Приклад - розрахунок шуму від систем вентиляції. Акустичний розрахунок припливної системи вентиляції

2008-04-14

Система вентиляції та кондиціювання повітря (СВКВ) є одним з основних джерел шуму в сучасних житлових, громадських та промислових будинках, на судах, у спальних вагонах поїздів, у різноманітних салонах та кабінах управління.

Шум у СВКВ йде від вентилятора (головного джерела шуму зі своїми завданнями) та інших джерел, поширюється по повітропроводу разом з потоком повітря та випромінюється у вентильоване приміщення. На шум та його зниження впливають: кондиціонери, опалювальні агрегати, регулюючі та повітророзподільні пристрої, конструкція, повороти та розгалуження повітроводів.

Акустичний розрахунок СВКВ проводиться з метою оптимального виборувсіх необхідних засобів зниження шуму та визначення очікуваного рівня шуму в розрахункових точках приміщення. Традиційно головним засобом зниження шуму системи є активні та реактивні глушники шуму. Звукоізоляцією та звукопоглинанням системи та приміщення потрібно забезпечити виконання норм допустимих для людини рівнів шуму – важливих екологічних норм.

Зараз у будівельних нормах та правилах Росії (СНіП), обов'язкових при проектуванні, будівництві та експлуатації будівель з метою захисту людей від шуму, склалася надзвичайна ситуація. У старому СНиП II-12-77 «Захист від шуму» метод акустичного розрахунку СВКВ будівель застарів і не увійшов тому до нового СНиП 23-03-2003 «Захист від шуму» (замість СНиП II-12-77), де він поки що взагалі Відсутнє.

Таким чином, старий метод застарів, а нового немає. Настає час створення сучасного методуакустичного розрахунку СВКВ у будинках, як це вже має місце бути зі своєю специфікою в інших, раніше більш просунутих по акустиці, галузях техніки, наприклад, на морських судах. Розглянемо три можливих способівакустичного розрахунку, стосовно СВКВ.

Перший спосіб акустичного розрахунку. У цьому способі, що встановлюється суто на аналітичних залежностях, використовується теорія довгих ліній, відома в електротехніці і віднесена до поширення звуку в газі, що заповнює вузьку трубу з жорсткими стінками . Розрахунок проводиться за умови, що діаметр труби набагато менше довжини звукової хвилі.

Для труби прямокутного перерізусторона повинна бути менше половини довжини хвилі, а для круглої труби- Радіус. Саме такі труби в акустиці називаються вузькими. Так, для повітря на частоті 100 Гц труба прямокутного перерізу буде вважатися вузькою, якщо сторона перерізу менше 1,65 м. У вузькій вигнутій трубі поширення звуку залишиться таким самим, як і в прямій трубі.

Це відомо з практики застосування переговорних труб, наприклад давно на пароплавах. Типова схемадовгої лінії системи вентиляції має дві визначальні величини: L wH - звукова потужність, що надходить у трубопровід нагнітання від вентилятора на початку довгої лінії, а L wK - звукова потужність, що виходить з трубопроводу нагнітання в кінці довгої лінії і надходить у вентильоване приміщення.

Довга лінія містить такі характерні елементи. Перерахуємо їх: вхідний отвір зі звукоізоляцією R 1 активний глушник шуму зі звукоізоляцією R 2 трійник зі звукоізоляцією R 3 реактивний глушник шуму зі звукоізоляцією R 4 дросельна заслінказі звукоізоляцією R 5 та випускний отвір зі звукоізоляцією R 6 . Під звукоізоляцією тут розуміється різниця в дБ між звуковою потужністю в падаючих на даний елемент хвилях і звукової потужності, що випромінюється цим елементом після проходження хвиль через нього.

Якщо звукоізоляція кожного з цих елементів не залежить від інших, то звукоізоляція всієї системи може бути оцінена розрахунком наступним чином. Хвильове рівняння для вузької труби має наступний вид рівняння для плоских звукових хвиль у необмеженому середовищі:

де c - швидкість звуку в повітрі, а p - звуковий тиск у трубі, пов'язаний з коливальною швидкістю в трубі за другим законом Ньютона співвідношенням

де ρ - щільність повітря. Звукова потужність для плоских гармонійних хвиль дорівнює інтегралу за площею поперечного перерізу S повітроводу за період звукових коливань T в Вт:

де T = 1/f - період звукових коливань, с; f - Частота коливань, Гц. Звукова потужність дБ: L w = 10lg(N/N 0), де N 0 = 10 -12 Вт. У межах зазначених припущень звукоізоляція довгої лінії системи вентиляції розраховується за такою формулою:

Число елементів n для конкретної СВКВ може бути, звичайно, більше за вказані вище n = 6. Застосуємо для розрахунку величин R i теорію довгих ліній до вищевказаних характерних елементів системи вентиляції повітря.

Вхідний та вихідний отвори системи вентиляціїз R 1 та R 6 . Місце з'єднання двох вузьких труб з різними площами поперечних перерізів S 1 і S 2 за теорією довгих ліній - аналог межі розділу двох середовищ при нормальному падінні звукових хвиль на межу розділу. Граничні умови на місці з'єднання двох труб визначаються рівністю звукових тисків і коливальних швидкостей з обох боків межі з'єднання, помножених на площі поперечних перерізів труб.

Вирішуючи отримані таким способом рівняння, отримаємо коефіцієнт проходження по енергії та звукоізоляцію місця з'єднання двох труб із зазначеними вище перерізами:

Аналіз цієї формули показує, що за S 2 >> S 1 властивості другої труби наближаються до властивостей вільної межі. Наприклад, вузьку трубу, відкриту в напівнескінченний простір, можна вважати з точки зору звукоізолюючого ефекту як межу з вакуумом. При 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.

Активний глушник шуму R2. Звукоізоляцію в цьому випадку приблизно і швидко можна оцінити в дБ, наприклад, за відомою формулою інженера А.І. Бєлова:

де П - периметр прохідного перерізу, м; l - Довжина глушника, м; S - площа поперечного перерізу каналу глушника, м 2; α екв - еквівалентний коефіцієнт звукопоглинання облицювання, що залежить від дійсного коефіцієнта поглинання α, наприклад, таким чином:

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

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

З формули слід, що звукоізоляція каналу активного глушника R 2 тим більше, чим більша поглинальна здатність стінок екв, довжина глушника l і відношення периметра каналу до площі його поперечного перерізу П/S. Для кращих звукопоглинаючих матеріалів, наприклад, марки ППУ-ЕТ, БЗМ і АТМ-1, а також інших звукопоглиначів, що широко використовуються, дійсний коефіцієнт звукопоглинання α представлений в .

