Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследования 12
1.1. Особенности вакуумных систем ВДЦМ на базе водокольцевых генераторов вакуума 12
1.2. Типы водокольцевых генераторов вакуума вакуумных систем БЩЩ 13
1.3. Обзор и анализ теоретических исследований водо кольцевых генераторов вакуума 19
1.4. Обзор экспериментальных исследований водокольцевых генераторов вакуума 34
1.5. Постановка задачи настоящего исследования 43
Глава 2. Описание экспериментальной установки и методики исследования водокольцевых генераторов вакуума 45
2.1. Описание экспериментальной установки 45
2.2. Методика проведения экспериментов 51
2.3. Методика обработки экспериментальных данных 54
2.4. Оценка погрешностей эксперимента 56
Глава 3. Результаты экспешментальных исследований
3.1. Определение оптимальных расходов воды 61
3.2. Определение давлений в рабочих ячейках колеса и на корпусе компрессора 68
3.3. Определение полей скоростей потока в безлопа точной области при оптимальных расходах подпиточной воды 72
3.4. Определение полей скоростей потока в безлопаточной области при различных расходах жидкости на подпитку 77
3.5. Определение формы внутренней поверхности жидкостного кольца 80
3.6. Определение отдельных составляющих затрат энергии, подводимой к ВВК 85
3.7. Выводы по результатам экспериментальных исследований 88
Глава 4. Разработка способов уменьшения влияния мертвого объема с целью повышения эффективности ВВК
4.1. Способы повышения производительности ВВК 91
4.2. Теоретическое обоснование принципа действия предложенной схемы 92
4.2.1. Определение расхода, давления в системе и времени перепуска газа 92
4.2.2. Метод расчёта дополнительной площади нагнетательного окна при работе ВВК с перепускным каналом 97
4.3. Экспериментальная проверка предложенных мероприятий и методов их расчёта 102
4.4. Выводы 110
Глава 5. Разработка способов снижения потерь энергии в водяном кольце
5.1. Теоретическое исследование движения водяного кольца в ВВК 111
5.1.1. Кинематика водяного кольца в безлопаточной области 111
5.1.2. Анализ причин завихренности потока в безлопаточной области 117
5.1.3. Кинематика потока на входе в рабочее колесо и в пределах рабочих ячеек 122
5.2. Способы снижения гидродинамических потерь в без лопаточной области 129
5.3. Экспериментальная проверка предложенных мероприятий по стабилизации потока 132
5.4. Возможные пути дальнейшего снижения гидродинамических потерь в рабочем колесе и на корпусе компрессора 135
5.5. Выводы 138
Заключение 139
Литература 141
Приложение 152
- Типы водокольцевых генераторов вакуума вакуумных систем БЩЩ
- Методика обработки экспериментальных данных
- Определение полей скоростей потока в безлопа точной области при оптимальных расходах подпиточной воды
- Теоретическое обоснование принципа действия предложенной схемы
Введение к работе
Основные направления экономического и социального развития СССР на 1981 - 1985 годы и на период до 1990 года, утвержденные ХХУІ съездом КПСС, предусматривают "обеспечить в 1985 году по сравнению с 1980 годом экономию топливно-энергетических ресурсов в народном хозяйстве в количестве 160 - 170 млн тонн условного топлива, в том числе 60-70 млн тонн за счёт уменьшения норм расхода" [2]. В речи Генерального секретаря ЦК КПСС Ю.В.Андропова на ноябрьском (1982 г.) Пленуме ЦК КПСС подчеркивалось, что "очень важно по-хозяйски использовать уголь, природный газ, нефть, нефтепродукты, тепловую и электрическую энергию" на основе "широкого внедрения энергосберегающих техники и технологии" [I].
В целлюлозно-бумажной промышленности к числу наиболее энергоемкого оборудования относятся бумаго- и картоноделательные машины (БКДМ). Одним из основных узлов БКДМ, в значительной степени определяющим надежность работы и качество выпускаемой продукции, является вакуумная система, которая служит для интенсификации процесса обезвоживания бумажного полотна на сеточной и прессовой частях [51, 66].
