Лекции - Гидравлические и аэродинамические машины
Подождите немного. Документ загружается.
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 11
Лекция № 5
Формы представления характеристик нагнетателей. Подобие
нагнетателей.
Используемые на практике характеристики лопастных нагнетателей строятся на основании
аэродинамических или гидродинамических испытаний. Обычно на одном графике одновременно
приводятся кривые напора Н (давления Р), мощности N и к.п.д. (рис. 5.1). Если приведены
характеристики, относящиеся к одному диаметру - одному типоразмеру нагнетателя (см. ниже), то
они называются индивидуальными. В ряде случаев индивидуальные характеристики представляются
для нескольких скоростей вращения (рис.5.2). При подборе нагнетателей наибольший интерес
представляют сводные характеристики, когда на одном графике представлены характеристики,
относящиеся к разным диаметрам определённого типа (рис.5.3).
Рис.5.1 Индивидуальные характеристики
центробежных нагнетателей Рис.5.2 Индивидуальная характе-
а) с лопатками, загнутыми вперёд ристика вентилятора В-Ц4-75-2.5
б) с лопатками, загнутыми назад
Приведенные на рис. 5.2 и 5.3 характеристики вентиляторов построены в координатах logP(logQ),
при таком построении форма кривых, относящихся к разным типоразмерам и скоростям вращения
становится одинаковой и эти кривые лишь смещены параллельно-поступательно в системе
координат.
Характеристики какого-либо нагнетателя могут быть вычислены по известным (на основании
испытаний) характеристикам другого нагнетателя (модели), если удовлетворяются условия подобия.
Во-первых, нагнетатели должны быть геометрически подобны, т.е. все размеры отнесенные к
диаметру рабочего колеса одного нагнетателя (относительные размеры), должны быть равны
относительным размерам другого.
Во-вторых, числа Рейнольдса Re для этих нагнетателей не должны отличаться настолько
существенно, что это отличие сказывается на величине к.п.д. (кинематическое подобие) Обычно
стремятся к тому, чтобы оба числа Рейнольдса находились в области автомодельности. Для
вентиляторов, например, число Рейнольдса для модели обычно обеспечивают не менее 310
6
. При
больших значениях числа Re оно уже не влияет на аэродинамические параметры вентилятора. В
принципе, влияние числа Re может быть учтено при определении характеристик.
Используя преобразованное уравнение Эйлера
),1(
2
2
2
2
ctg
u
c
g
u
H
r
T
и переходя к действительным напорам,
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 12
H = H
Т
-
H = H
Т
г
),1(
2
2
2
2
ctg
u
c
g
u
H
r
Г
(5.1)
Пусть для одной из подобных машин (модели) известны характеристики H
0
(Q
0
); N
0
(Q
0
) и
необходимо определить характеристики другой подобной машины H(Q) и N(Q).В подобных машинах
в сходственных точках наблюдается подобие треугольников скоростей (кинематическое подобие).
Тогда
02
02
2
2
)(
)(
u
c
u
c
r
r
,
и учитывая, что
60
2
2
nd
u
,
02
2
002
2
)()( d
d
n
n
c
c
r
r
;
)(
2020
22
02
2
0
bd
bd
c
c
Q
Q
r
r
;
20
2
20
2
d
d
b
b
;
)(
)(
)(
2
20
2
2
02
2
0
d
d
c
c
Q
Q
r
r
3
20
3
2
00
d
d
n
n
Q
Q
(5.2)
При сохранении подобия треугольников скоростей, имеем:
;
20
02
2
2
u
c
u
c
r
r
;
202
;
202
Сделав подобные выкладки (воспользовавшись уравнением 5.1), для напоров получим следующее
выражение:
;
2
0
2
2
0
2
2
02
2
2
0
d
d
n
n
u
u
H
H
(5.3)
Переходя к давлениям, получим:
;
2
0
2
2
0
2
00
d
d
n
n
P
P
(5.3')
Учитывая, что мощность N=PQ, можно получить формулу пересчета для мощности
;
5
0
5
3
0
3
00
d
d
n
n
N
N
(5.4)
Из формул пересчета следует, что для геометрически подобных машин и подобных режимов
работы следующие безразмерные комплексы есть величины постоянные:
.;;
2
2
3
2
2
22
2
2
const
du
N
const
du
Q
const
u
P
На практике обычно используют следующие безразмерные коэффициенты:
подачи
;
4
2
2
2
2
Fu
Q
u
d
Q
давления
;
2
2
2
u
P
мощности
.
