Calcul acustic produs pentru fiecare dintre cele opt benzi de octave ale intervalului auditiv (pentru care nivelurile de zgomot sunt normalizate) cu frecvențe medii geometrice de 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Hz.

Pentru sistemele centrale sisteme de ventilație și aer condiționat cu rețele extinse de conducte de aer, este permisă efectuarea de calcule acustice numai pentru frecvențe de 125 și 250 Hz. Toate calculele sunt efectuate cu o precizie de 0,5 Hz, iar rezultatul final este rotunjit la un număr întreg de decibeli.

Când ventilatorul funcționează în moduri de eficiență mai mari sau egale cu 0,9, eficiența maximă este 6 = 0. Când modul de funcționare a ventilatorului se abate cu cel mult 20% din maxim, eficiența este considerată a fi 6 = 2 dB și când abaterea este mai mare de 20% - 4 dB.

Se recomandă să luați următoarele pentru a reduce nivelul de putere sonoră generată în conductele de aer: viteze maxime circulația aerului: în conductele principale de aer clădiri publice si spatii auxiliare ale cladirilor industriale 5-6 m/s, iar in ramuri - 2-4 m/s. Pentru clădirile industriale, aceste viteze pot fi dublate.

Pentru sistemele de ventilație cu o rețea extinsă de canale de aer, calculele acustice se fac numai pentru ramificația către cea mai apropiată încăpere (la aceleași niveluri de zgomot admise), cu diferite niveluri zgomot - pentru ramura cu cel mai scăzut nivel admis. Calculele acustice pentru arborii de admisie și evacuare a aerului se fac separat.

Pentru sisteme centralizate ventilație și aer condiționat cu o rețea extinsă de conducte de aer, calculele pot fi făcute doar pentru frecvențe de 125 și 250 Hz.

Când zgomotul pătrunde în cameră din mai multe surse (de la grile de alimentare și de evacuare, de la unități, aparate de aer condiționat locale etc.) selectați mai multe puncte de proiectare la locurile de muncă cele mai apropiate de sursele de zgomot. Pentru aceste puncte, nivelurile de presiune sonoră de octave de la fiecare sursă de zgomot sunt determinate separat.

La diferite ore din timpul zilei cerințele de reglementare Pentru nivelurile de presiune acustică, calculele acustice sunt efectuate la cele mai scăzute niveluri admise.

În numărul total de surse de zgomot m, surse care creează punct de proiectare nivelurile de octave sunt cu 10 și 15 dB sub standard, când numărul lor nu este mai mare de 3, respectiv 10. De asemenea, dispozitivele de accelerare pentru ventilatoare nu sunt luate în considerare.

Mai multe grile de alimentare sau evacuare de la un ventilator distribuite uniform în întreaga cameră pot fi considerate ca o sursă de zgomot atunci când zgomotul de la un ventilator pătrunde prin ele.

Atunci când într-o cameră sunt amplasate mai multe surse cu aceeași putere sonoră, nivelurile de presiune a sunetului la punctul de proiectare selectat sunt determinate de formula

2008-04-14

Sistemul de ventilație și aer condiționat (HVAC) este una dintre principalele surse de zgomot în locuințele moderne, publice și clădiri industriale, pe nave, în vagoane de dormit ale trenurilor, în tot felul de saloane și cabine de control.

Zgomotul din HVAC provine de la ventilator (sursa principală de zgomot cu sarcini proprii) și alte surse, se răspândește prin conducta de aer împreună cu fluxul de aer și este radiat în camera ventilată. Zgomotul și reducerea acestuia sunt afectate de: aparate de aer condiționat, unități de încălzire, dispozitive de control și distribuție a aerului, proiectare, viraje și ramificare a conductelor de aer.

Calculul acustic al UVAV este efectuat cu scopul de a alegere optimă toata lumea fondurile necesare reducerea zgomotului și determinarea nivelului de zgomot așteptat în punctele de proiectare din încăpere. În mod tradițional, principalele mijloace de reducere a zgomotului sistemului sunt supresoarele active și reactive de zgomot. Izolarea fonică și absorbția fonică a sistemului și încăperii sunt necesare pentru a asigura conformitatea cu normele de nivel de zgomot admise pentru oameni - standarde importante de mediu.

Acum in codurile de constructiiși regulile rusești (SNiP), obligatorii pentru proiectarea, construcția și exploatarea clădirilor pentru a proteja oamenii de zgomot, a apărut o situație de urgență. În vechiul SNiP II-12-77 „Protecție împotriva zgomotului”, metoda de calcul acustic al clădirilor HVAC era depășită și, prin urmare, nu a fost inclusă în noul SNiP 23/03/2003 „Protecție împotriva zgomotului” (în loc de SNiP II-12-). 77), unde nu este inca inclusa absenta.

Prin urmare, metoda vecheînvechit, dar nimic nou. Este timpul să creați metoda modernă calculul acustic al UVA în clădiri, așa cum este deja cazul cu specificul propriu în alte domenii de tehnologie, anterior mai avansate în acustică, de exemplu, pe navele maritime. Să luăm în considerare trei moduri posibile calcul acustic, în raport cu UHCR.

Prima metodă de calcul acustic. În această metodă, instalat pur pe dependențe analitice, folosește teoria liniei lungi cunoscută în inginerie electrică și aici se referă la propagarea sunetului într-un gaz care umple o țeavă îngustă, cu pereți rigidi. Calculul se face cu condiția ca diametrul conductei să fie mult mai mic decât lungimea undei sonore.

Pentru teava secțiune dreptunghiulară latura trebuie să fie mai mică de jumătate din lungimea de undă și pentru teava rotunda— raza. Aceste conducte sunt numite înguste în acustică. Astfel, pentru aer la o frecvență de 100 Hz, o țeavă dreptunghiulară va fi considerată îngustă dacă latura secțiunii transversale este mai mică de 1,65 m. Într-o țeavă curbă îngustă, propagarea sunetului va rămâne aceeași ca într-o țeavă dreaptă.

Acest lucru este cunoscut din practica folosirii tuburilor vorbitoare, de exemplu, pe nave pentru o lungă perioadă de timp. Schema tipica Sistemul de ventilație cu linie lungă are două mărimi definitorii: L wH este puterea sonoră care intră în conducta de refulare de la ventilator la începutul liniei lungi și L wK este puterea sonoră care emană de la conducta de refulare la capătul liniei lungi și intrând în încăperea ventilată.

Linia lungă conține următoarele elemente caracteristice. Le enumerăm: admisie cu izolație fonică R 1, amortizor activ cu izolație fonică R 2, tee cu izolație fonică R 3, amortizor reactiv cu izolație fonică R 4, supapă de accelerație cu izolație fonică R 5 și evacuare cu izolație fonică R 6. Izolarea fonică se referă aici la diferența în dB dintre puterea sonoră la incident acest element undele și puterea sonoră emise de acest element după ce undele trec prin el mai departe.

Dacă izolarea fonică a fiecăruia dintre aceste elemente nu depinde de toate celelalte, atunci izolarea fonică a întregului sistem poate fi estimată prin calcul după cum urmează. Ecuația de undă pentru o țeavă îngustă are următoarea formă a ecuației pentru undele sonore plane într-un mediu nemărginit:

unde c este viteza sunetului în aer și p este presiunea sunetului în țeavă, raportată la viteza de vibrație în țeavă conform celei de-a doua legi a lui Newton prin relația

unde ρ este densitatea aerului. Puterea sonoră pentru undele armonice plane este egală cu integrala pe aria secțiunii transversale S a conductei de aer pe perioada vibrațiilor sonore T în W:

unde T = 1/f este perioada vibrațiilor sonore, s; f—frecvența de oscilație, Hz. Puterea sonoră în dB: L w = 10lg (N/N 0), unde N 0 = 10 -12 W. În ipotezele specificate, izolarea fonică a unei linii lungi a sistemului de ventilație este calculată folosind următoarea formulă:

Numărul de elemente n pentru un anumit SVKV poate fi, desigur, mai mare decât cel de mai sus n = 6. Să aplicăm teoria liniilor lungi la cele de mai sus pentru a calcula valorile lui R i elemente caracteristice sisteme de ventilație a aerului.