В связи со значительным увеличением производительности БКДМ за счёт увеличения ширины и скорости движения бумажного полотна, а также усложнения конструкций указанных частей машины, резко возросла мощность, потребляемая вакуумной системой [37, 88]. Так, на некоторых современных ШЩ она достигает 3000 - 4000 кВт и приближается к мощности, необходимой для привода самой машины. При этом удельные затраты мощности составляют 150 - 250 кВт.ч на тонну вырабатываемой продукции. Поэтому, решая задачу снижения затрат энергии на единицу выпускаемой продукции, необходимо обратить должное внимание на совершенствование наиболее энергоемкой части вакуумной системы, а именно, на повышение эффективности генераторов вакуума.
В настоящее время в качестве генераторов вакуума используются: на крупных бумаго- и картоноделательных машинах - центробежные компрессоры (ЦВК) ВК-700 , ВК-ЮОО и фирмы SULZER ; на большинстве средних и малых ШЩ - водокольцевые компрессоры (ВВК) серии УНВ, ВВН, ДВВН, фирмы КЯ$Н и другие; меньшее распространение получили компрессоры ROOTS [88, 92, 100].
Представленные на рис.1 сравнительные характеристики ВВК и ЦВК позволяют выявить особенности работы этих компрессоров, как генераторов вакуума вакуумных систем БВДМ. Как видно из рисунка, при изменении сопротивления (проницаемости) бумажного полотна в диапазоне изменения характеристик зоны отсоса П - Ш, объемная производительность меняется по-разному у каждого типа машин. Так, если у центробежного компрессора небольшое изменение перепада давлений АР Ц&К приводит к существенному изменению расхода д цвк , то у водокольцевого компрессора практически во всем диапазоне изменения вакуума дР ььк расход д эдк практически не изменяется. Отличительной чертой ВВК является также постоянство потребляемой мощности независимо от режима работы компрессора. Мощность потребляемая ЦВК, зависит от режима работы, т.е. уменьшается с уменьшением производительности и наоборот.
Однако этот класс машин при работе в составе вакуумных систем ВКДМ требует тщательной очистки воздуха от капель влаги и от бумажных волокон, поскольку при их попадании в проточную часть происходит существенное снижение эффективности работы. При работе ЦБК требуется установка средств автоматического контроля и защиты, так как обрыв бумажного полотна может привести к значительному увеличению расхода воздуха из зоны отсоса и тем самым к перегрузке приводного электродвигателя [88]. Уменьшение расхода воздуха вследствие изменения качества бумажного полотна на сеточном столе требует установки противопомпажной защиты.
В то же время водокольцевые компрессоры и вакуумные системы на их базе обладают рядом неоспоримых преимуществ по сравнению с центробежными и другими типами компрессоров, а именно:
- высокой надежностью работы вакуумной системы, так как все зоны отсоса ЩЩ работают независимо друг от друга. ВВК обеспечивают стабильный вакуум без установки специальной автоматики для защиты электродвигателя от перегрузки;
- высокой надежностью и долговечностью машин, обусловленных простотой конструкции и отсутствием трущихся деталей в ВВК;
- процесс сжатия в них близок к изотермическому, как наиболее выгодному термодинамическому процессу;
- ВВК могут устойчиво работать с водо-воздушной средой (т.е. не требуют установки сложных водоотделительных систем), а также
с воздушной средой, содержащей мелкие и твердые фракции, без существенного изменения своих характеристик;
- ВВК не требуют создания сложных масляных систем;
- подача части воды, идущей на создание водяного кольца, во всасывающий патрубок приводит к конденсации паров паровоздушной смеси и тем самым увеличению производительности компрессора.
Учитывая вышеперечисленные достоинства и тот факт, что более 80 % существующих в стране бумаго- и картоноделательных машин укомплектованы водокольцевыми генераторами вакуума, работа по повышению их эффективности является черезвычайно важной.
Настоящая работа посвящена изучению работы ВВК в диапазоне низких и средних вакуумов, имеющих место в вакуумных системах БВДМ, с целью выявления источников потерь энергии при оптимальных режимных параметрах и разработки способов снижения этих потерь.
На основании полученных результатов предложен способ повышения эффективности ВВК путем перепуска воздуха из мертвого объема. Разработана методика расчёта основных характеристик системы перепуска и приближенная математическая модель кинематики водяного кольца, позволяющая установить причины потерь энергии в нем и определить зону установки стабилизирующих устройств.