2
3
2
Fu
N
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 13
Если теперь построить зависимости
(
);
(
) и
(
) то мы получим безразмерные
характеристики нагнетателя.
Выпускаемые заводами вентиляторы данного типа (например, Ц4-75 или Ц14-46) являются
геометрически подобными. Вентиляторы имеют определенные стандартные диаметры рабочих
колес, при этом образуется ряд диаметров (200, 250, 315 мм и т.д.) или, иначе говоря, ряд
типоразмеров данного типа. Понятно, что безразмерные характеристики являются общими для всех
типоразмеров данного типа.
Еще один параметр, общий для заданного типа нагнетателя - это удельная быстроходность:
.
4/32/1
PnQn
у
Этот параметр показывет, с какой частотой (об/мин) должно вращаться рабочее колесо
нагнетателя, чтобы при расходе 1 м
3
/с было обеспечено полное давление 1 Па.
Для насосов принят коэффициент быстроходности:
.65.3
4/32/1
HnQn
s
Рис. 5.3 Сводная характеристика вентиляторов типа В.Ц4-75
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 14
Лекция № 6
Работа нагнетателя в сети.
Характеристика нагнетателя определяет всю совокупность возможных режимов работы
нагнетателя. Но, если нагнетатель подсоединён к сети, то конкретный режим его работы (значения
параметров p-Q) определяется ещё и характеристикой сети. Последняя представляет собой
зависимость потерь давления в сети от расхода. Режим работы системы нагнетатель-сеть
определяется равенством создаваемого нагнетателем давления (напора) сопротивлению сети.
Потери давления в сети равны суммарным потерям на трение (потери по длине l) и на местные
сопротивления (с коэффициентами
) во всех её элементах:
.
22
2
2
j
j
i
i
i
i
c
c
d
l
p
Но, поскольку c=Q/F (см. уравнение 2.1*)
p = kQ
2
, (6.1)
где k – некоторая константа для данной сети.
Рассмотрим простейшую вентиляционную сеть, состоящую из одного участка воздуховода
постоянного сечения на входе в вентилятор и одного – на выходе (рис. 6.1). Полное давление P
п
(избыточное) на входе в систему из атмосферы равно 0 и далее по ходу движения воздуха падает на
величину потерь. Это падение давления пропорционально длине воздуховода
p
l, т.е. эпюра
полных давлений представляет собой наклонную прямую. Динамическое давление P
д
постоянно
(c=const). Поэтому эпюра статических давлений P
c
=P
п
-P
д
параллельна эпюре полных давлений.
Рис.6.1 Эпюры давлений в простейшей вентиляционной сети
В вентиляторе полное давление повышается на величину p (давление вентилятора),
становится положительным и далее, в связи с наличием потерь падает пропорционально длине. В
сечении выхода в атмосферу полное давление равно динамическому, а статическое равно 0.
Из рассмотрения эпюр следует, что давление вентилятора равно потерям давления в
воздуховодах плюс динамическое давление на выходе. Впрочем, последнее также может быть
отнесено к потерям, поскольку соответствующая кинетическая энергия безвозвратно рассеивается в
атмосфере.
Если вентилятор работает на всасывание и выдаёт воздух непосредственно в атмосферу, то на
преодоление гидравлических потерь идёт только часть давления – за исключением динамического
давления на выходе p
д.в.
: p
c
=p-p
д.в.
.
Это т.н. статическое давление вентилятора и именно оно должно приниматься во внимание при
подборе его на данную сеть.
Из формулы 6.1 следует, что для вентиляторов характеристика сети представляет собой
квадратичную параболу. Если наложить на неё характеристику вентилятора, то точка пересечения
графиков характеристики сети и характеристики вентилятора по давлению (она обычно называется
рабочей точкой) определяет параметры режима работы вентилятора на данную сеть (рис. 6.2).