Orificiile de intrare și de evacuare ale sistemului de ventilație cu R1 și R6. Joncțiunea a două țevi înguste cu zone diferite secțiuni transversale S 1 și S 2 conform teoriei liniilor lungi sunt un analog al interfeței dintre două medii cu incidență normală a undelor sonore pe interfață. Condițiile la limită la joncțiunea a două conducte sunt determinate de egalitate presiunea sonorăși vitezele de vibrație pe ambele părți ale limitei de conectare, înmulțite cu aria secțiunii transversale a conductelor.

Rezolvând ecuațiile astfel obținute, obținem coeficientul de transmitere a energiei și izolarea fonică a joncțiunii a două conducte cu secțiunile indicate mai sus:

Analiza acestei formule arată că la S 2 >> S 1 proprietățile celei de-a doua țevi se apropie de proprietățile limitei libere. De exemplu, o țeavă îngustă deschisă spre un spațiu semi-infinit poate fi considerată, din punct de vedere al efectului de izolare fonică, ca învecinată cu un vid. Când S 1<< S 2 свойства второй трубы приближаются к свойствам жесткой границы. В обоих случаях звукоизоляция максимальна. При равенстве площадей сечений первой и второй трубы отражение от границы отсутствует и звукоизоляция равна нулю независимо от вида сечения границы.

Amortizor activ R2. Izolarea fonică în acest caz poate fi estimată aproximativ și rapid în dB, de exemplu, folosind formula binecunoscută a inginerului A.I. Belova:

unde P este perimetrul secțiunii de curgere, m; l — lungimea tobei, m; S este aria secțiunii transversale a canalului tobei, m2; α eq este coeficientul de absorbție a sunetului echivalent al placajului, în funcție de coeficientul de absorbție real α, de exemplu, după cum urmează:

α 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0

α eq 0,1 0,2 0,4 0,5 0,6 0,9 1,2 1,6 2,0 4,0

Din formula rezultă că izolarea fonică a canalului de eșapament activ R 2 este mai mare, cu cât capacitatea de absorbție a pereților α eq, lungimea amortizorului l și raportul dintre perimetrul canalului și aria sa transversală P este mai mare. /S. Pentru cele mai bune materiale de absorbție a sunetului, de exemplu, mărcile PPU-ET, BZM și ATM-1, precum și alte absorbante de sunet utilizate pe scară largă, este prezentat coeficientul real de absorbție a sunetului α.

Tee R3. În sistemele de ventilație, cel mai adesea prima conductă cu secțiune transversală S 3 se ramifică apoi în două conducte cu secțiune transversală S 3.1 și S 3.2. Această ramificare se numește tee: sunetul intră prin prima ramură și trece mai departe prin celelalte două. În general, prima și a doua țeavă pot consta dintr-o multitudine de țevi. Atunci noi avem

Izolarea fonică a tee-ului din secțiunea S 3 până la secțiunea S 3.i este determinată de formula

Rețineți că, din considerente aerohidrodinamice, teurile se străduiesc să se asigure că aria secțiunii transversale a primei țevi este egală cu suma ariilor secțiunilor transversale din ramuri.

Suprimator de zgomot reactiv (cameră). R4. Suprimatorul de zgomot al camerei este o țeavă îngustă acustic cu o secțiune transversală S 4 , care se transformă într-o altă țeavă îngustă acustic cu o secțiune transversală mare S 4.1 de lungime l, numită cameră, și apoi se transformă din nou într-o țeavă îngustă acustic cu o secţiune transversală S4. Să folosim aici și teoria liniei lungi. Prin înlocuirea impedanței caracteristice în formula cunoscută pentru izolarea fonică a unui strat de grosime arbitrară la incidența normală a undelor sonore cu valorile reciproce corespunzătoare ale zonei țevii, obținem formula pentru izolarea fonică a unui amortizor de zgomot din cameră.

unde k este numărul de undă. Izolarea fonică a unui supresor de zgomot de cameră atinge valoarea sa cea mai mare atunci când sin(kl) = 1, adică. la

unde n = 1, 2, 3, … Frecvența izolației fonice maxime

unde c este viteza sunetului în aer. Dacă într-un astfel de amortizor sunt utilizate mai multe camere, atunci formula de izolare fonică trebuie aplicată succesiv de la cameră la cameră, iar efectul total este calculat folosind, de exemplu, metoda condițiilor la limită. Amortizoarele eficiente cu cameră necesită uneori dimensiuni mari de gabarit. Dar avantajul lor este că pot fi eficiente la orice frecvență, inclusiv la cele joase, unde bruiajele active sunt practic inutile.

Zona de izolare fonică ridicată a supresoarelor de zgomot de cameră acoperă benzi de frecvență repetate destul de largi, dar au și zone periodice de transmisie a sunetului, foarte înguste ca frecvență. Pentru a crește eficiența și a egaliza răspunsul în frecvență, un amortizor cu cameră este adesea căptușit pe interior cu un absorbant de sunet.

Amortizor R5. Supapa este structural o placă subțire cu o suprafață S 5 și o grosime δ 5, prinsă între flanșele conductei, orificiul în care cu o zonă S 5.1 este mai mică decât diametrul interior al conductei (sau altă dimensiune caracteristică) . Izolarea fonică a unei astfel de supape de accelerație

unde c este viteza sunetului în aer. În prima metodă, principala problemă pentru noi atunci când dezvoltăm o nouă metodă este evaluarea preciziei și fiabilității rezultatului calculului acustic al sistemului. Să determinăm acuratețea și fiabilitatea rezultatului calculării puterii sonore care intră în camera ventilată - în acest caz, valoarea

Să rescriem această expresie în următoarea notație pentru o sumă algebrică și anume

Rețineți că eroarea maximă absolută a unei valori aproximative este diferența maximă dintre valoarea sa exactă y 0 și valoarea aproximativă y, adică ± ε = y 0 - y. Eroarea maximă absolută a sumei algebrice a mai multor mărimi aproximative y i este egală cu suma valorilor absolute ale erorilor absolute ale termenilor:

Cazul cel mai puțin favorabil este adoptat aici, când erorile absolute ale tuturor termenilor au același semn. În realitate, erorile parțiale pot avea semne diferite și pot fi distribuite conform legilor diferite. Cel mai adesea, în practică, erorile unei sume algebrice sunt distribuite conform legii normale (distribuția gaussiană). Să luăm în considerare aceste erori și să le comparăm cu valoarea corespunzătoare a erorii maxime absolute. Să determinăm această mărime în ipoteza că fiecare termen algebric y 0i al sumei este distribuit conform legii normale cu centru M(y 0i) și standard.

Apoi suma urmează, de asemenea, legea distribuției normale cu așteptări matematice

Eroarea sumei algebrice se determină astfel:

Atunci putem spune că cu o fiabilitate egală cu probabilitatea 2Φ(t), eroarea sumei nu va depăși valoarea

Cu 2Φ(t), = 0,9973 avem t = 3 = α iar estimarea statistică cu fiabilitate aproape maximă este eroarea sumei (formula) Eroarea maximă absolută în acest caz

Astfel ε 2Φ(t)<< ε. Проиллюстрируем это на примере результатов расчета по первому способу. Если для всех элементов имеем ε i = ε= ±3 дБ (удовлетворительная точность исходных данных) и n = 7, то получим ε= ε n = ±21 дБ, а (формула). Результат имеет совершенно неудовлетворительную точность, он неприемлем. Если для всех характерных элементов системы вентиляции воздуха имеем ε i = ε= ±1 дБ (очень высокая точность расчета каждого из элементов n) и тоже n = 7, то получим ε= ε n = ±7 дБ, а (формула).

Aici, rezultatul unei estimări probabilistice a erorii într-o primă aproximare poate fi mai mult sau mai puțin acceptabil. Deci, o evaluare probabilistică a erorilor este de preferat și aceasta este cea care ar trebui utilizată pentru a selecta „marja pentru ignoranță”, care se propune să fie utilizată în mod necesar în calculul acustic al UAHV pentru a garanta conformitatea cu standardele de zgomot permise într-o încăpere ventilată. (acest lucru nu a fost făcut anterior).

Dar evaluarea probabilistică a erorilor rezultatului în acest caz indică faptul că este dificil să se obțină o precizie ridicată a rezultatelor de calcul folosind prima metodă chiar și pentru scheme foarte simple și un sistem de ventilație cu viteză redusă. Pentru circuitele UHF simple, complexe, de viteză mică și mare, precizia și fiabilitatea satisfăcătoare a unor astfel de calcule pot fi obținute în multe cazuri numai folosind a doua metodă.