Трійник R3. У системах вентиляції найчастіше перша труба з площею перерізу S 3 потім розгалужується на дві труби з площами перерізу S 3.1 і S 3.2 . Таке розгалуження називається трійником: через першу гілку звук надходить, через дві інші проходить далі. У випадку перша і друга труба можуть складатися із сукупності труб. Тоді маємо

Звукоізоляція трійника від перерізу S 3 до перерізу S 3.i визначається за формулою

Зауважимо, що через аерогідродинамічні міркування в трійниках прагнуть забезпечити рівність площі перерізів першої труби сумі площі перерізів у розгалуженнях.

Реактивний (камерний) глушник шуму R4. Камерний глушник шуму являє собою акустично вузьку трубу з перерізом S 4 переходить в іншу акустично вузьку трубу великого перерізу S 4.1 довжиною l, званої камерою, і потім знову переходить в акустично вузьку трубу з перерізом S 4 . Скористаємося й тут теорією довгої лінії. Замінивши у відомій формулі звукоізоляції шару довільної товщини при нормальному падінні звукових хвиль характеристичний імпеданс на відповідні зворотні величини площі труби отримаємо формулу звукоізоляції камерного глушника шуму

де k - хвильове число. Найбільшого значення звукоізоляція камерного шуму глушника досягає при sin(kl)= 1, тобто. при

де n = 1, 2, 3, … Частота максимальної звукоізоляції

де с - Швидкість звуку в повітрі. Якщо в такому глушнику використовується кілька камер, то формула звукоізоляції повинна застосовуватися послідовно від камери до камери, а сумарний ефект розраховується, наприклад, методом граничних умов. Ефективні глушники камери вимагають іноді великих габаритних розмірів. Але їх перевага полягає в тому, що вони можуть бути ефективними на будь-яких частотах, у тому числі низьких, де активні глушники практично не приносять користі.

Зона великої звукоізоляції у камерних глушників шуму охоплює досить широкі смуги частот, що повторюються, але вони мають також періодичні зони пропускання звуку, дуже вузькі за частотою . Для підвищення ефективності та вирівнювання частотної характеристики камерний глушник часто облицьовують зсередини звукопоглиначем.

Заслінка R 5 . Заслінка конструктивно являє собою тонку пластину площею S 5 і товщиною 5 , затискає між фланцями трубопроводу, отвір в якому площею S 5.1 менше внутрішнього діаметра труби (або ін. характерного розміру). Звукоізоляція такої дросельної заслінки

де с - Швидкість звуку в повітрі. У першому способі головне нам питання розробки нового методу — це оцінка точності і надійності результату акустичного розрахунку системи. Визначимо точність і надійність результату розрахунку звукової потужності, що надходить у вентильоване приміщення - в даному випадку величини

Перепишемо цей вислів у наступних позначеннях суми алгебри, а саме

Зауважимо, що абсолютна максимальна помилка наближеної величини є максимальна різниця між її точним значенням y 0 і наближеним y, тобто ± = y 0 - y. Абсолютна максимальна помилка суми алгебри декількох наближених величин y i дорівнює сумі абсолютних значень абсолютних помилок доданків:

Тут прийнято найменш сприятливий випадок, коли абсолютні помилки всіх доданків мають один і той самий знак. Насправді, приватні помилки можуть мати різні знаки і бути розподілені за різними законами. Найчастіше практично похибки алгебраїчної суми розподіляються за нормальним законом (розподіл Гаусса). Розглянемо ці похибки та зіставимо їх із відповідною величиною абсолютної максимальної похибки. Визначимо цю величину при припущенні, що кожен член алгебри y 0i суми розподілений за нормальним законом з центром M(y 0i) і стандартом

Тоді сума також дотримується нормального закону розподілу з математичним очікуванням

Похибка суми алгебри визначиться як:

Тоді можна стверджувати, що з надійністю, що дорівнює ймовірності 2Φ(t), похибка суми не перевищуватиме величини

При 2Φ(t), = 0,9973 маємо t = 3 = α і статистична оцінка за практично максимальної надійності похибка суми (формула) Абсолютна максимальна похибка в цьому випадку

Таким чином, 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).

Тут результат при ймовірнісній оцінці похибок у першому наближенні більш-менш може бути прийнятним. Отже, кращою є ймовірна оцінка похибок і саме її слід використовувати для вибору «запасу на незнання», який пропонується обов'язково застосовувати в акустичному розрахунку СВКВ для гарантії виконання допустимих норм шуму у приміщенні, що вентилюється (раніше цього не робилося).

Але і ймовірнісна оцінка похибок результату свідчить у разі про те, що досягти високої точності результатів розрахунку за першим способом важко навіть дуже простих схем і низькошвидкісної системи вентиляції. Для простих, складних, низько- та високошвидкісних схем СВКВ задовільної точності та надійності такого розрахунку можна досягти у багатьох випадках лише за другим способом.

Другий спосіб акустичного розрахунку. На морських судах давно використовують спосіб розрахунку, заснований частково на аналітичних залежностях, але вирішальним чином – на експериментальних даних. Використовуємо досвід розрахунків на судах для сучасних будівель. Тоді у вентильованому приміщенні, що обслуговується одним j-м розподільником повітря, рівні шуму L j , дБ, в розрахунковій точці слід визначати за наступною формулою:

де L wi - звукова потужність, дБ, що генерується в i-му елементі СВКВ, R i - звукоізоляція в i-му елементі СВКВ, дБ (див. перший спосіб),

величина, що враховує вплив приміщення на шум у ньому (у будівельній літературі іноді замість Q використовують B). Тут rj - відстань від j-го розподільника повітря до розрахункової точки приміщення, Q - постійна звукопоглинання приміщення, а величини χ, Φ, Ω, κ- емпіричні коефіцієнти (χ- коефіцієнт впливу ближнього поля, Ω- просторовий кут випромінювання джерела, Φ- фактор спрямованості джерела, κ-коефіцієнт порушення дифузності звукового поля).

Якщо в приміщенні сучасної будівлі розміщені m повітророзподільників, рівень шуму від кожного з яких у розрахунковій точці дорівнює L j , то сумарний шум від усіх повинен бути нижче допустимих для людини рівнів шуму, а саме:

де L H - санітарна норма шуму. За другим способом акустичного розрахунку звукова потужність L wi , що генерується у всіх елементах СВКВ, і звукоізоляція R i , що має бути у всіх цих елементах, для кожного з них знаходиться попередньо експериментально. Справа в тому, що за останні півтора-два десятиліття сильно прогресувала електронна техніка акустичних вимірювань, поєднана з комп'ютером.