По иному определяется характеристика сети для работающего на неё насоса. Если применить
уравнение Бернулли (2.4) для установки, схема которой показана на рис. 6.3 и предположить, что, как
это чаще всего бывает на практике, P
I
=P
II
=P
а
, то напор, который необходимо создать насосу, будет
составлять H=H
г
+
H, т.е. напор насоса идёт не только на преодоление гидравлических потерь
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 15
(
H), но и на подъём жидкости на высоту H
г
. Поскольку гидравлические потери, как и ранее,
пропорциональны Q
2
, характеристика сети для насосной установки будет иметь вид:
H=H
г
+ kQ
2
, (H
г
=z
2
-z
1
).
Рис.6.2 Нахождение рабочей точки для Рис. 6.3 Схема насосной установки
вентилятора
Теперь уже эту параболу надо совместить с характеристикой насоса для определения рабочей
точки (рис. 6.4).
Рис. 6.4 Нахождение рабочей точки Рис. 6.5 К исследованию устойчивости
для насоса системы нагнетатель-сеть
Следует заметить, что в установках с дымососами возникает ещё и гравитационное давление,
связанное с разностью плотностей газа в дымовой трубе и наружного воздуха p
е
– так называемая
самотяга, которая “помогает” вентилятору, и при определении характеристики сети вычитается из
потерь в газовом тракте
p = kQ
2
- p
е
.
Совмещение характеристик сети и нагнетателя позволяет также рассмотреть очень важный
вопрос об устойчивости работы системы нагнетатель-сеть.
В системах нагнетатель-сеть могут возникать периодические или случайные изменения
режимов работы (препятствия на выходе из сети, колебания скорости вращения двигателя и т.д.).
Если постоянный режим соответствует точке А (рис. 6.5), то в случае увеличения подачи
давление нагнетателя уменьшается, а сопротивление сети возростает. Это вызовет торможение
потока и возвращение режима в точку А. Здесь тангенс угла наклона характеристики сети больше
тангенса угла наклона характеристики нагнетателя. Такая система является устойчивой.
В точе В это условие не соблюдается и режим неустойчив. При таком сочетании форм
характеристик нагнетателя и сети снятие возбуждений не приводит к устойчивости режима, и в
системе остаются самопроизвольные колебания параметров. Такие автоколебания получили
наименование помпаж.
Возникновение этого явления в современных высокоскоростных установках представляет
большую опасность с точки зрения усталостного разрушения машин и трубопроводов, и поэтому
работа в условиях помпажа недопустима.
Характеристика
вентилятора по
давлению
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 16
Лекция № 7
Совместная работа нагнетателей
Необходимость в установке нескольких совместно работающих нагнетателей может возникнуть в
следующих случаях:
1) Производительность или давление установок в процессе эксплуатации требуют значительных
резких изменений.
2) Один нагнетатель не обеспечивает требуемый режим работы, а замена большим невозможна.
3) Требуется повысить надежность эксплуатации установки путем создания определенного
резерва (нестопроцентного).
Последовательная работа нагнетателей. При последовательном включении нагнетателей
перемещаемый поток сначала проходит через первый нагнетатель (по ходу движения потока), а
затем поступает на вход второго и т.д. Обычно в последовательную работу стараются включать не
более двух нагнетателей, причём, наиболее оптимальный вариант – включение в работу одинаковых
вентиляторов.
Пусть кривая 1 - характеристика первого нагнетателя, а кривая 2 – второго нагнетателя (рис.7.1).
Для построения суммарной характеристики установки, состоящей из двух последовательно
работающих нагнетателей, необходимо учесть, что в каждый конкретный момент времени подача
нагнетателей одинакова Q
1
=Q
2
, а общее давление равно сумме давлений обоих нагнетателей при
указанной подаче Р
1,2
=Р
1
+Р
2
.