A doua metodă de calcul acustic. Pe navele maritime s-a folosit de multă vreme o metodă de calcul, bazată parțial pe dependențe analitice, dar decisiv pe date experimentale. Folosim experiența unor astfel de calcule pe nave pentru clădiri moderne. Apoi, într-o încăpere ventilată deservită de un j-lea distribuitor de aer, nivelurile de zgomot L j, dB la punctul de proiectare ar trebui determinate prin următoarea formulă:

unde L wi este puterea sonoră, dB, generată în elementul i al UAHV, R i este izolarea fonică în elementul i al UHVAC, dB (a se vedea prima metodă),

o valoare care ține cont de influența unei încăperi asupra zgomotului din ea (în literatura de construcții, uneori se folosește B în loc de Q). Aici r j este distanța de la j-al-lea distribuitor de aer până la punctul de proiectare al încăperii, Q este constanta de absorbție a sunetului a încăperii, iar valorile χ, Φ, Ω, κ sunt coeficienți empirici (χ este aproape -coeficientul de influență a câmpului, Ω este unghiul spațial al radiației sursei, Φ este factorul de directivitate al sursei, κ este coeficientul de perturbare a difuziunii câmpului sonor).

Dacă m distribuitoare de aer sunt amplasate în incinta unei clădiri moderne, nivelul de zgomot de la fiecare dintre ele la punctul de proiectare este egal cu L j, atunci zgomotul total din toate acestea ar trebui să fie sub nivelurile de zgomot admise pentru oameni, și anume :

unde L H este standardul de zgomot sanitar. Conform celei de-a doua metode de calcul acustic, puterea sonoră L wi generată în toate elementele UHCR și izolarea fonică Ri care apar în toate aceste elemente sunt determinate experimental pentru fiecare dintre ele în prealabil. Cert este că în ultimele decenii și jumătate până la două decenii, tehnologia electronică pentru măsurători acustice, combinată cu un computer, a progresat foarte mult.

Ca urmare, întreprinderile producătoare de elemente UHCR trebuie să indice în pașapoartele și cataloagele lor caracteristicile L wi și Ri, măsurate în conformitate cu standardele naționale și internaționale. Astfel, în a doua metodă, generarea de zgomot este luată în considerare nu numai în ventilator (ca și în prima metodă), ci și în toate celelalte elemente ale UHCR, care pot fi semnificative pentru sistemele de viteză medie și mare.

În plus, deoarece este imposibil să se calculeze izolarea fonică R i a unor astfel de elemente de sistem cum ar fi aparatele de aer condiționat, unitățile de încălzire, dispozitivele de control și distribuția aerului, prin urmare, acestea nu sunt incluse în prima metodă. Dar poate fi determinat cu precizia necesară prin măsurători standard, ceea ce se face acum pentru a doua metodă. Drept urmare, a doua metodă, spre deosebire de prima, acoperă aproape toate schemele UVA.

Și, în cele din urmă, a doua metodă ia în considerare influența proprietăților camerei asupra zgomotului din aceasta, precum și valorile zgomotului acceptabile pentru oameni conform codurilor și reglementărilor actuale de construcție în acest caz. Principalul dezavantaj al celei de-a doua metode este că nu ține cont de interacțiunea acustică dintre elementele sistemului - fenomene de interferență în conducte.

Însumarea puterilor sonore ale surselor de zgomot în wați și izolarea fonică a elementelor în decibeli, conform formulei specificate pentru calculul acustic al UHFV, este valabilă numai, cel puțin, atunci când nu există interferență a undelor sonore în sistem. Și atunci când există interferențe în conducte, poate fi o sursă de sunet puternic, pe care, de exemplu, se bazează sunetul unor instrumente muzicale de suflat.

A doua metodă a fost deja inclusă în manual și în liniile directoare pentru proiectele de curs în acustica clădirii pentru studenții seniori ai Universității Politehnice de Stat din Sankt Petersburg. Neluarea în considerare a fenomenelor de interferență în conducte crește „marja pentru ignoranță” sau necesită, în cazuri critice, rafinarea experimentală a rezultatului la gradul necesar de acuratețe și fiabilitate.

Pentru a selecta „marja pentru ignoranță”, este de preferat, așa cum se arată mai sus pentru prima metodă, să se utilizeze o evaluare probabilistică a erorii, care se propune să fie utilizată în calculul acustic al clădirilor UHVAC pentru a garanta conformitatea cu standardele de zgomot permise în spații. la proiectarea clădirilor moderne.

A treia metodă de calcul acustic. Această metodă ia în considerare procesele de interferență într-o conductă îngustă a unei linii lungi. O astfel de contabilitate poate crește radical acuratețea și fiabilitatea rezultatului. În acest scop, se propune să se aplice pentru conductele înguste „metoda impedanței” a Academicianului Academiei de Științe URSS și Academiei Ruse de Științe L.M. Brekhovskikh, pe care a folosit-o la calcularea izolației fonice a unui număr arbitrar de plan-paralel. straturi.

Deci, să determinăm mai întâi impedanța de intrare a unui strat plan-paralel cu grosimea δ 2, a cărui constantă de propagare a sunetului este γ 2 = β 2 + ik 2 și rezistența acustică Z 2 = ρ 2 c 2. Să notăm rezistența acustică în mediul din fața stratului din care cad undele, Z 1 = ρ 1 c 1 , iar în mediul din spatele stratului avem Z 3 = ρ 3 c 3 . Apoi, câmpul sonor din strat, cu factorul i ωt omis, va fi o suprapunere a undelor care se deplasează în direcțiile înainte și invers cu presiunea sonoră.

Impedanța de intrare a întregului sistem de straturi (formula) poate fi obținută prin simpla aplicare (n - 1) ori formula anterioară, atunci avem

Să aplicăm acum, ca și în prima metodă, teoria liniilor lungi la o țeavă cilindrică. Și astfel, cu interferența în conductele înguste, avem formula pentru izolarea fonică în dB a unei linii lungi a unui sistem de ventilație:

Aici impedanțele de intrare pot fi obținute atât, în cazuri simple, prin calcul, cât și, în toate cazurile, prin măsurare pe o instalație specială cu echipamente acustice moderne. Conform celei de-a treia metode, asemănătoare primei metode, avem puterea sonoră care emană din conducta de refulare de la capătul unei linii lungi UHVAC și care intră în încăperea ventilată după următoarea schemă:

Urmează evaluarea rezultatului, ca în prima metodă cu o „marjă pentru ignoranță”, și nivelul presiunii sonore a încăperii L, ca în a doua metodă. Obținem în final următoarea formulă de bază pentru calculul acustic al sistemului de ventilație și aer condiționat al clădirilor:

Cu fiabilitatea calculului 2Φ(t) = 0,9973 (practic cel mai înalt grad de fiabilitate), avem t = 3 și valorile erorii sunt egale cu 3σ Li și 3σ Ri. Cu fiabilitatea 2Φ(t)= 0,95 (grad ridicat de fiabilitate), avem t = 1,96 iar valorile de eroare sunt de aproximativ 2σ Li și 2σ Ri. Cu fiabilitatea 2Φ(t)= 0,6827 (evaluarea fiabilității inginerești), avem t = 1,0 iar valorile de eroare sunt egale cu σ Li și σ Ri A treia metodă, care vizează viitorul, este mai precisă și fiabilă, dar și mai complexă - necesită calificări înalte în domeniile acusticii clădirilor, teoria probabilității și statistici matematice și tehnologie modernă de măsurare.

Este convenabil de utilizat în calculele de inginerie folosind tehnologia computerizată. Potrivit autorului, poate fi propusă ca o nouă metodă de calcul acustic al sistemelor de ventilație și aer condiționat din clădiri.

Rezumând

Soluția la problemele stringente ale dezvoltării unei noi metode de calcul acustic ar trebui să ia în considerare cele mai bune dintre metodele existente. Se propune o nouă metodă de calcul acustic al clădirilor UVA, care are o „marjă pentru ignoranță” minimă BB, datorită luării în considerare a erorilor folosind metodele teoriei probabilităților și statisticii matematice și luării în considerare a fenomenelor de interferență prin metoda impedanței.

