional size, the diameter d for the bores 30 will be between approx. 0.3 and 1.5 mm and the distance between the centers of the bores can be at least twice the bore diameter d. The center axes of the bores are placed on a circle with a diameter Dy which can be greater than D-6d. A series of bores can also be arranged on a circle with diameter Di which is preferably greater than 2d. In the center of the nozzle there must be no bore corresponding to the bores 30. ;The maximum opening cross-section of the valve 11,13 must be larger, suitably at least 1.2 times larger and preferably, at least 1.5 times larger than the total cross-sectional area of the nozzle's outlet, i.e. the sum of the cross-sectional areas;* the nozzle's outlet channels. When the opening cross-section is smaller than the maximum cross-section of the valve, this can constitute the narrowest cross-section and cause noise. As the valve seat has a large circumference>

er avstanden mellom ventillegemet og ventilsetet meget liten .ved den sirkelbue hvor ventilen åpner, slik at støyen som dannes vil i det vesentlige ligge over det hørbare frekvensområde. Ventilen 11,13 av blåseverktøyet er derfor hensiktsmessig utført slik at når ventilåpningen har et gjennomstrømningsareal på omtrent 0,5 ganger det totale gjennomstrømningsareal av utløpsåpningene 30 i dysen, vil avstanden mellom det bevegelige ventillegeme og the distance between the valve body and the valve seat is very small at the circular arc where the valve opens, so that the noise produced will essentially lie above the audible frequency range. The valve 11,13 of the blowing tool is therefore suitably designed so that when the valve opening has a flow area of approximately 0.5 times the total flow area of the outlet openings 30 in the nozzle, the distance between the movable valve body and

ventilsetet ikke på noe sted overskride 0,2 mm og fortrinnsvis ikke overskride 0,1 mm. the valve seat does not exceed 0.2 mm anywhere and preferably does not exceed 0.1 mm.

For å unngå direkte hudkontakt mellom verktøyoperatørenTo avoid direct skin contact between the tool operator

og utløpsåpningene av kanalene 30 er dysen 17 utstyrt med et eller flere fremspring 40, fig. 7,8 og 41, fig. 9 og 10, som går ut fra dysens endeflate 33. Lengden M av disse fremspring er betydelig og i det minste 1,2 ganger, fortrinnsvis i det minste 2 ganger diameteren av de respektive utløpskanaler 30, og fremsprin-gene kan være plassert mellom kanalene 30 som vist på fig. 7 og 8. Alternativt kan et enkelt fremspring 41 væreNanordnet på midten av endeflaten 33 og omgitt av utløpsåpningene 30. Nevnte fremspring er utført slik at den ovenfor omtalte samutstrømning ikke vil and the outlet openings of the channels 30, the nozzle 17 is equipped with one or more protrusions 40, fig. 7,8 and 41, fig. 9 and 10, which extend from the end surface 33 of the nozzle. The length M of these projections is considerable and at least 1.2 times, preferably at least 2 times the diameter of the respective outlet channels 30, and the projections can be located between the channels 30 as shown in fig. 7 and 8. Alternatively, a single projection 41 can be arranged in the middle of the end surface 33 and surrounded by the outlet openings 30. Said projection is designed so that the above-mentioned co-flow will not

forstyrres merkbart og slik at støynivået ved dysens utløp ikke vil forøkes vesentlig. is disturbed noticeably and so that the noise level at the outlet of the nozzle will not increase significantly.

En prototype av anordningen ifølge oppfinnelsen utført i samsvar med det som er vist på fig. 2, har vært underkastet prak-tiske prøver og sammenlignet med flere såkalte stilleblåsende dyser som ' finnes på markedet og som har en kropp av porøst, sintret metall innsatt i utløpsrøret og også sammenlignet med flere andre konvensjonelle blåseverktøy. I alle tilfelle hadde de konvensjonelle verktøy større luftforbruk og laget betydelig sterkere støy samtidig som de hadde mindre blåsekraft enn verktøyet ifølge oppfinnelsen. A prototype of the device according to the invention made in accordance with what is shown in fig. 2, has been subjected to practical tests and compared with several so-called silent blowing nozzles which are available on the market and which have a body of porous, sintered metal inserted in the outlet pipe and also compared with several other conventional blowing tools. In all cases, the conventional tools had greater air consumption and made considerably stronger noise, while at the same time they had less blowing power than the tool according to the invention.