В результаті підприємства, що випускають елементи СВКВ, повинні вказувати в паспортах та каталогах характеристики L wi та R i , які вимірюються відповідно до національних та міжнародних стандартів . Таким чином, у другому способі враховується генерація шуму не тільки у вентиляторі (як у першому способі), але і в усіх інших елементах СВКВ, що для середньо-і високошвидкісної систем може мати істотне значення.

Крім того, оскільки неможливо розрахувати звукоізоляцію R i таких елементів системи як кондиціонери, опалювальні агрегати, регулюючі та повітророзподільні пристрої, тому їх у першому способі немає. Але її можна визначити з необхідною точністю шляхом стандартних вимірювань, що робиться тепер для другого способу. У результаті, другий метод, на відміну першого, охоплює майже всі схеми СВКВ.

І, нарешті, другий спосіб враховує вплив властивостей приміщення на шум у ньому, а також значення допустимих для людини шуму згідно з діючими будівельними нормами і правилами. Основний недолік другого методу полягає в тому, що в ньому немає врахування акустичної взаємодії між елементами системи інтерференційних явищ у трубопроводах.

Підсумовування за вказаною формулою акустичного розрахунку СВКВ звукових потужностей джерел шуму у ватах, а звукоізоляції елементів у децибелах справедливе лише, щонайменше, коли інтерференції звукових хвиль у системі немає. А коли інтерференція у трубопроводах є, то вона може бути джерелом потужного звуку, на чому ґрунтується, наприклад, звучання деяких духових музичних інструментів.

Другий метод вже увійшов у навчальний посібник та методичні вказівки з курсових проектів будівельної акустики для студентів старших курсів Санкт-Петербурзького державного політехнічного університету. Неврахування інтерференційних явищ у трубопроводах збільшує «запас на незнання» або вимагає у відповідальних випадках експериментального доведення результату до потрібного ступеня точності та надійності.

Для вибору «запасу на незнання» кращою є, як було показано вище для першого способу, ймовірна оцінка похибок, яку пропонується обов'язково застосовувати в акустичному розрахунку СВКВ будівель для гарантії виконання допустимих норм шуму в приміщеннях при проектуванні сучасних будівель.

Третій спосіб акустичного розрахунку. Цей метод враховує інтерференційні процеси у вузькому трубопроводі довгої лінії. Такий облік може кардинально підвищити точність та надійність результату. Із зазначеною метою пропонується для вузьких труб застосувати «спосіб імпедансів» академіка АН СРСР та РАН Бреховських Л.М., який він використовував при розрахунку звукоізоляції довільного числа плоскопаралельних шарів.

Отже, визначимо спочатку вхідний імпеданс плоскопаралельного шару завтовшки δ 2 , стала поширення звуку якого γ 2 = β 2 + ik 2 і акустичне опір Z 2 = ρ 2 c 2 . Позначимо акустичне опір серед шару, звідки падають хвилі, Z 1 = ρ 1 c 1 , а серед за шаром маємо Z 3 = ρ 3 c 3 . Тоді звукове поле в шарі, при опущенні фактора i ωt, буде суперпозицією хвиль, що біжать у прямому і зворотному напрямках, зі звуковим тиском

Вхідний імпеданс усієї системи шарів (формула) може бути отриманий простим (n - 1)-кратним застосуванням попередньої формули, тоді маємо

Застосуємо тепер, як у першому способі, теорію довгих ліній до циліндричної труби. І таким чином, при інтерференції у вузьких трубах маємо формулу звукоізоляції в дБ довгої лінії системи вентиляції:

Вхідні імпеданси тут можуть бути отримані як, у простих випадках, розрахунком, так і, у всіх випадках, виміром на спеціальній установці сучасною акустичною апаратурою. За третім способом, аналогічно першому способу, маємо звукову потужність, що виходить з повітроводу нагнітання в кінці довгої лінії СВКВ і надходить у вентильоване приміщення за схемою:

Далі йде оцінка результату, як у першому способі із «запасом на незнання», і рівня звукового тиску приміщення L, як у другому способі. Остаточно отримуємо наступну основну формулу акустичного розрахунку системи вентиляції та кондиціювання повітря будівель:

При надійності розрахунку 2Φ(t)= 0,9973 (практично вищий ступінь надійності) маємо t = 3 та величини похибок дорівнюють 3σ Li та 3σ Ri . При надійності 2Φ(t)= 0,95 (високий ступінь надійності) маємо t = 1,96 і величини похибок дорівнюють приблизно 2σ Li та 2σ Ri , При надійності 2Φ(t)= 0,6827 (інженерна оцінка надійності) маємо t = 1,0 і величини похибок дорівнюють σ Li та σ Ri Третій спосіб, спрямований у майбутнє, точніший і надійніший, але й складніший — вимагає високої кваліфікації в галузях будівельної акустики, теорії ймовірностей та математичної статистики, сучасної вимірювальної техніки.

Його зручно використовувати в інженерних розрахунках із застосуванням комп'ютерних технологій. Він, на думку автора, може бути запропонований як новий метод акустичного розрахунку системи вентиляції та кондиціювання повітря будівель.

Підбиваючи підсумки

Рішення назрілих питань розробки нового методу акустичного розрахунку має враховувати найкраще з наявних способів. Пропонується такий новий метод акустичного розрахунку СВКВ будівель, який має мінімальний "запас на незнання" BB, завдяки врахуванню похибок методами теорії ймовірностей та математичної статистики та обліку інтерференційних явищ методом імпедансів.

Подані в статті відомості про новий метод розрахунку не містять деяких необхідних подробиць, отриманих додатковими дослідженнями та практикою роботи, та які становлять «ноу-хау» автора. Кінцева мета нового методу – забезпечити вибір комплексу засобів зниження шуму системи вентиляції та кондиціонування повітря будівель, що збільшує, порівняно з існуючим, ефективність, зменшуючи вагу та вартість СВКВ.

Технічні регламенти в галузі промислового та цивільного будівництва поки що відсутні, тому розробки в області, зокрема, зниження шуму СВКВ будівель актуальні і мають бути продовжені щонайменше до прийняття таких регламентів.