Informațiile despre noua metodă de calcul prezentate în articol nu conțin unele detalii necesare obținute prin cercetări suplimentare și practică de lucru și care constituie „know-how”-ul autorului. Scopul final al noii metode este de a oferi alegerea unui set de mijloace de reducere a zgomotului pentru sistemele de ventilație și aer condiționat ale clădirilor, care să mărească, față de cea existentă, eficiența, reducând greutatea și costul HVAC.

Nu există încă reglementări tehnice în domeniul construcțiilor industriale și civile, așa că evoluțiile în domeniul, în special, al reducerii zgomotului clădirilor UVA sunt relevante și ar trebui continuate, cel puțin până la adoptarea unor astfel de reglementări.

Brekhovskikh L.M. Valuri în medii stratificate // M.: Editura Academiei de Științe a URSS. 1957.
Isakovich M.A. Acustica generala // M.: Editura „Nauka”, 1973.
Manual de acustica navelor. Editat de I.I. Klyukin și I.I. Bogolepova. - Leningrad, „Construcții navale”, 1978.
Khoroshev G.A., Petrov Yu.I., Egorov N.F. Zgomotul ventilatorului de luptă // M.: Energoizdat, 1981.
Kolesnikov A.E. Măsurători acustice. Aprobat de Ministerul Învățământului Superior și Secundar Specializat al URSS ca manual pentru studenții care studiază la specialitatea „Electroacustică și Tehnologie Ultrasonică” // Leningrad, „Construcții navale”, 1983.
Bogolepov I.I. Izolare fonică industrială. Prefață de un academician IN ABSENTA. Glebova. Teorie, cercetare, proiectare, producție, control // Leningrad, „Construcții navale”, 1986.
Acustica aviației. Partea 2. Ed. A.G. Munina. - M.: „Inginerie mecanică”, 1986.
Izak G.D., Gomzikov E.A. Zgomotul pe nave și metode de reducere a acestuia // M.: „Transport”, 1987.
Reducerea zgomotului în clădiri și zone rezidențiale. Ed. G.L. Osipova și E.Ya. Yudina. - M.: Stroyizdat, 1987.
Reglementări de construcție. Protecție împotriva zgomotului. SNiP II-12-77. Aprobat prin Rezoluția Comitetului de Stat al Consiliului de Miniștri al URSS pentru Afaceri Construcții din 14 iunie 1977 nr. 72. - M.: Gosstroy al Rusiei, 1997.
Orientări pentru calculul și proiectarea atenuării zgomotului unităților de ventilație. Dezvoltat pentru SNiP II-12–77 de organizațiile Institutului de Cercetare pentru Fizica Construcțiilor, GPI Santekhpoekt, NIISK. - M.: Stroyizdat, 1982.
Catalogul caracteristicilor de zgomot ale echipamentelor de proces (la SNiP II-12–77). Institutul de Cercetare pentru Fizica Construcțiilor al Comitetului de Stat pentru Construcții al URSS // M.: Stroyizdat, 1988.
Normele și regulile de construcție ale Federației Ruse. Protecție fonică. SNiP 23-03–2003. Adoptat și pus în aplicare prin Decretul Comitetului de Stat pentru Construcții al Rusiei din 30 iunie 2003 nr. 136. Data introducerii 2004-04-01.
Izolarea fonică și absorbția fonică. Manual pentru studenții care studiază la specialitatea „Inginerie industrială și civilă” și „Alimentare și ventilație cu căldură și gaze”, ed. G.L. Osipova și V.N. Bobyleva. - M.: Editura AST-Astrel, 2004.
Bogolepov I.I. Calcul acustic si proiectarea sistemelor de ventilatie si aer conditionat. Orientări pentru proiectele de curs. Universitatea Politehnică de Stat din Sankt Petersburg // Sankt Petersburg. Editura SPbODZPP, 2004.
Bogolepov I.I. Acustica constructiilor. Prefață de un academician Yu.S. Vasilyeva // Sankt Petersburg. Editura Universității Politehnice, 2006.
Sotnikov A.G. Procese, dispozitive și sisteme de aer condiționat și ventilație. Teorie, tehnologie și design la începutul secolului // St. Petersburg, AT-Publishing, 2007.
www.integral.ru. Firma „Integral”. Calculul nivelului de zgomot extern al sistemelor de ventilație conform: SNiP II-12–77 (Partea II) - „Ghid pentru calculul și proiectarea atenuării zgomotului unităților de ventilație”. Sankt Petersburg, 2007.
www.iso.org este un site de Internet care conține informații complete despre Organizația Internațională pentru Standardizare ISO, un catalog și un magazin de standarde online prin care puteți achiziționa orice standard ISO valabil în prezent în formă electronică sau tipărită.
www.iec.ch este un site de Internet care conține informații complete despre Comisia Electrotehnică Internațională IEC, un catalog și un magazin online al standardelor acesteia, prin care puteți achiziționa standardul IEC valabil în prezent în formă electronică sau tipărită.
www.nitskd.ru.tc358 este un site de Internet care conține informații complete despre activitatea comitetului tehnic TK 358 „Acustica” al Agenției Federale pentru Reglementare Tehnică, un catalog și un magazin online de standarde naționale, prin care puteți achiziționa standardul rus solicitat în prezent în formă electronică sau tipărită.
Legea federală din 27 decembrie 2002 nr. 184-FZ „Cu privire la reglementările tehnice” (modificată la 9 mai 2005). Adoptată de Duma de Stat la 15 decembrie 2002. Aprobată de Consiliul Federației la 18 decembrie 2002. Cu privire la punerea în aplicare a acestei legi federale, a se vedea Ordinul Inspectoratului Tehnic și Miner de Stat al Federației Ruse din 27 martie 2003 nr. 54.
Legea federală din 1 mai 2007 Nr. 65-FZ „Cu privire la modificările aduse Legii federale „Cu privire la reglementarea tehnică”.

Jurnal de inginerie și construcții, N 5, 2010
Categorie: Tehnologii

Doctor în științe tehnice, profesor I.I.Bogolepov

GOU Universitatea Politehnică de Stat din Sankt Petersburg
și GOU St. Petersburg State Marine Technical University;
Maestrul A.A. Gladkikh,
GOU Universitatea Politehnică de Stat din Sankt Petersburg

Sistemul de ventilație și aer condiționat (VAC) este cel mai important sistem pentru clădiri și structuri moderne. Cu toate acestea, pe lângă aerul de calitate necesar, sistemul transportă zgomotul în incintă. Acesta provine din ventilator și din alte surse, se răspândește prin conducta de aer și este radiat în camera ventilată. Zgomotul este incompatibil cu somnul normal, procesul educațional, munca creativă, munca extrem de productivă, odihna adecvată, tratamentul și obținerea de informații de calitate. Următoarea situație s-a dezvoltat în codurile și reglementările rusești de construcție. Metoda de calcul acustic al clădirilor HVAC, utilizată în vechiul SNiP II-12-77 „Protecție împotriva zgomotului”, este depășită și, prin urmare, nu a fost inclusă în noul SNiP 23/03/2003 „Protecție împotriva zgomotului”. Deci, vechea metodă este depășită și nu există încă una nouă, general acceptată. Mai jos vă propunem o metodă aproximativă simplă pentru calculul acustic al UVA în clădirile moderne, dezvoltată folosind cea mai bună experiență industrială, în special, pe navele marine.

Calculul acustic propus se bazează pe teoria liniilor lungi de propagare a sunetului într-o țeavă îngustă acustic și pe teoria sunetului în încăperi cu un câmp sonor practic difuz. Se realizează cu scopul de a evalua nivelurile de presiune acustică (denumite în continuare SPL) și conformitatea valorilor acestora cu standardele de zgomot admise în vigoare. Acesta prevede determinarea sunetului ultrasonic de la UHVV datorită funcționării unui ventilator (denumit în continuare „mașină”) pentru următoarele grupuri tipice de spații:

1) în camera în care se află mașina;

2) în încăperi prin care trec conductele de aer în tranzit;

3) în incinta deservită de sistem.

