Ví dụ về tính toán tiếng ồn từ hệ thống thông gió. Tính toán âm học của hệ thống thông gió cung cấp

2008-04-14

Hệ thống thông gió và điều hòa không khí (VACS) là một trong những nguồn chính gây ra tiếng ồn trong các khu dân cư hiện đại, công cộng và công trình công nghiệp, trên tàu thủy, trong toa ngủ của tàu hỏa, trong các loại salon và cabin điều khiển.

Tiếng ồn trong SVKV phát ra từ quạt (nguồn ồn chính với nhiệm vụ riêng của nó) và các nguồn khác, lan truyền qua ống dẫn cùng với luồng không khí và được tỏa vào phòng thông gió. Tiếng ồn và sự giảm thiểu của nó bị ảnh hưởng bởi: máy điều hòa không khí, thiết bị sưởi, thiết bị điều khiển và phân phối không khí, cấu tạo, rẽ và phân nhánh của ống dẫn khí.

Tính toán âm học của SVKV được thực hiện với mục đích sự lựa chọn tối ưu tất cả các phương tiện cần thiết để giảm tiếng ồn và xác định mức ồn dự kiến tại các điểm thiết kế của phòng. Theo truyền thống, bộ giảm thanh hoạt động và phản ứng là phương tiện chính để giảm tiếng ồn trong hệ thống. Hệ thống cách âm và tiêu âm phải đảm bảo đáp ứng các chỉ tiêu về mức ồn cho phép đối với con người - các tiêu chuẩn quan trọng về môi trường -.

Hiện nay trong quy chuẩn xây dựng của Nga (SNiP), quy định bắt buộc trong thiết kế, xây dựng và vận hành các tòa nhà để bảo vệ con người khỏi tiếng ồn, một tình huống khẩn cấp đã được phát triển. Trong SNiP II-12-77 "Chống ồn" cũ, phương pháp tính toán âm học của các tòa nhà UHCW đã lỗi thời và do đó không được đưa vào "Chống ồn" SNiP 23-03-2003 mới (thay vì SNiP II-12 -77), nơi nó vẫn thường vắng mặt.

Như vậy, phương pháp cũ đã lỗi thời, nhưng phương pháp mới thì không. Đã đến lúc tạo phương pháp hiện đại tính toán âm học của UHCW trong các tòa nhà, như đã xảy ra với tính đặc thù của nó trong các lĩnh vực công nghệ khác, trước đây tiên tiến hơn về âm học, ví dụ, trên tàu biển. Hãy xem xét ba những cách khả thi tính toán âm học liên quan đến SVKV.

Phương pháp tính toán âm học đầu tiên... Phương pháp này, được thiết lập hoàn toàn dựa trên các phụ thuộc phân tích, sử dụng lý thuyết xếp hàng dàiđược biết đến trong kỹ thuật điện và ở đây được gọi là sự truyền âm thanh trong chất khí làm đầy một ống hẹp có thành cứng. Phép tính được thực hiện trong điều kiện đường kính ống nhỏ hơn nhiều so với bước sóng âm thanh.

Đối với đường ống phần hình chữ nhật bên phải nhỏ hơn một nửa bước sóng và cho ống tròn- bán kính. Chính những đường ống này được gọi là hẹp trong âm học. Vì vậy, đối với không khí ở tần số 100 Hz, một ống hình chữ nhật sẽ được coi là hẹp nếu cạnh của tiết diện nhỏ hơn 1,65 m, trong một ống cong hẹp, sự truyền âm sẽ giống như trong một ống thẳng.

Điều này được biết đến từ thực tế sử dụng ống đàm phán, chẳng hạn, trong một thời gian dài trên tàu hơi nước. Sơ đồ điển hình một đường dài của hệ thống thông gió có hai giá trị xác định: L wH là công suất âm thanh đi vào đường xả từ quạt ở đầu đường dây dài và L wK là công suất âm thanh đến từ đường xả ở cuối đường hàng dài và vào phòng thông gió.

Dòng dài chứa các yếu tố đặc trưng sau đây. Hãy liệt kê chúng: đầu vào với cách âm R 1, bộ giảm thanh chủ động với cách âm R 2, bộ giảm thanh với cách âm R 3, bộ giảm thanh phản ứng với cách âm R 4, gaổ cắm cách âm R 5 và ổ cắm cách âm R 6. Cách âm ở đây có nghĩa là sự chênh lệch về dB giữa công suất âm trong sóng tới của một phần tử nhất định và công suất âm do phần tử này phát ra sau khi sóng truyền qua nó xa hơn.