Бреховських Л.М. Хвилі в шаруватих середовищах// М.: Видавництво Академії наук СРСР. 1957.
Ісакович М.А. Загальна акустика // М: Видавництво «Наука», 1973.
Довідник із суднової акустики. За редакцією І.І. Клюкіна та І.І. Боголепова. - Ленінград, «Суднобудування», 1978.
Хорошєв Г.А., Петров Ю.І., Єгоров Н.Ф. Боротьба з шумом вентиляторів // М: Енерговидав, 1981.
Колесников А.Є. Акустичні виміри. Допущено Міністерством вищої та середньої спеціальної освіти СРСР як підручник для студентів вузів, які навчаються за спеціальністю «Електроакустика та ультразвукова техніка» // Ленінград, «Суднобудування», 1983.
Боголепов І.І. Промислова звукоізоляція. Передмова акад. І.А. Глібова. Теорія, дослідження, проектування, виготовлення, контроль // Ленінград, «Суднобудування», 1986.
Авіаційна акустика. Ч. 2. За ред. А.Г. Муніна. - М: «Машинобудування», 1986.
Ізак Г.Д., Гомзіков Е.А. Шум на судах та методи його зниження// М.: «Транспорт», 1987.
Зниження шуму в будинках та житлових районах. За ред. Г.Л. Осипова та Є.Я. Юдіна. - М.: Будвидав, 1987.
Будівельні норми і правила. Захист від шуму. СНіП II-12-77. Затверджено постановою Державного комітету Ради Міністрів СРСР у справах будівництва від 14 червня 1977 р. №72. - М: Держбуд Росії, 1997.
Посібник з розрахунку та проектування шумоглушення вентиляційних установок. Розроблено до СНиП II-12-77 організаціями НДІ будівельної фізики, ДПІ сантехпоект, НДІБК. - М.: Будвидав, 1982.
Каталог шумових характеристик технологічного обладнання (до СНіП II-12-77). НДІ будівельної фізики Держбуду СРСР // М.: Будвидав, 1988.
Будівельні норми та правила Російської Федерації. Захист від шуму (Sound protection). СНіП 23-03-2003. Прийнято та введено в дію постановою Держбуду Росії від 30 червня 2003 р. №136. Дата запровадження 2004-04-01.
Звукоізоляція та звукопоглинання. Навчальний посібник для студентів вузів, які навчаються за спеціальністю «Промислове та цивільне будівництво» та «Теплогазопостачання та вентиляція» за ред. Г.Л. Осипова та В.М. Бобильова. - М: Видавництво АСТ-Астрель, 2004.
Боголепов І.І. Акустичний розрахунок та проектування системи вентиляції та кондиціювання повітря. Методичні вказівки до курсових проектів. Санкт-Петербурзький державний політехнічний університет // Санкт-Петербург. Видавництво СПбОДЗПП, 2004.
Боголепов І.І. Будівельна акустика Передмова акад. Ю.С. Васильєва // Санкт-Петербург. Видавництво Політехнічного університету, 2006.
Сотніков А.Г. Процеси, апарати та системи кондиціювання повітря та вентиляції. Теорія, техніка та проектування на рубежі століть // Санкт-Петербург, Видавництво AT-Publishing, 2007.
www.integral.ru. Фірма "Інтеграл". Розрахунок рівня зовнішнього шуму систем вентиляції за: СНиП II-12-77 (ч. II) - «Посібник з розрахунку та проектування шумоглушення вентиляційних установок». Санкт-Петербург, 2007.
www.iso.org - сайт в Інтернеті, на якому є повна інформація про Міжнародну організацію зі стандартизації ISO, каталог та Інтернет-магазин стандартів, через який можна придбати будь-який стандарт ISO, що діє в даний час, в електронному або друкованому вигляді.
www.iec.ch - сайт в Інтернеті, на якому є повна інформація про Міжнародну електротехнічну комісію IEC, каталог та Інтернет-магазин її стандартів, через який можна придбати чинний в даний час стандарт IEC в електронному або друкованому вигляді.
www.nitskd.ru.tc358 - сайт в Інтернеті, на якому є повна інформація про роботу технічного комітету ТК 358 «Акустика» Федерального агентства з технічного регулювання, каталог та Інтернет-магазин національних стандартів, через який можна придбати потрібний російський стандарт в електронному чи друкованому вигляді.
Федеральний закон від 27 грудня 2002 р. №184-ФЗ «Про технічне регулювання» (зі змінами від 9 травня 2005 р.). Прийнятий Державної Думою 15 грудня 2002 р. схвалений Радою Федерації 18 грудня 2002 р. Про реалізацію цього Федерального закону див. наказ Держгіртехнагляду РФ від 27 березня 2003 р. №54.
Федеральний закон від 1 травня 2007 р. №65-ФЗ «Про внесення змін до Федерального закону «Про технічне регулювання».

Опис:

Діючими в країні нормами та правилами передбачено, що у проектах мають бути передбачені заходи щодо захисту від шуму обладнання, що використовується для життєзабезпечення людини. До такого обладнання відносяться системи вентиляції та кондиціювання повітря.

Акустичний розрахунок як основа для проектування малошумної системи вентиляції (кондиціювання)

В. П. Гусєв, доктор техн. наук, зав. лабораторією захисту від шуму вентиляційного та інженерно-технологічного обладнання (НДІСФ)

Діючими в країні нормами та правилами передбачено, що у проектах мають бути передбачені заходи щодо захисту від шуму обладнання, що використовується для життєзабезпечення людини. До такого обладнання належать системи вентиляції та кондиціювання повітря.

Основою для проектування шумоглушення систем вентиляції та кондиціювання повітря є акустичний розрахунок – обов'язковий додаток до проекту вентиляції будь-якого об'єкта. Основні завдання такого розрахунку: визначення октавного спектру повітряного, структурного вентиляційного шуму в розрахункових точках та його необхідного зниження шляхом зіставлення цього спектра з допустимим спектром гігієнічних норм. Після підбору будівельно-акустичних заходів щодо забезпечення необхідного зниження шуму проводиться перевірочний розрахунок очікуваних рівнів звукового тиску в тих самих розрахункових точках з урахуванням ефективності цих заходів.

Нижче наведені матеріали не претендують на повноту викладу методики акустичного розрахунку вентиляційних систем (установок). Вони містять відомості, які уточнюють, доповнюють або по-новому розкривають різні аспекти цієї методики з прикладу акустичного розрахунку вентилятора як основного джерела шуму вентиляційної системи. Матеріали будуть використані при підготовці зведення правил щодо розрахунку та проектування шумоглушення вентиляційних установок до нового СНіП.

Вихідними даними для акустичного розрахунку є шумові характеристики обладнання - рівні звукової потужності (УЗМ) в октавних смугах із середньогеометричними частотами 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц. Для орієнтовних розрахунків іноді використовують кориговані рівні звукової потужності джерел шуму в дБА.

Розрахункові точки розташовуються у місцях проживання людини, зокрема, на місці встановлення вентилятора (у вентиляційній камері); у приміщеннях або в зонах, що межують із місцем встановлення вентилятора; у приміщеннях, що обслуговуються системою вентиляції; у приміщеннях, де повітроводи проходять транзитом; в зоні пристрою прийому чи викиду повітря, або лише прийому повітря для рециркуляції.