Для водокольцевых генераторов вакуума серии ВВН применение предложенных мероприятий дает повышение производительности на 10 - 13 % и адиабатического КПД на 3 - 5 %.
Работа выполнялась в соответствии с координационным планом работ по проблеме 02.03 "Комплексное использование и воспроизводство лесных ресурсов на 1981 - 1985 г.г." а также по плану совместных работ организаций и предприятий Минлесбумпрома СССР и Минхиммаша по созданию нового оборудования для обеспечения вновь строящихся и реконструируемых предприятий, технического перевооружения ЦБП в 1981 - 1985 г.г. и на период до 1990 года, утвержденного Минхиммашем и Минлесбумпромом СССР.
Типы водокольцевых генераторов вакуума вакуумных систем БЩЩ
Принцип работы вакуумных водокольцевых компрессоров аналогичен работе поршневых машин. Роль поршня выполняет водяное кольцо, совершающее вращательное движение. Основными элементами водо-кольцевого компрессора являются корпус, обычно выполненный из чугуна, ротор, эксцентрично расположенный в корпусе, и торцевые крышки. При вращении рабочего колеса под действием центробежных сил водяное кольцо отжимается к корпусу, создавая на стороне всасывания замкнутые камеры, в которые через всасывающие окна поступает воздух. На стороне сжатия вода входит в камеры рабочего колеса, сжимает находящийся там воздух и выталкивает его через нагнетательные окна. Таким образом, всасывание и сжатие воздуха происходит за счёт изменения объема рабочих камер, в которых возвратно-поступательно двигаются водяные поршни, непрерывно связанные с вращающимся вокруг рабочего колеса водяным кольцом.
В настоящее время отечественной промышленностью и зарубежными фирмами производятся водокольцевые компрессоры, изготовленные по различным конструктивным схемам. Так, водокольцевой компрессор серии ВВН представляет собой однотактную машину, т.е. имеет цилиндрический корпус с одной зоной всасывания и нагнетания. Всасывающие и нагнетательные окна расположены на плоских торцевых крышках, причем их границы в радиальном направлении строго определяются размерами втулки рабочего колеса и формой внутренней поверхности водяного кольца. На рис.1.2 представлена конструктивная схема компрессора этой серии.
Современный вакуумный компрессор фирмы К5\ SH , также представляет собой однотактную машину, но, в отличие от компрессоров серии ВВН, всасывающие и нагнетательные окна располагаются на торцевых конусах. Такое расположение, по сравнению с плоскими торцевыми крышками, позволяет при прочих равных условиях примерно в 1,5 раза увеличить площади проходных сечений всасывающих и нагнетательных окон и тем самым снизить потери от дросселирования воздуха в этих элементах. На рис.1.3 представлена конструктивная схема компрессора фирмы ЯЛ$Й серии СЬ и торцевая крышка с конусом.
В водокольцевых компрессорах серии УНВ (рис. 1.4) подвод и отвод воздуха к рабочим камерам осуществляется также как у компрессоров фирмы КАЗН через окна, выполненные на торцевых конусах, однако корпус у машин этой серии имеет овальную форму и состоит из двух симметричных половин, на каждой из которых происходит процесс всасывания и нагнетания воздуха.
Во всех приведенных конструкциях компрессоров применяются лопатки загнутые вперед по ходу вращения рабочего колеса.
Для определения оптимальной конструктивной схемы водоколь цевых вакуумных компрессоров было проведено сравнение эффективности работы компрессоров, изготовленных по представленным конструктивным схемам. Фирма ЯЯ$Н представляет характеристики своих машин в виде графиков зависимостей объемной производительности и потребляемой мощности от развиваемого вакуума. Такие характеристики не дают представления об энергетическом совершенстве этих машин. Поэтому на основании фирменных данных путем пересчёта были получены энергетические характеристики, представляющие зависимости адиабатического и изотермического КПД от массовой производительности [37]. На рис.1.5 представлены исходные и пересчитанные характеристики водокольцевого компрессора CL -3003. Так максимальный адиабатический КПД этого компрессора составляет 0,5, а изотермический КОД 0,42. Для других машин серии CL значения адиабатического и изотермического КПД близки к значениям КПД компрессора CL -3003. Наибольший адиабатический и изотермический КПД имеет компрессор CL -4002 (0,6 и 0,5 соответственно\
Проведенные испытания водокольцевых компрессоров ВВН-3 Бес-соновского компрессорного завода и УНВ-01 Канского завода бумагоделательного оборудования показали, что максимальное значение адиабатического КПД ВВН-3 составляет 0,41, а УНВ-01 - 0,35 и изотермического КПД - 0,36 и 0,32. Эффективность работы других компрессоров этих серий находится примерно на таком же уровне [301
Сравнение эффективности ВВК показывает, что наиболее перспективной конструктивной схемой является схема однотактного компрессора с цилиндрической формой корпуса и расположением всасывающих и нагнетательных окон на торцевых конусах или цилиндрах.