Date și cerințe inițiale

Se propune calcularea, proiectarea și monitorizarea protecției persoanelor împotriva zgomotului pentru cele mai importante benzi de frecvență de octave pentru percepția umană și anume: 125 Hz, 500 Hz și 2000 Hz. Banda de frecvență de octave de 500 Hz este valoarea medie geometrică în intervalul benzilor de frecvență de octave standardizate de zgomot de 31,5 Hz - 8000 Hz. Pentru zgomot constant, calculul implică determinarea SPL în benzi de frecvență de octave pe baza nivelurilor de putere a sunetului (SPL) din sistem. Valorile ultrasunetelor și ultrasunetelor sunt legate de raportul general = - 10, unde - ultrasunete relativ la valoarea de prag de 2·10 N/m; - USM raportat la valoarea de prag de 10 W; - zona de propagare a frontului undelor sonore, m.

SPL ar trebui determinat la punctele de proiectare ale spațiilor evaluate pentru zgomot folosind formula = + , unde - SPL a sursei de zgomot. Valoarea ținând cont de influența camerei asupra zgomotului din ea este calculată folosind formula:

unde este un coeficient care ține cont de influența câmpului apropiat; - unghiul spațial al radiației de la sursa de zgomot, rad.; - coeficientul de directivitate a radiației, luat din date experimentale (la o primă aproximare, egală cu unitatea); - distanța de la centrul emițătorului de zgomot până la punctul calculat în m; = - constanta acustica a incaperii, m; - coeficientul mediu de absorbție fonică a suprafețelor interioare ale încăperii; - suprafața totală a acestor suprafețe, m; - coeficient ținând cont de perturbarea câmpului sonor difuz în încăpere.

Valorile specificate, punctele de proiectare și standardele de zgomot admise sunt reglementate pentru spațiile diferitelor clădiri prin SNiP 23.03.2003 „Protecția împotriva zgomotului”. Dacă valorile SPL calculate depășesc standardul de zgomot admis în cel puțin una dintre cele trei benzi de frecvență indicate, atunci este necesar să se elaboreze măsuri și mijloace de reducere a zgomotului.

Datele inițiale pentru calculele acustice și proiectarea UHCR sunt:

- diagrame de amplasare utilizate în construcția structurii; dimensiunile mașinilor, conductelor de aer, fitingurilor de control, cotului, teurilor și distribuitoarelor de aer;

- viteza de circulatie a aerului in retele si ramuri - conform specificatiilor tehnice si calculelor aerodinamice;

- desene ale amplasamentului general al localului deservit de SVKV - conform proiectului de construcție a structurii;

- caracteristicile de zgomot ale mașinilor, supapelor de control și distribuitoarelor de aer UAHV - conform documentației tehnice pentru aceste produse.

Caracteristicile de zgomot ale mașinii sunt următoarele niveluri ale nivelului de zgomot al zgomotului aerian în benzi de frecvență de octave în dB: - nivelul de zgomot care se propagă de la mașină în conducta de aer de aspirație; - propagarea zgomotului ultrasonic de la mașină în canalul de refulare; - Zgomotul ultrasunete emis de corpul mașinii în spațiul înconjurător. Toate caracteristicile de zgomot ale unei mașini sunt în prezent determinate pe baza măsurătorilor acustice în conformitate cu standardele naționale sau internaționale relevante și cu alte documente de reglementare.

Caracteristicile de zgomot ale amortizoarelor, conductelor de aer, fitingurilor reglabile și distribuitoarelor de aer sunt prezentate de zgomotul aerian UZM în benzi de frecvență de octave în dB:

- zgomot ultrasonic generat de elementele sistemului atunci când fluxul de aer trece prin acestea (generare de zgomot); - USM de zgomot disipat sau absorbit în elementele sistemului atunci când un flux de energie sonoră trece prin acestea (reducerea zgomotului).

Eficiența generării și reducerii zgomotului de către elementele UHCR este determinată pe baza măsurătorilor acustice. Subliniem că valorile și trebuie să fie indicate în documentația tehnică relevantă.

Se acordă atenția cuvenită acurateței și fiabilității calculului acustic, care este inclusă în eroarea rezultatului în termeni de și .

Calcul pentru locația în care este instalată mașina

Să existe un ventilator în camera 1, unde este instalată mașina, al cărui nivel de putere sonoră, emis în conducta de aspirație, refulare și prin corpul mașinii, este în dB și. Lăsați ventilatorul să aibă un amortizor de zgomot cu o eficiență de amortizare în dB () instalat pe partea laterală a conductei de refulare. Locul de muncă este situat la distanță de mașină. Peretele care desparte camera 1 de camera 2 este situat la o distanta de masina. Constanta de absorbție a sunetului încăperii 1: = .

Pentru camera 1, calculul presupune rezolvarea a trei probleme.

prima sarcină. Respectarea standardelor de zgomot admise.

Dacă conductele de aspirație și refulare sunt îndepărtate din camera mașinilor, atunci calculul sunetului ultrasonic în camera în care este amplasat se efectuează folosind următoarele formule.

Octava SPL la punctul de proiectare al camerei este determinată în dB folosind formula:

unde este nivelul de zgomot emis de corpul mașinii, luând în considerare acuratețea și fiabilitatea utilizând . Valoarea indicată mai sus este determinată de formula:

Daca camera contine n surse de zgomot, SPL-ul de la fiecare dintre acestea la punctul de proiectare este egal cu , apoi SPL total din toate acestea este determinat de formula:

Ca rezultat al calculului acustic și al proiectării HVAC pentru camera 1, unde este instalată mașina, trebuie să se asigure că standardele de zgomot admise sunt îndeplinite la punctele de proiectare.

a 2-a sarcină. Calculul valorii UZM în conducta de refulare din camera 1 în camera 2 (camera prin care trece conducta de aer în tranzit), și anume valoarea în dB, se face după formula

A treia sarcină. Calculul valorii zgomotului ultrasonic emis de o zonă de perete cu izolație fonică a încăperii 1 în camera 2, și anume valoarea în dB, se realizează conform formulei

Astfel, rezultatul calculului din camera 1 este îndeplinirea standardelor de zgomot în această cameră și primirea datelor inițiale pentru calculul în camera 2.

Calcul pentru spațiile prin care trece conducta de aer în tranzit

Pentru camera 2 (pentru încăperile prin care trece conducta de aer în tranzit), calculul presupune rezolvarea următoarelor cinci probleme.

prima sarcină. Calculul puterii sonore emise de pereții conductei de aer în camera 2, și anume determinarea valorii în dB folosind formula:

In aceasta formula: - vezi mai sus problema a 2-a pentru camera 1;

=1,12 - diametrul secțiunii transversale echivalente a conductei de aer cu aria secțiunii transversale;

- lungimea camerei 2.

Izolarea fonică a pereților unei conducte cilindrice în dB se calculează folosind formula:

unde este modulul dinamic de elasticitate al materialului peretelui conductei, N/m;

- diametrul interior al conductei de aer în m;

- grosimea peretelui conductei de aer în m;

Izolarea fonică a pereților conductelor de aer dreptunghiulare se calculează folosind următoarea formulă în DB:

unde = este masa unei suprafețe unitare a peretelui conductei (produsul densității materialului în kg/m cu grosimea peretelui în m);

- frecvența medie geometrică a benzilor de octave în Hz.

a 2-a sarcină. Calculul SPL la punctul de proiectare al încăperii 2, situat la distanță de prima sursă de zgomot (conducta de aer), se realizează după formula, dB:

A treia sarcină. Calculul SPL la punctul de proiectare al camerei 2 de la a doua sursă de zgomot (SPL emis de peretele camerei 1 către camera 2 - valoare în dB) se realizează conform formulei, dB:

a 4-a sarcină. Respectarea standardelor de zgomot admise.

Calculul se efectuează folosind formula în dB:

Ca rezultat al calculului acustic și al proiectării HVAC pentru camera 2, prin care trece conducta de aer în tranzit, trebuie să se asigure că standardele de zgomot admise sunt îndeplinite la punctele de proiectare. Acesta este primul rezultat.

a 5-a sarcină. Calculul valorii UZM în conducta de refulare din camera 2 în camera 3 (camera deservită de sistem), și anume valoarea în dB folosind formula:

Cantitatea pierderilor datorate radiației puterii de zgomot sonor de către pereții conductelor de aer pe secțiuni drepte ale conductelor de aer cu lungimea unitară în dB/m este prezentată în Tabelul 2. Al doilea rezultat al calculului din camera 2 este obținerea inițială date pentru calculul acustic al sistemului de ventilație din camera 3.