Эффективность последовательного соединения нагнетателей существенно зависит от формы
характеристики сети. Из рис. 7.1 видно, что при пологой характеристике сети (кривая I) выигрыш в
подаче очень невелик, или вообще отсутствует. В то же время, при крутой характеристике (кривая II)
этот выигрыш существенен.
Рис. 7.1 Характеристики нагнетателей, Рис. 7.2 Характеристики нагнетателей,
работающих последовательно работающих параллельно
При параллельной работе нагнетателей (рис.7.2) через каждый из нагнетателей проходит свой
расход. При этом в системе обязательно должен быть хотя бы один участок, по которому проходит
общий расход.
Суммарная характеристика установки строится исходя из того, что давление в каждой из ветвей
одинаково Р
1
=Р
2
=Р
1,2
. Общая подача установки при работе двух машин равна сумме подач каждого
из нагнетателей Q
1,2
=Q
1
+Q
2
. В отличие от случая последовательной работы, в данном случае при
крутой характеристике сети II совместная работа нагнетателей явно нецелесообразна.
Если мы проведем горизонтальную прямую через точку пересечения характеристики сети с
суммарной характеристикой нагнетателей, то окажется, что она пересечет характеристику
нагнетателя 2 в области отрицательных подач, что означает движение жидкости в нем в обратном
направлении. Об участке характеристики, проведенном на рис.7.2 левее оси Р пунктиром, говорят,
что он находится во втором квадранте. В случае последовательной работы, показанном на рис.7.1,
при изменении характеристики сети I в сторону уменьшения сопротивления сети, нагнетатель 2
работает при отрицательном давлении или, иными словами, он оказывает сопротивление, которое
приходится преодолевать нагнетателю 1. Соответствующий участок характеристики, проведенный на
рис.7.1 пунктиром расположен в IV квадранте.
Необходимость в характеристиках нагнетателей во II и IV квадрантах возникает при
проектировании установок для совместной работы и некоторых других, встречающихся на практике
случаях.
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 17
Случаи нерасчетной характеристики сети.
В практике проектирования и эксплуатации вентиляционных, отопительных и других систем могут
возникать случаи, когда реальная характеристика сети отличается от расчетной.
а) сеть рассчитана с излишним запасом по давлению. В этом случае реальная характеристика
сети имеет более пологую форму (рис.7.3). Производительность оказывается выше расчетной Q>Q
р
.
Для определения соответствующих значений мощности и к.п.д. надо через рабочую точку (т.е. точку
пересечения кривой давления нагнетателя и характеристики сети) провести вертикальную линию до
пересечения с кривыми N(Q) и
(Q). При этом может оказаться, что N>N
р
и возникает опасность
перегрузки двигателя. Это особенно актуально для вентиляторов с загнутыми вперед лопастями, у
которых кривая мощности монотонно возрастает. То же происходит в случае повышенной
негерметичности сети.
б) сеть рассчитана с недоучетом потерь. Характеристика сети проходит более круто.
Производительность становится ниже расчетной, что может оказаться недопустимым с точки зрения
выполнения системой основной ее функции, например, обеспечение требуемого воздухообмена.
Рис. 7.3 Случаи нерасчетной характеристики сети
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 18
Лекция № 8
Регулирование работы нагнетателей.
Как следует из предыдущей лекции, фактическая производительность нагнетателя может
отличаться от расчётной вследствие изменения характеристики сети. В некоторых случаях может
возникать необходимость в изменении фактической производительности.
В ряде случаев необходимость изменения производительности возникает в связи с изменениями в
технологическом процессе установок, в которые входит нагнетатель. Так, например, при снижении
нагрузки котлов необходимо снижать производительность дымососов и дутьевых вентиляторов.
Таким образом, нагнетатели должны обладать средствами регулирования производительности.
В принципе, такое регулирование может достигаться:
1) изменением характеристики сети;
2) изменением характеристики нагнетателя;
3) изменением числа совместно (параллельно) работающих машин.
В первом случае применяется изменение сопротивления сети с помощью так называемых
дроссельных устройств («дросселирование»). В насосных установках это обычно задвижки (вентили),
в вентиляторных – заслонки, шиберы, дроссели. Как будет показано ниже, это наименее экономичный
способ регулирования, но, к сожалению, он наиболее распространён на практике (особенно для
насосов) вследствие своей простоты.