Nếu khả năng cách âm của mỗi yếu tố này không phụ thuộc vào tất cả các yếu tố khác, thì khả năng cách âm của toàn bộ hệ thống có thể được ước tính bằng cách tính toán như sau. Phương trình sóng của một ống hẹp có dạng sau đây là phương trình của sóng âm phẳng trong môi trường không bị giới hạn:

Trong đó c là tốc độ âm thanh trong không khí, và p là áp suất âm thanh trong ống liên kết với tốc độ dao động trong ống theo định luật II Newton theo quan hệ

trong đó ρ là mật độ không khí. Công suất âm đối với sóng điều hòa bằng tích phân trên diện tích mặt cắt ngang S của ống khí trong chu kỳ dao động âm T tính bằng W là:

trong đó T = 1 / f là chu kỳ dao động của âm, s; f - tần số rung, Hz. Công suất âm thanh tính bằng dB: L w = 10lg (N / N 0), trong đó N 0 = 10 -12 W. Trong các giả định cụ thể, khả năng cách âm của một đường dài của hệ thống thông gió được tính theo công thức sau:

Tất nhiên, số phần tử n của một UHCS cụ thể có thể nhiều hơn n = 6. Hãy áp dụng lý thuyết đường dài để tính các giá trị của R i cho các phần tử đặc trưng trên của hệ thống thông gió.

Thông gió đầu vào và đầu ra với R 1 và R 6. Điểm giao nhau của hai đường ống hẹp có diện tích mặt cắt ngang khác nhau S 1 và S 2 theo lý thuyết đường dài là điểm tương tự của mặt phân cách giữa hai phương tiện truyền thông với sóng âm bình thường trên mặt phân cách. Các điều kiện biên tại điểm giao nhau của hai đường ống được xác định bằng sự bằng nhau của áp suất âm thanh và vận tốc dao động trên cả hai mặt của đường giao nhau, nhân với diện tích mặt cắt ngang của các đường ống.

Giải phương trình thu được theo cách này, ta được hệ số truyền năng lượng và độ cách âm của chỗ nối hai ống có tiết diện như trên:

Phân tích công thức này cho thấy rằng tại S 2 >> S 1, các thuộc tính của đường ống thứ hai tiệm cận với các thuộc tính của biên tự do. Ví dụ, một đường ống hẹp được mở ra một không gian bán vô hạn có thể được coi theo quan điểm về tác dụng cách âm như tiếp giáp với chân không. Đối với 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.

Bộ giảm thanh hoạt động R 2. Cách âm trong trường hợp này có thể được ước tính gần đúng và nhanh chóng bằng dB, ví dụ, theo công thức nổi tiếng của kỹ sư A.I. Belova:

với P là chu vi diện tích dòng chảy, m; l là chiều dài của ống giảm thanh, m; S là diện tích mặt cắt ngang của kênh giảm âm, m 2; α eq - hệ số hấp thụ âm thanh tương đương của lớp lót, phụ thuộc vào hệ số hấp thụ thực tế α, ví dụ như sau:

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

Từ công thức đó, ta thấy rằng độ cách âm của kênh của bộ giảm âm hoạt động R 2 càng lớn, thì khả năng hấp thụ của các bức tường α eq càng lớn, chiều dài của bộ giảm âm l và tỷ số giữa chu vi kênh với mặt cắt của nó P / S diện tích mặt cắt. Đối với các vật liệu hấp thụ âm thanh tốt nhất, ví dụ, nhãn hiệu PPU-ET, BZM và ATM-1, cũng như các vật liệu hấp thụ âm thanh được sử dụng rộng rãi khác, hệ số hấp thụ âm thanh thực tế là α.

Tee R 3. Trong hệ thống thông gió, thông thường, đường ống đầu tiên có diện tích mặt cắt ngang S 3 sau đó phân nhánh thành hai đường ống có diện tích mặt cắt ngang S 3.1 và S 3.2. Một nhánh như vậy được gọi là tee: âm thanh đi qua nhánh đầu tiên và đi qua hai nhánh kia. Nói chung, ống thứ nhất và ống thứ hai có thể bao gồm nhiều ống. Sau đó chúng tôi có

Độ cách âm của tee từ mặt cắt S 3 đến mặt cắt S 3.i được xác định theo công thức

Lưu ý rằng do các cân nhắc về khí động học, các tees có xu hướng đảm bảo rằng diện tích mặt cắt ngang của ống đầu tiên bằng tổng diện tích mặt cắt ngang trong các nhánh.