Calcul pentru spațiile deservite de sistem

În încăperile 3, deservite de SVKV (pentru care este destinat în cele din urmă sistemul), punctele de proiectare și standardele de zgomot admise sunt adoptate în conformitate cu SNiP 23-03-2003 „Protecția împotriva zgomotului” și specificațiile tehnice.

Pentru camera 3, calculul presupune rezolvarea a două probleme.

prima sarcină. Calculul puterii sonore emise de conducta de aer prin orificiul de evacuare a aerului in camera 3, si anume determinarea valorii in dB, se propune a fi realizat astfel.

Problemă deosebită 1 pentru sistem de viteză mică cu viteza aerului v<< 10 м/с и = 0 и трех типовых помещений (см. ниже пример акустического расчета) решается с помощью формулы в дБ:

Aici

() - pierderi la amortizorul de zgomot din camera 3;

() - pierderi în tee din camera 3 (vezi formula de mai jos);

- pierderi datorate reflexiei de la capătul conductei (vezi tabelul 1).

Sarcina generală 1 constă în rezolvarea pentru multe dintre cele trei camere tipice folosind următoarea formulă în dB:

Aici - UZM de zgomot care se propagă de la mașină în conducta de refulare a aerului în dB, ținând cont de acuratețea și fiabilitatea valorii (acceptat conform documentației tehnice pentru mașini);

- UZM de zgomot generat de fluxul de aer în toate elementele sistemului în dB (acceptat conform documentației tehnice pentru aceste elemente);

- USM de zgomot absorbit și disipat în timpul trecerii unui flux de energie sonoră prin toate elementele sistemului în dB (acceptat conform documentației tehnice pentru aceste elemente);

- valoarea ținând cont de reflectarea energiei sonore de la capătul de evacuare a conductei de aer în dB se ia conform Tabelului 1 (această valoare este zero dacă include deja );

- o valoare egală cu 5 dB pentru UAHV de viteză mică (viteza aerului pe autostrăzi este mai mică de 15 m/s), egală cu 10 dB pentru UVAV de viteză medie (viteza aerului pe autostrăzi mai mică de 20 m/s) și egală cu 15 dB pentru UVAV de mare viteză (viteză pe autostrăzi mai mică de 25 m/s).

Tabelul 1. Valoare în dB. Benzi de octave

Baza proiectării atenuării sunetului a sistemelor de ventilație și aer condiționat este calculul acustic - o aplicație obligatorie pentru proiectul de ventilație al oricărei instalații. Sarcinile principale ale unui astfel de calcul sunt: determinarea spectrului de octave al aerului, zgomotul structural de ventilație la punctele de proiectare și reducerea necesară a acestuia prin compararea acestui spectru cu spectrul admisibil conform standardelor de igienă. După selectarea măsurilor constructive și acustice pentru asigurarea reducerii zgomotului necesar, se efectuează un calcul de verificare a nivelurilor presiunii acustice preconizate la aceleași puncte de proiectare, ținând cont de eficacitatea acestor măsuri.

Datele inițiale pentru calculele acustice sunt caracteristicile de zgomot ale echipamentului - niveluri de putere sonoră (SPL) în benzi de octave cu frecvențe medii geometrice 63, 125, 250, 500, 1.000, 2.000, 4.000, 8.000 Hz. Pentru calcule orientative, pot fi utilizate niveluri de putere sonoră ajustate ale surselor de zgomot în dBA.

Punctele de calcul sunt situate în habitatele umane, în special, la locul de instalare al ventilatorului (în camera de ventilație); în încăperi sau zone adiacente locului de instalare a ventilatorului; în încăperi deservite de un sistem de ventilație; în încăperi prin care trece canalele de aer în tranzit; în zona dispozitivului pentru primirea sau evacuarea aerului, sau doar primirea aerului pentru recirculare.

Punctul de proiectare este în camera în care este instalat ventilatorul

În general, nivelurile de presiune acustică dintr-o încăpere depind de puterea sonoră a sursei și de factorul direcțional al emisiei de zgomot, de numărul de surse de zgomot, de locația punctului de proiectare în raport cu sursa și de structurile clădirii care înconjoară, de dimensiunea și acustica. calitatile camerei.

Nivelurile de presiune sonoră ale octavelor create de ventilator(e) la locul de instalare (în camera de ventilație) sunt egale cu:

unde Фi este factorul de directivitate al sursei de zgomot (adimensional);

S este aria unei sfere imaginare sau a unei părți a acesteia care înconjoară sursa și care trece prin punctul calculat, m2;

B este constanta acustică a încăperii, m2.

Punctele de calcul sunt situate în zona adiacentă clădirii

Zgomotul ventilatorului trece prin conducta de aer și este radiat în spațiul înconjurător printr-un grilaj sau arbore, direct prin pereții carcasei ventilatorului sau printr-o țeavă deschisă atunci când ventilatorul este instalat în afara clădirii.

Dacă distanța de la ventilator la punctul de proiectare este mult mai mare decât dimensiunea acestuia, sursa de zgomot poate fi considerată o sursă punctuală.

În acest caz, nivelurile de presiune a sunetului de octave la punctele de proiectare sunt determinate de formulă

unde L Pocti este nivelul octavei de putere a sunetului sursei de zgomot, dB;

∆L Pneti - reducerea totală a nivelului de putere sonoră de-a lungul căii de propagare a sunetului în conducta de aer în banda de octave luată în considerare, dB;

∆L ni - indicator de directivitate a radiației sunetului, dB;

r - distanta de la sursa de zgomot la punctul calculat, m;

W este unghiul spațial al radiației sonore;

b a - atenuarea sunetului în atmosferă, dB/km.

Descriere:

Regulile și reglementările în vigoare în țară prevăd că proiectele trebuie să includă măsuri de protecție împotriva zgomotului echipamentelor folosite pentru întreținerea vieții umane. Un astfel de echipament include sisteme de ventilație și aer condiționat.

Calculul acustic ca bază pentru proiectarea unui sistem de ventilație (aer condiționat) cu zgomot redus

V. P. Gusev, Doctor în Științe Tehnice stiinte, cap laborator pentru protecția fonică a echipamentelor de ventilație și inginerie-tehnologică (NIISF)

Materialele prezentate mai jos nu pretind a fi o prezentare completă a metodologiei de calcul acustic al sistemelor (instalațiilor) de ventilație. Acestea conțin informații care clarifică, completează sau dezvăluie într-un mod nou diverse aspecte ale acestei tehnici folosind exemplul calculului acustic al unui ventilator ca sursă principală de zgomot într-un sistem de ventilație. Materialele vor fi utilizate în pregătirea unui set de reguli pentru calculul și proiectarea atenuării zgomotului unităților de ventilație pentru noul SNiP.

Datele inițiale pentru calculele acustice sunt caracteristicile de zgomot ale echipamentului - niveluri de putere sonoră (SPL) în benzi de octave cu frecvențe medii geometrice 63, 125, 250, 500, 1.000, 2.000, 4.000, 8.000 Hz. Pentru calcule aproximative, se folosesc uneori niveluri de putere sonoră ajustate ale surselor de zgomot în dBA.

Punctul de proiectare este în camera în care este instalat ventilatorul

Nivelurile de presiune sonoră ale octavelor create de ventilator(e) la locul de instalare (în camera de ventilație) sunt egale cu:

unde Фi este factorul de directivitate al sursei de zgomot (adimensional);

S este aria unei sfere imaginare sau a unei părți a acesteia care înconjoară sursa și care trece prin punctul calculat, m2;

B este constanta acustică a încăperii, m2.

Punctul de proiectare este situat în camera adiacentă încăperii în care este instalat ventilatorul

Nivelurile octave ale zgomotului aerian care pătrunde prin gard în încăperea izolată adiacentă încăperii în care este instalat ventilatorul sunt determinate de capacitatea de izolare fonică a gardurilor încăperii zgomotoase și de calitățile acustice ale încăperii protejate, care se exprimă prin formulă:

(3)

unde L w este nivelul de presiune a sunetului de octave din camera cu sursa de zgomot, dB;

R - izolarea de zgomotul aerian de către structura de închidere prin care pătrunde zgomotul, dB;

S - suprafața structurii de închidere, m2;

B u - constanta acustica a incaperii izolate, m 2;

k este un coeficient care ia în considerare încălcarea difuziunii câmpului sonor din cameră.