В ряде случаев, в зависимости от формы кривой мощности, его применение вообще недопустимо.
Речь идёт о нагнетателях, у которых кривая мощности в определённом диапазоне падающая, т.е.
0
dQ
dN
. Однако, и в тех случаях, когда
0
dQ
dN
, дросселирование также крайне неэкономично.
Рис. 8.1 Регулирование с помощью дросселирования
На рис. 8.1 исходной характеристике I соответствует рабочая точка Р
1
, Q
1
. В результате
дросселирования (увеличения сопротивления сети), характеристика сети приобретает форму II, а
рабочая точка – координаты Р
2
, Q
2
. При этом давление
Р
др
=Р
2
-Р
1
теряется в дроссельном
устройстве, т.е. для преодоления потерь в сети трубопроводов I используется только давление Р
с1
.
Поэтому к.п.д. установки (вентилятор + дроссель) будет:
2
21
1000N
Qp
c
у
,
а к.п.д. вентилятора при производительности Q
2
:
2
22
1000N
Qp
у
.
Тогда:
).1(
22
2
2
1
p
p
p
pp
p
p
дрдр
c
у
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 19
Если учесть, что величина
Р
др
/Р
2
часто превышает 50%, то низкая экономичность
рассмотренного способа регулирования становится очевидной.
В противоположность дросселированию наиболее экономичный способ регулирования –
изменение скорости вращения рабочего колеса, поскольку, если характеристика сети проходит через
начало координат, в этом случае сохраняется подобие треугольников скоростей, и, таким образом,
сохраняется значение к.п.д. Если, например, к.п.д. находился в области максимального значения, то
он останется столь же высоким и при изменении скорости вращения рабочего колеса нагнетателя
(это относится, как уже упоминалось, к автомодельному интервалу числа Re). При этом, правда,
часть энергии теряется в устройствах регулирования самой скорости вращения.
Как правило, в нагнетателях в качестве привода применяются электродвигатели переменного тока
с короткозамкнутым ротором, которые практически вообще не поддаются экономичному
регулированию. Однако, существуют такие двигатели с переменным числом пар полюсов –
двухскоростные. Именно их и нужно стараться заказывать при необходимости регулирования
нагнетателей.
За рубежом для привода насосов и вентиляторов всё шире применяются электроприводы с
частотным регулированием с помощью полупроводниковых преобразователей (тиристоры).
Доступным и весьма экономичным способом изменения скорости вращения рабочих колёс
нагнетателей является применение сменных шкивов ременной передачи. Это целесообразно при
нечастом изменении подачи, например, при сезонном регулировании.
Значительно более экономичным, чем дросселирование, является регулирование изменением
характеристики нагнетателя с помощью направляющих аппаратов. Действие направляющих
аппаратов заключается в изменении момента количества движения
c
1u
r на входе в рабочее колесо.
При этом теоретическое давление P
т
=
c
2u
r
2
-
c
1u
r
1
уменьшается, если закручивание потока
направлено в сторону вращения рабочего колеса (c
1u
>0). Можно было бы ожидать, что при c
1u
<0
(закручивание против вращения колеса) давление будет повышаться, однако, в действительности
этого не происходит. Поэтому применяется только «регулирование вниз», т.е. c
1u
>0.
Рис.8.2 Осевой направляющий аппарат Рис.8.3 Упрощённый направляющий аппарат
Как правило, применяются осевые направляющие аппараты (рис.8.2), которые представляют
собой систему плоских лопаток, поворачивающихся на осях, проходящих через отверстия в корпусе.
Лопатки одновременно поворачиваются на одинаковые углы и, отклоняя поток, создают его
закручивание.
Известны упрощённые направляющие аппараты, лопатки которых устанавливаются параллельно
друг другу во входных коробках вентиляторов (рис.8.3).
8.1 Подбор вентиляторов
В результате расчета вентиляционной сети определяется режим работы вентилятора (p-Q), и
далее следует подобрать вентилятор, наиболее экономично обеспечивающий этот режим.