Også en sammenligning mellom et verktøy utført i samsvar med oppfinnelsen og et lignende verktøy utstyrt méd en radial krave rundt dysen med en ytterdiameter på 3D og en tykkelse på 0,5 mm festet på mantelen 32 i en avstand på .10 mm fra dysens 33 endeflate ga som resultat at verktøyet ifølge oppfinnelsen har lavere støynivå og større blåsekraft. Det samme resultat ble oppnådd ved sammenligning med et lignende verktøy bortsett fra at kanalene var fordelt ujevnt over tverrsnittsarealet og dysen og at vinkelen var 20°. Also a comparison between a tool made in accordance with the invention and a similar tool equipped with a radial collar around the nozzle with an outer diameter of 3D and a thickness of 0.5 mm fixed on the mantle 32 at a distance of .10 mm from the end face of the nozzle 33 resulted in the tool according to the invention having a lower noise level and greater blowing power. The same result was obtained when compared with a similar tool except that the channels were distributed unevenly over the cross-sectional area and nozzle and that the angle was 20°.

Oppfinnelsen er ikke begrenset til de utførelser som er omtalt ovenfor. Det er klart at forskjellge variasjoner kan fore-komme uten at man derved overskrider oppfinnelsens ramme. The invention is not limited to the embodiments mentioned above. It is clear that various variations can occur without thereby exceeding the scope of the invention.

Claims

1. Blow device, comprising a body part with a connection to gaseous fluid under pressure, an outflow nozzle for the fluid and a valve arranged between the fluid connection and the outlet nozzle and comprising an adjustable fluid passage that determines the flow rate of fluid through the device, characterized in that the nozzle is equipped with several outlet channels for the fluid <p> g that the flow-through area of the fluid passage in the valve when the latter is fully open is significantly larger than the sum of the flow-through areas of the outlet channel series.

2. Blow device according to claim 1, characterized in that the outlet nozzle has. largely circular in cross-section and comprises a number of outlet channels which are substantially evenly distributed in the circumferential direction of the nozzle and arranged close to the outer jacket surface of the nozzle.

3. Blowing device according to claim 2, characterized in that the outer casing surface of the outlet nozzle is substantially cone-shaped and almost everywhere forms an acute angle with the central axis of the nozzle seen in a plane through the central axis.

4. Blow device according to claim 1, 2 or 3, characterized in that an elongated, essentially cylindrical chamber is arranged between the nozzle and the valve and that the length of the chamber is at least five times the cross-sectional diameter of the chamber.

5. Blow device according to claim 4, characterized in that the chamber has a minimum flow area which is significantly larger than the sum of the flow areas of the nozzle's outlet channels.

6. Blow device according to one or more of the preceding claims, characterized in that the outlet channels of the nozzle have an essentially circular cross-section and a length that is at least 10 times the cross-sectional diameter.

7. Blow device according to one or more of the preceding claims, characterized in that the fluid passage through the valve has such a shape that it makes noise. which is formed in the valve, lies practically completely above the audible frequency range even with a relatively small opening of the valve.

8. Blowing device according to one or more of the preceding claims, characterized in that the valve comprises an essentially circular valve seat which, in combination with a corresponding valve body in the form of a fixed rotating body, forms an annular fluid passage, where the valve body is arranged to be displaced by using hand-actuated devices for opening or closing the annular fluid passage along part or the entire circumference of the same.

9. Blowing device according to claim 2 or 3, characterized in that the discharge nozzle on the outside is free of discontinuities and other formations that can prevent significant co-flow.. of. atmospheric air with the fluid flowing out of the nozzle.

10. Blowing device according to claim 9, characterized in that the outlet channels of the nozzle are designed so that the ratio between the back pressure formed by said co-flow immediately after the mouth of the outlet nozzle and the air pressure in front of said mouth does not reach the critical pressure ratio 0.528. before the latter air pressure is higher than 6 times the external atmospheric pressure.

11. Blowing device according to claim 4, characterized in that the chamber is limited by a manually bendable sleeve which connects the valve with the nozzle and is connected to the valve in such a way that the valve can be opened and closed by bending the sleeve sideways.

12. 'Blowing device according to claim 11, characterized in that the sleeve is designed to obtain a specific gas flow through the valve in that the sleeve can be displaced by screwing in relation to the part of the tool body that includes the connection for the compressed air.

13. Blow device according to claim 11 or 12, characterized in that the valve body is centrally connected to one end of an elongated, rigid part whose other end is centrally connected to the outlet nozzle.

14. Blowing device comprising an end surface in which several outlet channels for compressed air end, characterized by one or more protective devices projecting from the end surface ten to prevent direct skin contact between the operator of the device and the end face of the nozzle.

15. Blowing device according to claim 14> characterized in that the nozzle is equipped with several annularly arranged outlet channels which surround said protection device which is arranged centrally on the end surface in the form of a single projection.