Punctul de proiectare este situat în camera deservită de sistem

Zgomotul de la ventilator se raspandeste prin conducta de aer (canal de aer), este partial atenuat in elementele sale si patrunde in camera deservita prin grilajele de distributie a aerului si de admisie a aerului. Nivelurile de presiune sonoră de octave într-o cameră depind de cantitatea de reducere a zgomotului din conducta de aer și de calitățile acustice ale camerei respective:

(4)

unde L Pi este nivelul puterii sonore în octava i-a emis de ventilator în conducta de aer;

D L networki - atenuare in canalul de aer (in retea) intre sursa de zgomot si incapere;

D L pomi - la fel ca în formula (1) - formula (2).

Atenuarea în rețea (în canalul de aer) D L P a rețelei este suma atenuărilor în elementele sale, situate secvenţial de-a lungul undelor sonore. Teoria energetică a propagării sunetului prin conducte presupune că aceste elemente nu se influențează reciproc. De fapt, succesiunea elementelor modelate și a secțiunilor drepte formează un singur sistem de undă, în care principiul independenței atenuării în cazul general nu poate fi justificat în tonuri sinusoidale pure. În același timp, în benzile de frecvență de octave (large), undele stătătoare create de componentele sinusoidale individuale se anulează reciproc și, prin urmare, o abordare energetică care nu ține cont de modelul undelor din conductele de aer și consideră fluxul de energie sonoră poate fi considerat justificat.

Atenuarea în secțiunile drepte ale conductelor de aer din material tablă este cauzată de pierderile datorate deformării pereților și radiației sonore către exterior. Scăderea nivelului de putere sonoră D L P la 1 m lungime a secțiunilor drepte ale conductelor metalice de aer în funcție de frecvență poate fi apreciată din datele din Fig. 1.

După cum puteți vedea, în conductele de aer cu secțiune dreptunghiulară, atenuarea (scăderea intensității ultrasunetelor) scade odată cu creșterea frecvenței sunetului, în timp ce în conductele de aer cu secțiune rotundă, aceasta crește. Dacă există izolație termică pe conductele metalice de aer, prezentate în Fig. Valorile 1 ar trebui crescute de aproximativ două ori.

Conceptul de atenuare (scădere) a nivelului fluxului de energie sonoră nu poate fi identificat cu conceptul de modificare a nivelului presiunii sonore în canalul de aer. Pe măsură ce o undă sonoră se deplasează printr-un canal, cantitatea totală de energie pe care o transportă scade, dar aceasta nu este neapărat asociată cu o scădere a nivelului presiunii sonore. Într-un canal care se îngustează, în ciuda atenuării fluxului total de energie, nivelul presiunii sonore poate crește din cauza creșterii densității energiei sonore. Într-o conductă în expansiune, pe de altă parte, densitatea energiei (și nivelul presiunii sonore) poate scădea mai repede decât puterea totală a sunetului. Atenuarea sunetului într-o secțiune cu secțiune variabilă este egală cu:

(5)

unde L 1 și L 2 sunt nivelurile medii de presiune sonoră în secțiunile inițiale și finale ale secțiunii de canal de-a lungul undelor sonore;

F1 și F2 sunt zonele secțiunii transversale la începutul și, respectiv, la sfârșitul secțiunii de canal.

Atenuarea la viraj (în coturi, îndoituri) cu pereți netezi, a căror secțiune transversală este mai mică decât lungimea de undă, este determinată de reactanța, cum ar fi masa suplimentară și apariția unor moduri de ordin superior. Energia cinetică a fluxului la o viraj fără modificarea secțiunii transversale a canalului crește din cauza denivelării rezultate din câmpul de viteză. Rotația pătrată acționează ca un filtru trece-jos. Cantitatea de reducere a zgomotului la viraj în domeniul undelor plane este dată de o soluție teoretică exactă:

(6)

unde K este modulul coeficientului de transmisie a sunetului.

Pentru a ≥ l /2, valoarea lui K este zero și unda sonoră plană incidentă este teoretic reflectată complet de rotația canalului. Reducerea maximă a zgomotului are loc atunci când adâncimea de rotire este aproximativ jumătate din lungimea de undă. Din Fig. 2.

În modelele reale, conform lucrării, atenuarea maximă este de 8-10 dB, când jumătate din lungimea de undă se încadrează în lățimea canalului. Odată cu creșterea frecvenței, atenuarea scade la 3-6 dB în regiunea lungimilor de undă apropiate ca mărime de dublul lățimii canalului. Apoi crește ușor din nou la frecvențe înalte, ajungând la 8-13 dB. În fig. Figura 3 prezintă curbele de atenuare a zgomotului la viraje de canal pentru unde plane (curba 1) și pentru o incidență aleatoare, difuză a sunetului (curba 2). Aceste curbe sunt obținute pe baza datelor teoretice și experimentale. Prezența unui maxim de reducere a zgomotului la a = l /2 poate fi utilizată pentru a reduce zgomotul cu componente discrete de joasă frecvență prin ajustarea dimensiunilor canalului la ture la frecvența de interes.

Reducerea zgomotului la viraje mai mici de 90° este aproximativ proporțională cu unghiul de rotație. De exemplu, reducerea nivelului de zgomot la o viraj de 45° este egală cu jumătate din reducerea la o viraj de 90°. La viraje cu unghiuri mai mici de 45°, reducerea zgomotului nu este luată în considerare. Pentru viraje netede și curbe drepte ale conductelor de aer cu palete de ghidare, reducerea zgomotului (nivelul de putere sonoră) poate fi determinată folosind curbele din Fig. 4.

În ramurile de canal, ale căror dimensiuni transversale sunt mai mici de jumătate din lungimea de undă a sunetului, cauzele fizice ale atenuării sunt similare cu cauzele atenuării în coturi și coturi. Această atenuare se determină după cum urmează (Fig. 5).

Pe baza ecuației de continuitate a mediului:

Din condiția continuității presiunii (r p + r 0 = r pr) și ecuația (7), puterea sonoră transmisă poate fi reprezentată prin expresia

și reducerea nivelului de putere sonoră cu aria secțiunii transversale a ramificației

	(11)
	(12)
	(13)

Dacă are loc o schimbare bruscă a secțiunii transversale a unui canal cu dimensiuni transversale mai mici de semilungimi de undă (Fig. 6 a), se poate determina o scădere a nivelului de putere sonoră în același mod ca și la ramificare.

Formula de calcul pentru o astfel de modificare a secțiunii transversale a canalului are forma

(14)

unde m este raportul dintre secțiunea transversală mai mare a canalului și cea mai mică.

Reducerea nivelurilor de putere sonoră atunci când dimensiunile canalelor sunt mai mari decât jumătatea lungimii de undă a undelor în afara planului din cauza îngustării bruște a canalului este

Dacă canalul se extinde sau se îngustează fără probleme (Fig. 6 b și 6 d), atunci scăderea nivelului de putere a sunetului este zero, deoarece reflectarea undelor cu o lungime mai mică decât dimensiunea canalului nu are loc.

În elementele simple ale sistemelor de ventilație sunt acceptate următoarele valori de reducere la toate frecvențele: încălzitoare și răcitoare de aer 1,5 dB, aparate de aer condiționat centrale 10 dB, filtre cu plasă 0 dB, locul în care ventilatorul se învecinează cu rețeaua de conducte de aer 2 dB.

Reflexia sunetului de la capătul conductei de aer are loc dacă dimensiunea transversală a conductei de aer este mai mică decât lungimea de undă a sunetului (Fig. 7).

Dacă o undă plană se propagă, atunci nu există reflexie într-o conductă mare și putem presupune că nu există pierderi de reflexie. Cu toate acestea, dacă o deschidere conectează o cameră mare și un spațiu deschis, atunci intră doar undele sonore difuze îndreptate către deschidere, a căror energie este egală cu un sfert din energia câmpului difuz. Prin urmare, în acest caz, nivelul de intensitate a sunetului este slăbit cu 6 dB.

Caracteristicile direcționale ale radiației sonore de la grilajele de distribuție a aerului sunt prezentate în Fig. 8.