Розрахункова точка знаходиться у приміщенні, де встановлений вентилятор

У загальному випадку рівні звукового тиску в приміщенні залежать від звукової потужності джерела та фактора спрямованості випромінювання шуму, кількості джерел шуму, від розташування розрахункової точки щодо джерела та будівельних конструкцій, що захищають, від розмірів і акустичних якостей приміщення.

Октавні рівні звукового тиску, що створюються вентилятором (вентиляторами) у місці установки (у венткамері), рівні:

де Фi – фактор спрямованості джерела шуму (безрозмірний);

S - площа уявної сфери або її частини, що оточує джерело і проходить через розрахункову точку, м 2;

B - акустична стала приміщення, м 2 .

Розрахункова точка знаходиться у приміщенні, суміжному із приміщенням, де встановлений вентилятор

Октавні рівні повітряного шуму, що проникає через огорожу в ізольоване приміщення, суміжне з приміщенням, де встановлений вентилятор, визначаються звукоізолюючою здатністю огорож шумного приміщення та акустичними якостями приміщення, що захищається, що виражається формулою :

(3)

де L ш - октавний рівень звукового тиску у приміщенні з джерелом шуму, дБ;

R - ізоляція від повітряного шуму конструкцією, що захищає, через яку проникає шум, дБ;

S - площа огороджувальної конструкції, м 2;

B u - акустична стала ізольованого приміщення, м 2 ;

k - коефіцієнт, що враховує порушення дифузності звукового поля у приміщенні.

Розрахункова точка знаходиться в приміщенні, що обслуговується системою

Шум від вентилятора поширюється по повітроводу (повітряному каналу), частково згасає в його елементах і через повітророзподільні і повітроприймальні решітки проникає в приміщення, що обслуговується. Октавні рівні звукового тиску в приміщенні залежать від величини зниження шуму в повітряному каналі та акустичних якостей цього приміщення:

(4)

де L Pi - рівень звукової потужності в i-й октаві, що випромінюється вентилятором у повітряний канал;

D L мережіi - загасання в повітряному каналі (у мережі) між джерелом шуму та приміщенням;

D L помі - те саме, що у формулі (1) - формула (2).

Згасання в мережі (у повітряному каналі) D L Р мережі - сума загасань в її елементах, послідовно розташованих по ходу звукових хвиль. Енергетична теорія поширення звуку трубами передбачає, що це елементи впливають друг на друга. Насправді послідовність фасонних елементів і прямих ділянок утворюють єдину хвильову систему, коли на чистих синусоїдальних тонах принцип незалежності згасання у випадку може виправдовуватися. Разом з тим, в октавних (широких) смугах частот стоячі хвилі, створювані окремими синусоїдальними складовими, компенсують один одного, і тому енергетичний підхід, який не враховує хвильової картини в повітроводах і розглядає потік звукової енергії, можна вважати виправданим.

Згасання на прямих ділянках повітроводів з листового матеріалу обумовлено втратами на деформацію стінок та випромінювання звуку назовні. Про зниження рівня звукової потужності DL на 1 м довжини прямих ділянок металевих повітроводів в залежності від частоти можна судити за даними рис. 1.

Як видно, у повітроводах прямокутного перерізу згасання (зниження УЗМ) зі зростанням частоти звуку зменшується, а круглого перерізу зростає. За наявності теплоізоляції на металевих повітроводах наведені на рис. 1 значення слід збільшувати приблизно удвічі.

Поняття згасання (зниження) рівня потоку звукової енергії не можна ототожнювати з поняттям зміни рівня звукового тиску повітряному каналі. При русі звукової хвилі каналом загальна кількість енергії, що вона несе, зменшується, але ці обов'язково пов'язані з зменшенням рівня звукового тиску. У каналі, що звужується, незважаючи на загасання загального потоку енергії, рівень звукового тиску може збільшуватися внаслідок збільшення щільності звукової енергії. У каналі, що розширюється, навпаки, щільність енергії (і рівень звукового тиску) може зменшуватися швидше, ніж загальна звукова потужність. Згасання звуку на ділянці зі змінним перетином одно:

(5)

де L 1 і L 2 - середні рівні звукового тиску в початковому та кінцевому по ходу звукових хвиль перерізах ділянки каналу;

F 1 і F 2 - площі поперечних перерізів відповідно на початку та в кінці ділянки каналу.

Згасання на поворотах (у колінах, відводах) з гладкими стінками, поперечний переріз яких менше довжини хвилі, визначається реактивним опором типу додаткової маси та виникненням мод вищого порядку. Кінетична енергія потоку на повороті без зміни перерізу каналу збільшується через нерівномірність поля швидкостей, що виникає. Прямокутний поворот діє подібно до фільтру низьких частот. Величину зниження шуму на повороті в діапазоні плоских хвиль дає точне теоретичне рішення:

(6)

де K – модуль коефіцієнта проходження звуку.

При a ≥ l /2 величина K дорівнює нулю і плоска звукова хвиля, що падає, теоретично повністю відображається поворотом каналу. Максимальне зниження шуму спостерігається, коли глибина повороту дорівнює приблизно половині довжини хвилі. Про величину теоретичного модуля коефіцієнта проходження звуку через прямокутні повороти можна судити з рис. 2.

У реальних конструкціях за даними робіт максимальне згасання дорівнює 8-10 дБ, коли ширині каналу укладається половина довжини хвилі. З підвищенням частоти згасання зменшується до 3-6 дБ в ділянці довжин хвиль, близьких за величиною до подвоєної ширини каналу. Потім він знову плавно зростає на високих частотах, досягаючи 8-13 дБ. На рис. 3 показані криві згасання шуму на поворотах каналів для плоских хвиль (крива 1) та для випадкового, дифузного падіння звуку (крива 2). Ці криві отримані на основі теоретичних та експериментальних даних. Наявність максимуму зниження шуму при a = l /2 можна використовувати зниження шуму з низькочастотними дискретними складовими, налаштовуючи розміри каналів на поворотах на цікаву частоту.

Зниження шуму на поворотах, кут яких менше 90°, приблизно пропорційно величині кута повороту. Наприклад, зменшення рівня шуму на повороті з кутом 45° дорівнює половині його зменшення на повороті з кутом 90°. На поворотах із кутом менше 45° зменшення шуму не враховується. Для плавних поворотів і прямих колін повітроводів із напрямними лопатками зниження шуму (рівня звукової потужності) можна визначити, користуючись кривими рис. 4.

У розгалуженнях каналів, поперечні розміри яких менше половини довжини звукової хвилі, фізичні причини згасання аналогічні причин згасання в колінах та відводах. Це згасання визначається так (рис. 5).