Сравнивая однотактные компрессоры с верхним и нижним расположением камер сжатия, необходимо отметить, что в последнем случае силы давления, действующие на ротор, направлены вверх.
Методика обработки экспериментальных данных
Давление на входе в компрессор определялось из соотношения: Массовая производительность компрессора рассчитывалась по формуле: где cL - коэффициент расхода (определялся по табл.2 [50]); Ъ - поправочный множитель на расширение воздуха (табл.7 [50]); дРш- перепад статического давления на расходомерной шайбе в мм вод.ст.; р= р - плотность воздуха перед расходомерной шайбой, кг/м ; Рьх- давление воздуха на входе в измерительный участок,Па; Тьх - температура на входе в измерительный участок, К; Rs2&7-fV- газовая постоянная воздуха. Абсолютное давление на выходе из компрессора определялось по формуле: где дРа- избыточное давление в выходном патрубке. Степень повышения давления составляет: Адиабатический напор компрессора определяется по формуле где К - показатель адиабаты; Т - температура воздуха на входе в компрессор, К. Мощность при адиабатическом процессе сжатия где Gw - цена деления ваттметра; Кт - коэффициент трансформации (при подключении ваттметра через трансформатор тока); К - показания ваттметра. Мощность на валу электродвигателя (подведенная к компрессору) гДе э9 - КПД электродвигателя. При измерении мощности торсиометром где т - угол закрутки торсионного валика; JLT- тарировочный коэффициент. Адиабатический КПД компрессора рассчитывался по формуле Изотермический напор и КПД определялись по следующим формулам а ла Скорость течения воды в безлопаточной зоне определялась по уравнению Бернулли для потока несжимаемой среды где п - поправка на высоту столба жидкости в соединительном шланге от точки отбора до мановакууметра. На величину конечного результата экспериментальных измерений оказывает влияние ряд факторов: погрешность используемых приборов, несовершенство методики измерения, нестабильность-режима во время опыта, нестабильность атмосферных условий, ошибки самого экспериментатора и др. Ошибки измерения принято делить на систематические и случайные. К систематическим ошибкам относят такие, которые всегда получают на данной установке; они всегда имеют одну и ту же величину и в окончательный результат вносят одну и ту же погрешность.
Сюда относят ошибки приборов и ошибки методики измерений;. Случайные ошибки проявляются в так называемом разбросе экспериментальных данных. Это означает, что при неоднократном измерении одной и той же величины на одной и той же установке получаются несколько отличающиеся друг от друга значения. К случайным ошибкам относятся ошибки наблюдения (экспериментатора), ошибки от нестабильности режима и другие, не поддающиеся систематическому учету. Снижение влияния случайных ошибок добиваются путем многократных измерений. В пределе при бесконечном числе измерений относительный результат будет содержать лишь систематическую ошибку. Абсолютная случайная ошибка П измерений, называемая квадратичной, вычисляется по формуле: где WCp= —— - среднее арифметическое значение величины W . Анализ приведенной формулы показывает, что увеличение числа измерений до 5 сильно снижает величину случайной ошибки; с 5 до 10 - несколько менее; а например, с 20 до 30 - мало влияет на величину ошибки. Поэтому при проведении экспериментов, число повторных опытов ограничивалось 3-5 разами. В дальнейшем для оценки погрешности определяемых величин будем учитывать самые крупные составляющие ошибок: из разряда систематических - ошибку прибора, из разряда случайных - ошибку наблюдения.