Când sursa de zgomot este situată în spațiu (de exemplu, pe o coloană într-o cameră mare) S = 4p r 2 (radiație într-o sferă plină); în partea de mijloc a peretelui, tavan S = 2p r 2 (radiație în emisferă); într-un unghi diedru (radiație în 1/4 sferă) S = p r 2 ; într-un unghi triedric S = p r 2 /2.

Atenuarea nivelului de zgomot în încăpere este determinată de formula (2). Punctul de proiectare este selectat în locul de reședință permanentă a oamenilor, cel mai apropiat de sursa de zgomot, la o distanță de 1,5 m de podea. Dacă zgomotul în punctul de proiectare este creat de mai multe grătare, atunci calculul acustic se face ținând cont de impactul total al acestora.

Când sursa de zgomot este o secțiune a unei conducte de aer de tranzit care trece printr-o încăpere, datele inițiale pentru calcul folosind formula (1) sunt nivelurile de putere sonoră de octave ale zgomotului emis de aceasta, determinate prin formula aproximativă:

(16)

unde L pi este nivelul de putere sonoră al sursei în banda de frecvență de octava i-a, dB;

D L’ Рnetii - atenuare in reteaua dintre sursa si sectiunea de tranzit luata in considerare, dB;

R Ti - izolarea fonică a structurii secțiunii de tranzit a conductei de aer, dB;

S T - suprafața secțiunii de tranzit care se deschide în cameră, m 2 ;

F T - aria secțiunii transversale a secțiunii conductei de aer, m 2.

Formula (16) nu ia în considerare creșterea densității energiei sonore în conducta de aer datorită reflexiilor; condiţiile de incidenţă şi transmitere a sunetului prin structura conductei sunt semnificativ diferite de transmiterea sunetului difuz prin incintele încăperii.

Punctele de calcul sunt situate în zona adiacentă clădirii

Dacă distanța de la ventilator la punctul de proiectare este mult mai mare decât dimensiunea acestuia, sursa de zgomot poate fi considerată o sursă punctuală.

În acest caz, nivelurile de presiune a sunetului de octave la punctele de proiectare sunt determinate de formulă

(17)

unde L Pocti este nivelul octavei de putere a sunetului sursei de zgomot, dB;

D L Pneti - reducerea totală a nivelului de putere sonoră de-a lungul traseului de propagare a sunetului în conducta de aer în banda de octave luată în considerare, dB;

D L ni - indicator de directivitate a radiației sunetului, dB;

r - distanta de la sursa de zgomot la punctul calculat, m;

W este unghiul spațial al radiației sonore;

b a - atenuarea sunetului în atmosferă, dB/km.

Dacă există un rând de mai multe ventilatoare, grile sau altă sursă extinsă de zgomot de dimensiuni limitate, atunci al treilea termen din formula (17) este luat egal cu 15 lgr.

Calculul zgomotului suportat de structură

Zgomotul structural în încăperile adiacente camerelor de ventilație apare ca urmare a transferului forțelor dinamice de la ventilator la tavan. Nivelul de presiune a sunetului de octave într-o cameră izolată adiacentă este determinat de formulă

Pentru ventilatoarele situate într-o încăpere tehnică în afara tavanului, deasupra încăperii izolate:

(20)

unde L Pi este nivelul octavei de putere sonoră a zgomotului aerului emis de ventilator în camera de ventilație, dB;

Z c este rezistența totală a undelor a elementelor izolatoare de vibrații pe care este instalată mașina frigorifică, N s/m;

Z per - impedanța de intrare a planșeului - placa portantă, în absența unei planșee pe fundație elastică, planșeu - dacă este prezentă, N s/m;

S este suprafața convențională a camerei tehnice deasupra încăperii izolate, m 2 ;

S = S1 pentru S1 > Su/4; S = Su/4; când S 1 ≤ S u /4, sau dacă camera tehnică nu este situată deasupra încăperii izolate, dar are un perete în comun cu aceasta;

S 1 - suprafața încăperii tehnice deasupra încăperii izolate, m 2 ;

S u - suprafața încăperii izolate, m 2 ;

S în - suprafața totală a încăperii tehnice, m 2 ;

R - izolare proprie a zgomotului aerian de către tavan, dB.

Determinarea reducerii zgomotului necesar

Reducerea necesară a nivelurilor de presiune sonoră de octave se calculează separat pentru fiecare sursă de zgomot (ventilator, elemente modelate, fitinguri), dar numărul de surse de zgomot de același tip din spectrul puterii sonore și mărimea nivelurilor de presiune sonoră create de fiecare. dintre ele la punctul de proiectare sunt luate în considerare. În general, reducerea necesară a zgomotului pentru fiecare sursă ar trebui să fie astfel încât nivelurile totale din toate benzile de frecvență de octave de la toate sursele de zgomot să nu depășească nivelurile admise de presiune sonoră.

În prezența unei singure surse de zgomot, reducerea necesară a nivelurilor de presiune sonoră de octave este determinată de formulă

unde n este numărul total de surse de zgomot luate în considerare.

Atunci când se determină D L trei dintre reducerea necesară a nivelurilor de presiune acustică de octave în zonele urbane, numărul total de surse de zgomot n ar trebui să includă toate sursele de zgomot care creează niveluri de presiune sonoră la punctul de proiectare care diferă cu mai puțin de 10 dB.

Atunci când se determină D L trei pentru punctele de proiectare dintr-o încăpere protejată de zgomotul din sistemul de ventilație, numărul total de surse de zgomot ar trebui să includă:

Când se calculează reducerea necesară a zgomotului ventilatorului - numărul de sisteme care deservesc camera; zgomotul generat de dispozitivele și fitingurile de distribuție a aerului nu este luat în considerare;

La calculul necesarului de reducere a zgomotului generat de dispozitivele de distribuție a aerului din sistemul de ventilație în cauză, - numărul de sisteme de ventilație care deservesc încăperea; nu se ia în considerare zgomotul ventilatorului, dispozitivelor de distribuție a aerului și elementelor modelate;

La calcularea reducerii zgomotului cerută generată de elementele modelate și de dispozitivele de distribuție a aerului din ramura în cauză, - numărul de elemente modelate și șocuri ale căror niveluri de zgomot diferă între ele cu mai puțin de 10 dB; Zgomotul ventilatorului și al grilelor nu este luat în considerare.

În același timp, numărul total de surse de zgomot luate în considerare nu ia în considerare sursele de zgomot care creează un nivel de presiune acustică la punctul de proiectare care este cu 10 dB mai mic decât este permis atunci când numărul lor este cu cel mult 3 și cu 15 dB mai mic. decât permis atunci când numărul lor nu este mai mare de 10.

După cum puteți vedea, calculul acustic nu este o sarcină simplă. Specialiștii în acustică oferă precizia necesară soluției sale. Eficacitatea reducerii zgomotului și costul implementării acestuia depind de acuratețea calculului acustic efectuat. Dacă reducerea zgomotului necesar calculată este subestimată, măsurile nu vor fi suficient de eficiente. În acest caz, va fi necesară eliminarea deficiențelor la instalația existentă, care este inevitabil asociată cu costuri materiale semnificative. Dacă reducerea necesară a zgomotului este prea mare, costurile nejustificate sunt incluse direct în proiect. Astfel, numai datorită instalării amortizoarelor, a căror lungime este cu 300-500 mm mai mare decât este necesar, costurile suplimentare la instalațiile medii și mari se pot ridica la 100-400 mii de ruble sau mai mult.

Literatură

1. SNiP II-12-77. Protecție împotriva zgomotului. M.: Stroyizdat, 1978.

2. SNiP 23-03-2003. Protecție împotriva zgomotului. Gosstroy al Rusiei, 2004.

3. Gusev V.P. Cerințe acustice și reguli de proiectare pentru sisteme de ventilație cu zgomot redus // ABOK. 2004. Nr. 4.

4. Orientări pentru calculul și proiectarea atenuării zgomotului unităților de ventilație. M.: Stroyizdat, 1982.

5. Yudin E. Ya., Terekhin A. S. Combaterea zgomotului de la unitățile de ventilație ale minei. M.: Nedra, 1985.

6. Reducerea zgomotului în clădiri și zone rezidențiale. Ed. G. L. Osipova, E. Ya. Yudina. M.: Stroyizdat, 1987.

7. Khoroshev S. A., Petrov Yu. I., Egorov P. F. Combaterea zgomotului ventilatorului. M.: Energoizdat, 1981.