На підставі рівняння нерозривності середовища:

З умови безперервності тиску (r п + r 0 = r пр) і рівняння (7) звукова потужність, що пройшла, може бути представлена виразом

а зниження рівня звукової потужності при площі перерізу відгалуження

	(11)
	(12)
	(13)

При раптовій зміні перерізу каналу з поперечними розмірами менше довжин напівхвиль (рис. 6 а) зниження рівня звукової потужності може бути визначено так само, як при розгалуженнях.

Розрахункова формула для такої зміни перерізу каналу має вигляд

(14)

де m - відношення більшої площі перерізу каналу до меншої.

Зниження рівнів звукової потужності, коли розміри каналів більші за довжину напівхвиль неплоських хвиль при раптовому звуженні каналу, дорівнює

Якщо канал розширюється або плавно звужується (рис. 6 б і 6 г), зниження рівня звукової потужності дорівнює нулю, тому що відображення хвиль з довжиною, меншою розмірів каналу, не відбувається.

У простих елементах вентиляційних систем приймають такі величини зниження на всіх частотах: калорифери і охолоджувачі повітря 1,5 дБ, центральні кондиціонери 10 дБ, сітчасті фільтри 0 дБ, місце примикання вентилятора до мережі повітроводів 2 дБ.

Відображення звуку від кінця повітроводу відбувається в тому випадку, якщо поперечний розмір повітроводу менший за довжину звукової хвилі (рис. 7).

Якщо поширюється плоска хвиля, то у великому повітроводі відбиття відсутнє, і можна вважати, що втрат на відбиття немає. Однак якщо отвір з'єднує приміщення великих розмірів і відкритий простір, то в отвір потрапляють лише дифузні звукові хвилі, спрямовані до отвору, енергія яких дорівнює четвертій частині енергії дифузного поля. Тож у разі відбувається ослаблення рівня інтенсивності звуку на 6 дБ.

Характеристики спрямованості випромінювання звуку повітророзподільними решітками вказано на рис. 8.

При розташуванні джерела шуму у просторі (наприклад, на колоні у великому приміщенні) S = 4p r 2 (випромінювання на повну сферу); у середній частині стіни, перекриття S = 2p r 2 (випромінювання у півсферу); у двогранному куті (випромінювання в 1/4 сфери) S = p r 2; у тригранному кутку S = p r 2/2.

Ослаблення рівня шуму у приміщенні визначається формулою (2). Розрахункова точка вибирається у місці постійного перебування людей, найближчим до джерела шуму, на відстані 1,5 м від підлоги. Якщо шум у розрахунковій точці створюється кількома гратами, то акустичний розрахунок проводиться з урахуванням їхнього сумарного впливу.

Коли джерелом шуму є ділянка транзитного повітроводу, що проходить через приміщення, вихідними даними для розрахунку за формулою (1) служать октавні рівні звукової потужності шуму, що випромінюється ним, визначені за наближеною формулою:

(16)

де L pi - рівень звукової потужності джерела в i-ї октавної смуги частот, дБ;

D L' Рсетіi - загасання в мережі між джерелом і транзитною ділянкою, що розглядається, дБ;

R Ti - звукоізоляція конструкції транзитної ділянки повітроводу, дБ;

S T - площа поверхні транзитної ділянки, що виходить у приміщення, м 2;

F T - площа поперечного перерізу ділянки повітроводу, м 2 .

Формула (16) не враховує підвищення щільності звукової енергії в повітропроводі за рахунок відбиття; умови падіння та проходження звуку через конструкцію повітроводу істотно відрізняються від проходження дифузного звуку через огородження приміщення.

Розрахункові точки знаходяться на прилеглій до будівлі території

Шум вентилятора поширюється по повітроводу і випромінюється в навколишній простір через решітку або шахту, безпосередньо через стінки корпусу вентилятора або відкритий патрубок при встановленні вентилятора ззовні будівлі.

При відстані від вентилятора до розрахункової точки набагато більше його розмірів джерело шуму вважатимуться точковим.

У цьому випадку октавні рівні звукового тиску в розрахункових точках визначаються за формулою

(17)

де L Pокті - октавний рівень звукової потужності джерела шуму, дБ;

D L Pсетіi - сумарне зниження рівня звукової потужності шляхом поширення звуку в повітроводі в аналізованої октавної смузі, дБ;

D L ні - показник спрямованості випромінювання звуку, дБ;

r - відстань від джерела шуму до розрахункової точки м;

W – просторовий кут випромінювання звуку;

b a - загасання звуку в атмосфері, дБ/км.

Якщо є ряд з декількох вентиляторів, решіток або інше протяжне джерело шуму обмежених розмірів, то третій член формули (17) приймається рівним 15 lgr .

Розрахунок структурного шуму

Структурний шум у приміщеннях, суміжних із вентиляційними камерами, виникає внаслідок передачі динамічних сил від вентилятора на перекриття. Октавний рівень звукового тиску в суміжному приміщенні, що ізолюється, визначають за формулою

Для вентиляторів, розташованих у технічному приміщенні поза межами перекриття над ізольованим приміщенням:

(20)

де L Pi - октавний рівень звукової потужності повітряного шуму, що випромінюється вентилятором у вентиляційну камеру, дБ;

Z c - сумарний хвильовий опір елементів віброізоляторів, на яких встановлена холодильна машина Н с/м;

Z пер - вхідний імпеданс перекриття - несучої плити, відсутність підлоги на пружній підставі, плити підлоги - за його наявності, Н с/м;

S - умовна площа перекриття технічного приміщення над ізольованим приміщенням, м 2;

S = S 1 при S 1 > S u /4; S = S u /4; при S 1 ≤ S u /4 або якщо технічне приміщення не знаходиться над ізольованим приміщенням, але має одну спільну з ним стіну;

S 1 - площа технічного приміщення над ізольованим приміщенням, м 2;

S u - площа приміщення, що ізолюється, м 2 ;

S в - загальна площа технічного приміщення, м2;

R – власна ізоляція повітряного шуму перекриттям, дБ.

Визначення необхідного зниження шуму

Необхідне зниження октавних рівнів звукового тиску розраховують окремо для кожного джерела шуму (вентилятора, фасонних елементів, арматури), але при цьому враховують кількість однотипних за спектром звукової потужності джерел шуму та величини рівнів звукового тиску, створюваних кожним з них у розрахунковій точці. У загальному випадку необхідне зниження шуму для кожного джерела має бути таким, щоб сумарні рівні у всіх октавних смугах частот від усіх джерел шуму не перевищували допустимі рівні звукового тиску.

За наявності одного джерела шуму необхідне зниження октавних рівнів звукового тиску визначається за формулою

де n - загальна кількість прийнятих до розрахунку джерел шуму.

У загальну кількість джерел шуму n при визначенні D L трi необхідного зниження октавних рівнів звукового тиску на території міської забудови слід включати всі джерела шуму, які у розрахунковій точці створюють рівні звукового тиску, що відрізняються менш ніж на 10 дБ.