При непосредственном однократном измерении теплофизической величины, например, давления, с помощью манометра, максимальная относительная погрешность полученного результата оценивается следующим образом: где дР - абсолютная погрешность однократного измерения давления; Р - значение давления; дРпр- ошибка прибора; ДРН«5П- ошибка наблюдения (при использовании шкальных приборов оценивается половиной цены деления); fp - класс точности манометра (максимальная ошибка прибора, выраженная в процентах от верхнего предела измерения - шкалы); Ртах - верхний предел измерения давления; dP - цена деления шкалы манометра. В процессе определения характеристик водокольцевого ком прессора использованы образцовые вакууметры с классом точности 0,4; V - образцовые водяные и ртутные дофюнометры с ценой деления I мм, лабораторные ртутные термометры с ценой деления 0,1С, ваттметры класса точности 0,5. Расходомерное устройство представляет собой диафрагму, выполненную и установленную согласно Правилам 28-64, что гарантирует величину максимальной погрешности измерения расхода воздуха & не более 1,5 %. В нашем случае часть искомых величин являются функциями других непосредственно измеряемых параметров
Определение полей скоростей потока в безлопа точной области при оптимальных расходах подпиточной воды
При изучении внутренних процессов в ВВК значительный интерес представляет исследование динамики водяного кольца в безлопаточной области. В компрессоре ВВН-3 траверсирование потока осуществлялось в радиальных сечениях З-З1 8 8V, отстоящих на одинаковом расстоянии от торцевых крышек (рис.3.6), при вакуумах на всасывании 0,03; 0,06 и 0,07 МПа.
В этих исследованиях определялось полное и статическое давление, а затем рассчитывалась скорость в рассматриваемых точках потока. Расходы воды на подпитку компрессора соответствовали оптимальным значениям и определялись по графикам на рис.3.4 и 3.5. Отсчёт величины погружения трубок полного и статического давления производился от корпуса ВВН-3.
На рис.3.8, 3.9, 3.10 представлены эпюры скоростей потока при указанных режимах работы. Из анализа приведенных эпюр скоростей можно сделать следующие выводы. Скорости движения водяного кольца при вакууме 0,03 МПа в зоне I ниже чем при вакуумах 0,06 и 0,07 МПа. Такое изменение скорости потока при более низких вакуумах можно объяснить снижением перепада давлений воздуха в ячейках рабочего колеса, перетекающего со стороны нагнетания на сторону всасывания.
Начиная с сечения 4-4 , наблюдается снижение скорости потока вблизи рабочего колеса. Особенно интенсивное падение скорости до значений ниже чем окружная скорость вращения концов рабочих лопаток, имеет место в сечении 5-5 . Так на расстоянии 20 мм от корпуса, скорость потока при Р & = 0,03 МПа составляет 15,4 м/с, а на расстоянии 29 мм снижается до 6 м/с. Аналогичным образом снижается скорость и при РІЬ « 0,06 МПа с 16,5 м/с до 8,9 м/с, при \ъ 0,07 МПа с 16,7 м/с до 11,5 м/с. Окружная скорость вращения рабочего колеса при п = 1450 об/мин составляет 11 = 14,9 м/с. Причина разрыва скорости потока и окружной скорости рабочего колеса может быть объяснена значительной завихренностью потока в этих сечениях.
На стороне сжатия, начиная с сечения 6-6 , происходит снижение скорости потока по всей ширине безлопаточной области, причем наиболее заметное снижение наблюдается вблизи корпуса компрессора. Такой характер движения потока приводит к утолщению жид» костного кольца, часть которого вместе с воздухом удаляется через нагнетательное окно. В сечениях 6« и 7-7 более интенсивное торможение происходит на низких вакуумах, что объясняется процессом пережатия газа в рабочих ячейках до соединения их с нагнетательным окном. В сечении 8-8 эпюры скоростей практически сливаются, что указывает на некоторое относительное увеличение скорости при работе ВВК на низких вакуумах за счёт выравнивания давлений в рабочих ячейках и нагнетательном окне.
На основании опытных данных была произведена оценка потерь энергии в жидкостном кольце на участке от сечения 3-3 до сечения 5-5 по уравнению моментов количества движения. Расход воды через сечение 5-5 определялся как сумма расхода через сечение 3-3 и расхода воды, поступающей из рабочего колеса на участке З -б . Сечение 5-5 делилось на ряд элементарных площадок а, б, в, г, д, ж, начиная от корпуса (рис.3.6), для которых по известным скоростям потока определялось изменение момента количества движения. Произведение момента на угловую частоту вращения дает затрачиваемую мощность. Выполненные расчёты показывают на значительные потери энергии потока воды у рабочего колеса. Так, в сечениях элементарных площадок"д"и"ж"эти потери составляют 0,76 кВт, а общие потери по всему сечению 5-5 равны 1,1 кВт.