Обозначение типов радиальных (центробежных) вентиляторов содержит:
Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 20
- букву В, что означает «вентилятор»;
- букву Ц, что означает «центробежный» («радиальный»);
- число, равное пятикратной величине коэффициента давления на номинальном режиме;
- число, равное быстроходности вентилятора на номинальном режиме.
Номинальный режим – это режим вентилятора, при котором достигается максимальное значение
к.п.д.
В настоящее время изготовляются вентиляторы В.Ц4-75, В.Ц4-76, В.Ц14-46, В.Ц10-28 и др.
Вентиляторы изготовляются в различных конструктивных исполнениях в зависимости от
физических свойств перемещаемой среды. Вентиляторы в обычном исполнении – вентиляторы
общего назначения – предназначены для перемещения воздуха и других неагрессивных газовых
смесей с температурой не выше 80С, не содержащих пыли и других трёрдых примесей в количестве
более 100 мг/м
3
или липких и волокнистых материалов.
Если эти условия не соблюдаются, применяют вентиляторы специального назначения. К ним
относятся:
- коррозионностойкие вентиляторы, которые могут перемещать агрессивные газовые смеси;
- искрозащищённые вентиляторы, применяются для перемещения взрывоопасных газовых смесей.
Эти вентиляторы комплектуются взрывобезопасными электродвигателями, а корпуса и рабочие
колёса таких вентиляторов чаще всего изготавливаются из алюминия;
- пылевые вентиляторы – для перемещения пылегазовоздушных смесей с содержанием твёрдых
примесей до 1000 г/м
3
. Проточная часть пылевых вентиляторов выполняется таким образом, чтобы
уменьшить абразивный износ деталей вентилятора, а также предотвратить возможность налипания
пыли. В их обозначении присутствует буква П («пылевой») – В.ЦП6-45, В.ЦП7-40 и др.
Конструктивные особенности всех перечисленных выше вентиляторов будут изложены далее (в
последующих лекциях).
Для вентиляционных систем, требующих небольших давлений при значительных
производительностях, целесообразно подбирать не радиальные, а осевые вентиляторы. Для
общепромышленной вентиляции наибольшее распространение получили осевые вентиляторы
следующих типов – В.О-06-300 и В.О2.3-130.
Вентиляторы каждого типа изготовляются со стандартными диаметрами рабочих колёс, образуя
ряд диаметров (лекция 5) или ряд типоразмеров. Этот ряд включает: 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800,
1000, 1250, 1600 мм. Вентилятор каждого из этих диаметров принято обозначать «номером» –
величиной диаметра, выраженной в дециметрах, т.е. ряд номеров: №№ 2, 2.5, 3.15, 4 и т.д.
Выбор номера вентилятора и скорости вращения начинается по сводным характеристикам
(рис.5.3). При этом принимается кривая, ближайшая к точке p-Q, полученной по данным расчёта
системы вентиляции. Далее режим работы уточняется, исходя из того, где характеристика сети (по
расчётным данным p-Q) пересечёт принятую кривую сводного графика.
Понятно, что чем ближе соседние значения диаметров рабочих колёс, тем точнее можно
подобрать вентилятор для данного задания и обеспечить это задание с наибольшей экономичностью.
Поэтому заводы выпускают вентиляторы с промежуточными диаметрами: меньше и больше
приведенных выше номинальных значений на 5 или 10%.
Каждая из кривых сводного графика, представленного на рис.5.3, имеет обозначение, которое
содержит следующую информацию:
1. Условное обозначение типа вентилятора. Например, для вентиляторов В.Ц4-75 – буква Е.
2. Условное обозначение диаметра рабочего колеса: 090 – при D=0.9D
ном
; 095 – при D=0.95D
ном
;
100 – при D=D
ном
и т.д.
3. Порядковый номер рабочей характеристики, соответствующий скорости вращения для данного
вентилятора, обозначаемый арабской цифрой.
4. В некоторых случаях данный вентилятор при данной скорости вращения может комплектоваться
двигателями разной мощности для разных участков характеристики. Индекс мощности обозначается
прописной буквой (а, б и т.д.).