При визначенні D L трi для розрахункових точок у приміщенні, що захищається від шуму системи вентиляції, до загальної кількості джерел шуму слід включати:

При розрахунку необхідного зниження шуму вентилятора – кількість систем, що обслуговують приміщення; шум, що генерується повітророзподільними пристроями та фасонними елементами, при цьому не враховується;

При розрахунку необхідного зниження шуму, що генерується повітророзподільчими пристроями вентиляційної системи, що розглядається, - кількість систем вентиляції, що обслуговують приміщення; шум вентилятора, повітророзподільних пристроїв та фасонних елементів при цьому не враховується;

При розрахунку необхідного зниження шуму, що генерується фасонними елементами і повітророзподільними пристроями розгалуженого відгалуження, - кількість фасонних елементів і дроселів, рівні шуму яких відрізняються один від одного менш ніж на 10 дБ; шум вентилятора та решіток при цьому не враховується.

Разом з тим у загальній кількості джерел шуму, що приймаються в розрахунок, не враховуються джерела шуму, що створюють у розрахунковій точці рівень звукового тиску на 10 дБ менші, ніж допустимий, при їх кількості не більше 3 і на 15 дБ менше допустимого при їх числі не більше 10.

Як видно, акустичний розрахунок – не просте завдання. Необхідну точність її вирішення забезпечують спеціалісти-акустики. Від точності акустичного розрахунку залежить ефективність шумоглушення і вартість його здійснення. Якщо величина розрахованого необхідного зниження шуму занижена, заходи будуть недостатньо ефективні. І тут потрібно усунення недоліків на діючому об'єкті, що неминуче пов'язані з істотними матеріальними затратами. При підвищеному необхідному зниженні шуму невиправдані витрати закладаються у проект. Так, тільки за рахунок установки глушників, довжина яких більша за потрібну на 300-500 мм, додаткові витрати на середніх і великих об'єктах можуть становити 100-400 тисяч рублів і більше.

Література

1. СНіП II-12-77. Захист від шуму. М.: Будвидав, 1978.

2. СНіП 23-03-2003. Захист від шуму. Держбуд Росії, 2004.

3. Гусєв В. П. Акустичні вимоги та правила проектування малошумних систем вентиляції // АВОК. 2004. № 4.

4. Посібник з розрахунку та проектування шумоглушення вентиляційних установок. М.: Будвидав, 1982.

5. Юдін Є. Я., Терьохін А. С. Боротьба з шумом шахтних вентиляційних установок. М.: Надра, 1985.

6. Зниження шуму в будинках та житлових районах. За ред. Г. Л. Осипова, Є. Я. Юдіна. М.: Будвидав, 1987.

7. Хорошєв С. А., Петров Ю. І., Єгоров П. Ф. Боротьба з шумом вентиляторів. М: Енерговидав, 1981.

Вихідними даними для акустичного розрахунку є шумові характеристики обладнання - рівні звукової потужності (УЗМ) в октавних смугах із середньогеометричними частотами 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц. Для орієнтовних розрахунків можуть використовуватися кориговані рівні звукової потужності джерел шуму дБА.

Розрахункові точки розташовуються у місцях проживання людини, зокрема, на місці встановлення вентилятора (у вентиляційній камері); у приміщеннях або в зонах, що межують із місцем встановлення вентилятора; у приміщеннях, що обслуговуються системою вентиляції; у приміщеннях, де повітроводи проходять транзитом; у зоні пристрою прийому або викиду повітря, або лише прийому повітря для рециркуляції.

Розрахункова точка знаходиться у приміщенні, де встановлений вентилятор

де Фi – фактор спрямованості джерела шуму (безрозмірний);

S - площа уявної сфери або її частини, що оточує джерело і проходить через розрахункову точку, м 2;

B - акустична стала приміщення, м 2 .

Розрахункові точки знаходяться на прилеглій до будівлі території

У цьому випадку октавні рівні звукового тиску в розрахункових точках визначаються за формулою

де L Pокті - октавний рівень звукової потужності джерела шуму, дБ;

∆L Pсетіi - сумарне зниження рівня звукової потужності шляхом поширення звуку в повітроводі в аналізованої октавної смузі, дБ;

∆L ні - показник спрямованості випромінювання звуку, дБ;

r - відстань від джерела шуму до розрахункової точки м;

W – просторовий кут випромінювання звуку;

b a - загасання звуку в атмосфері, дБ/км.

Вентиляційні системи шумлять та вібрують. Інтенсивність та область поширення звуків залежить від місця розташування основних агрегатів, протяжності повітроводів, загальної продуктивності, а також типу будівлі та її функціонального призначення. Розрахунок шуму від вентиляції покликаний підібрати механізми роботи і матеріали, при яких він не виходитиме за рамки нормативних значень, і входить в проект вентсистем, як один з пунктів.

Вентиляційні системи складаються з окремих елементів, кожен із яких є джерелом неприємних звуків:

У вентилятора це може бути лопата або двигун. Лопата шумить через різкий перепад тиску з одного та іншого боку. Двигун - через поломку або неправильну установку. Охолоджувальні установки видають шум з тих самих причин, також додається неправильна робота компресора.
Повітропроводи. Є дві причини: перша – вихрові утворення з повітря, що ударяються об стінки. Докладніше ми про це говорили у статті. Друга – гул у місцях зміни перерізу повітроводу. Проблеми вирішуються зниженням швидкості руху газу.
Будівельні конструкції. Побічні шуми від вібрацій вентиляторів та інших установок, що передаються на елементи будівлі. Рішення здійснюється за рахунок монтажу спеціальних опор або прокладок для гасіння вібрації. Наочний приклад - кондиціонер у квартирі: якщо зовнішній блок закріплений не у всіх точках, або монтажники забули поставити захисні прокладки, його робота може доставляти акустичний дискомфорт у господарів установки або їх сусідів.

Способи передачі

Існує три шляхи поширення звуку, і щоб розрахувати звукове навантаження, треба знати, як саме він передається всіма трьома способами:

Повітряний: шум від установок, що працюють. Поширюється як усередині, і зовні будівлі. Основне джерело навантаження для людей. Наприклад, великий магазин, кондиціонери та холодильні установки, у якого розташовані з тильної частини будівлі. Звукові хвилі поширюються на всі боки до довколишніх будинків.
Гідравлічний: джерело шуму – труби з рідиною. Звукові хвилі передаються великі відстані по всій будівлі. Викликається зміною розміру перерізу трубопроводу та порушенням роботи компресора.
Вібраційний: джерело – будівельні конструкції. Викликається неправильним встановленням вентиляторів або інших частин системи. Передається по всій будівлі та за її межі.