Теоретическое обоснование принципа действия предложенной схемы
К числу расчётных величин, характеризующих эффективность работы системы перепуска воздуха, относятся расход перетекаемо-го газа из мертвого объема, устанавливаемое давление в системе и время, необходимое для полного перетока газа в зависимости от режима работы ВВК. Если обозначить через Ym мертвый объем рабочей ячейки в сечении 1-І (объем газа, оставшегося в рабочей ячейке при давлении Ргт\ ) и Ya объем рабочей ячейки в сечении П-П при давлении Ра , то давление, которое устанавливается в замкнутой системе перепуска при изотермическом процессе сжатия в ВВК ( Тт -Та), может быть определено по следующей формуле Для изотермического процесса dp=_RT и уравнение (4.2) можно привести к следующему виду Текущие значения давлений в данной системе объемов будут взаимно определяться, исходя из начальных условий и массы пере-текаемого воздуха.Так, одно и то же количество воздуха д т » вытекая из Vm и втекая в Yd , будет изменять давления в указанных объемах от Рт до Ртт и от Pd до Рат . где Gm и &а - исходные массы воздуха, находящегося в объемах Приравнивая правые части полученных соотношений (4.4) и (4.5) получим выражение для определения текущего значения давления в мертвом объеме Обозначая (& a)RT = д и Y = g, получим следующее уравнение
Объемный расход воздуха, перетекаемый через перепускной канал за время dt , можно определить из уравнения неразрывности Для решения полученного уравнения относительно t (времени требуемого для полного выравнивания давлений в объемах Ym и V« ), необходимо установить режим течения воздуха в перепускном канале. В случае, если канал будет иметь постоянное сечение f=cont t Р по всей длине и при отношении текущих значений давлений Рат J4» скорость воздуха в канале достигнет местной скорости звука (т.е. будет иметь место критический режим течения). Если -pjj-jf- JbKp скорость течения будет меньше скорости звука (режим докритичес кий). Для воздуха На рис.4.I приведен график изменения давления в системе объ емов Vm и Yi от времени t . Разделим промежуток времени, необходимый для полного выравнивания давлений, на два интервала: tKp - время перетекания воздуха, происходящее при звуковой скорости, taKp - время перетекания, происходящее при дозвуковой скорости. Изменение давлений в объеме Yd и перепускном канале для выделенных временных интервалов будет различно (области I и П, смотри рис.4.I). Так, в области І в выходном сечении канала устанавливается критическое давление, текущее значение которого определяется по следующей формуле Критический режим будет иметь место до того момента, пока возрастающее давление в объеме V не достигнет критического значения. На графике (рис.4Л) это давление отмечено как Ра кр (смотри точку 1),при этом в объеме Ym устанавливается давление Рт кр (СМОТРИ ТОЧКУ 2).
В области II, когда отношение давлений станет больше критического, режим истечения воздуха из канала будет дозвуковым, с непрерывно уменьшающейся скоростью истечения, равной нулю в точке 3. Решая совместно уравнения (4.7) и (4.10) можно определить давление в объеме V» до которого истечение воздуха из перепускного канала будет происходить при постоянной, критической скорости. С учетом вышеизложенного, интегрирование уравнения (4.9) необходимо производить отдельно для указанных областей I и II, со своими пределами интегрирования. Полагая процесс течения газа в канале адиабатическим, выразим текущее значение плотности Р і в перепускном канале по уравнению адиабаты -ріг — соп& или Подставим значение р из (4.13) в уравнение (4.9) и проинтегрируем полученное выражение в пределах от Рт до Рт кр. При докритическом режиме течения газа в перепускном канале скорость в выходном сечении переменная и определяется по формуле Определение времени перетекания воздуха при докритическом режиме может быть выполнено методом численного интегрирования следующего выражения Время протекания газа, определенное таким образом, должно сравниваться с временем совмещения торцевой площади рабочей ячейки с входной площадью перепускного канала.