Деякі фахівці використовують в розрахунках наукові дослідження з інших країн. Наприклад, є формула, опублікована у німецькому журналі: з її допомогою розраховується генерація звуку стінками повітроводу, залежно від швидкості руху потоку повітря.

Спосіб заміру

Часто потрібно заміряти допустимий рівень шуму або інтенсивність вібрацій у вже змонтованих системах вентиляції, що працюють. Класичний спосіб вимірювання передбачає використання спеціального приладу «шумоміру»: він визначає силу поширення звукових хвиль. Вимірювання ведеться з використанням трьох фільтрів, що дозволяють відсікати непотрібні звуки за кордоном досліджуваної зони. Перший фільтр – заміряє звук, інтенсивність якого вбирається у 50 дБ. Другий – від 50 до 85 дБ. Третій – понад 80 дБ.

Вібрації вимірюються у Герцах (Гц) для кількох точок. Наприклад, в безпосередній близькості від джерела шуму, потім на певній відстані, після цього - у віддаленій точці.

Норми та правила

Правила розрахунку шуму від роботи вентиляції та алгоритми виконання обчислень зазначені у СНіП 23-03-2003 «Захист від шуму»; ГОСТ 12.1.023-80 “Система стандартів безпеки праці (ССБТ). Шум. Методи встановлення значень шумових характеристик стаціонарних машин.

При визначенні звукового навантаження біля будівель необхідно пам'ятати, що нормативні значення дано для інтервально-працюючої механічної вентиляції та відкритих вікон. Якщо беруться до розрахунку закриті вікна та примусова система повітрообміну, здатна забезпечити проектну кратність, то як норми використовуються інші параметри. Граничний рівень шуму довкола будівлі підвищується до межі, що дозволяє зберегти нормативні параметри всередині приміщення.

Вимоги щодо рівня звукового навантаження для жили та громадських будівель залежать від їх категорії:

А – найкращі умови.
Б – комфортне середовище.
В – рівень шуму межі граничного.

Акустичний розрахунок

Застосовується проектувальниками визначення шумопоглинання. Основне завдання акустичного розрахунку – обчислити актавний спектр звукових навантажень у всіх точках, визначених заздалегідь, а отримане значення можна порівняти з нормативним, максимально допустимим. При необхідності зменшити до встановлених стандартів.

Розрахунок виконується за шумовими характеристиками ветиляційного обладнання, вони повинні вказуватись у технічній документації.

Точки розрахунку:

безпосереднє місце встановлення обладнання;
сусідні приміщення;
всі приміщення, де працює вентсистема, включаючи підвальні;
кімнати транзитної програми повітряних каналів;
місця впуску приточування чи випуску витяжки.

Акустичний розрахунок виконуються за двома основними формулами, вибір яких залежить від місця розташування точки.

Точка розрахунку береться всередині будівлі, безпосередньо поблизу вентилятора. Звуковий тиск залежить від потужності та кількості вентиляторів, спрямованості хвиль та інших параметрів. Формула 1 визначення октавних рівнів звукового тиску від одного або декількох вентиляторів виглядає так:

де L Pi - потужність звуку у кожній октаві;
∆L помі - зменшення інтенсивності шумового навантаження, пов'язане з різноспрямованим рухом звукових хвиль та втратами потужності від поширення в повітряному середовищі;

За формулою 2 визначається ∆L помі:

де Фі - безрозмірний фактор вектора поширення хвиль;
S-площа сфери або півсфери, яка захоплює вентилятор і точку розрахунку, м 2;
B - постійне значення постійної акустичної в приміщенні, м 2 .

Крапка розрахунку береться за межами будівлі на прилеглій території. Звук від роботи поширюється через стінки вентшахт, решітки та корпус вентилятора. Умовно приймається, що джерело шуму - точковий (відстань від вентилятора до розрахункової позиції значно більше, ніж розмір апарату). Тоді октавний рівень шумового тиску обчислюється за формулою 3:

де L Pокті - октавна потужність джерела шуму, дБ;
∆L Pсетіi - втрата потужності звуку при його поширенні по повітроводу, дБ;
∆L ні - показник спрямованості випромінювання звуку, дБ;
r - Довжина відрізка від вентилятора до точки розрахунку, м;
W - кут випромінювання звуку у просторі;
b a – зниження інтенсивності шуму в атмосфері, дБ/км.

Якщо одну точку діє кілька джерел шуму, наприклад, вентилятор і кондиціонер, то методика обчислень трохи змінюється. Не можна просто взяти і скласти всі джерела, тому досвідчені проектувальники йдуть іншим шляхом, прибираючи всі непотрібні дані. Обчислюється різниця між найбільшим та найменшим за інтенсивністю джерелом, а отримане значення порівнюється з нормативним параметром та плюсується до рівня найбільшого.

Зниження звукового навантаження від роботи вентилятора

Існує комплекс заходів, що дозволяють нівелювати неприємні людському вуху фактори шуму від роботи вентилятора:

Вибір обладнання. Професійний проектувальник, на відміну від дилетанта, завжди звертає увагу на шум від системи та підбирає вентилятори, що забезпечують нормативні параметри мікроклімату, але при цьому без великого запасу потужності. На ринку представлений широкий асортимент вентиляторів із глушниками, вони добре захищають від неприємних звуків та вібрацій.
Вибір місця встановлення. Потужне вентиляційне обладнання монтується тільки за межами приміщення, що обслуговується: це може бути дах або спеціальна камера. Наприклад, якщо поставити вентилятор на горище в панельному будинку, то мешканці на останньому поверсі одразу відчують дискомфорт. Тому в таких випадках використовуються лише дахові вентилятори.
Підбір швидкості руху повітря каналами. Проектувальники виходять із акустичного розрахунку. Наприклад, для класичного воздуховода 300×900 мм вона трохи більше 10 м/с.
Віброізоляція, звукоізоляція та екранування. Віброізоляція передбачає встановлення спеціальних опор, які гасять вібрації. Звукоізоляція здійснюється обклеюванням корпусів спеціальним матеріалом. Екранування включає відсікання джерела звуку від будівлі або приміщення за допомогою щита.

Розрахунок шуму від вентиляційних систем передбачає знаходження таких технічних рішень, коли робота обладнання не заважатиме людям. Це складне завдання, що вимагає навичок та досвіду в цій галузі.

У компанії "Мега.ру" давно займаються питаннями вентилювання та створення оптимальних умов мікроклімату. Наші спеціалісти вирішують проблеми будь-якої складності. Ми працюємо в Москві та регіонах, що межують з нею. Служба технічної підтримки відповість на всі запитання за телефонами на сторінці . Можлива віддалена співпраця. Звертайтесь!