Bộ giảm tiếng ồn phản ứng (buồng) R 4. Bộ giảm thanh trong buồng là một đường ống hẹp âm có tiết diện S 4, ống này đi vào một ống hẹp âm khác có tiết diện lớn S 4.1 có chiều dài l, được gọi là buồng, rồi lại đi vào một ống hẹp âm có tiết diện S 4. Chúng tôi cũng sẽ sử dụng lý thuyết đường dài ở đây. Thay thế trở kháng đặc trưng trong công thức nổi tiếng về cách âm của một lớp có độ dày tùy ý tại vùng sóng âm bình thường bằng các giá trị tương hỗ tương ứng của vùng ống, chúng ta thu được công thức về cách âm của bộ giảm thanh trong buồng.

trong đó k là wavenumber. Độ cách âm của bộ giảm thanh trong buồng đạt giá trị cao nhất tại sin (kl) = 1, tức là tại

trong đó n = 1, 2, 3, ... Tần số cách âm tối đa

trong đó c là tốc độ âm thanh trong không khí. Nếu một số khoang được sử dụng trong bộ giảm âm như vậy, thì công thức cách âm phải được áp dụng tuần tự từ khoang này sang khoang khác, và tổng hiệu ứng được tính bằng cách sử dụng, ví dụ, phương pháp điều kiện biên. Bộ giảm thanh buồng hiệu quả đôi khi yêu cầu kích thước lớn. Nhưng lợi thế của chúng là chúng có thể hiệu quả ở bất kỳ tần số nào, kể cả tần số thấp, nơi các bộ giảm âm hoạt động thực tế vô dụng.

Vùng cách âm tuyệt vời của bộ giảm âm phòng bao gồm các dải tần số khá rộng lặp lại, nhưng chúng cũng có vùng truyền âm định kỳ có tần số rất hẹp. Để nâng cao hiệu quả và cân bằng đáp ứng tần số, một bộ giảm âm buồng thường được lót bằng một bộ hấp thụ âm thanh từ bên trong.

Bộ giảm chấn R 5. Van điều tiết có cấu trúc là một tấm mỏng có diện tích S 5 và chiều dày δ 5, được kẹp giữa các mặt bích của đường ống, trong đó lỗ có diện tích S 5.1 nhỏ hơn đường kính trong của ống (hoặc đặc tính khác kích thước). Cách âm như van tiết lưu

trong đó c là tốc độ âm thanh trong không khí. Trong phương pháp đầu tiên, câu hỏi chính đối với chúng tôi khi phát triển một phương pháp mới là đánh giá độ chính xác và độ tin cậy của kết quả tính toán âm học của hệ thống. Hãy để chúng tôi xác định độ chính xác và độ tin cậy của kết quả tính toán công suất âm thanh cung cấp cho phòng thông gió - trong trường hợp này là các giá trị

Chúng tôi viết lại biểu thức này trong ký hiệu sau của tổng đại số, cụ thể là

Lưu ý rằng sai số lớn nhất tuyệt đối của giá trị gần đúng là hiệu số lớn nhất giữa giá trị chính xác y 0 và giá trị gần đúng y, nghĩa là ± ε = y 0 - y. Sai số lớn nhất tuyệt đối của tổng đại số của một số giá trị gần đúng y i bằng tổng các giá trị tuyệt đối của sai số tuyệt đối của các số hạng:

Ở đây, trường hợp ít thuận lợi nhất được chấp nhận, khi các lỗi tuyệt đối của tất cả các điều khoản có cùng dấu hiệu. Trong thực tế, sai sót từng phần có thể có các dấu hiệu khác nhau và được phân bổ theo các quy luật khác nhau. Thông thường, trong thực tế, các sai số của một tổng đại số được phân phối theo luật chuẩn (phân phối Gauss). Chúng ta hãy xem xét những sai số này và so sánh chúng với giá trị tương ứng của sai số tối đa tuyệt đối. Chúng ta xác định giá trị này theo giả thiết rằng mỗi số hạng đại số y 0i của tổng được phân phối theo luật chuẩn tắc với tâm M (y 0i) và chuẩn

Khi đó, tổng cũng tuân theo luật phân phối chuẩn với kỳ vọng toán học

Sai số của tổng đại số được định nghĩa là:

Khi đó, có thể lập luận rằng với độ tin cậy bằng xác suất 2Φ (t), sai số của tổng sẽ không vượt quá giá trị

Với 2Φ (t), = 0,9973, chúng ta có t = 3 = α và ước lượng thống kê cho độ tin cậy thực tế cực đại là sai số của tổng (công thức) Sai số lớn nhất tuyệt đối trong trường hợp này

Như vậy 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).

Ở đây, kết quả ước tính xác suất sai số trong phép gần đúng đầu tiên có thể ít nhiều có thể chấp nhận được. Vì vậy, ước tính xác suất của sai số được ưu tiên hơn và nó nên được sử dụng để chọn "biên độ của sự thiếu hiểu biết", được đề xuất là nhất thiết phải được sử dụng trong tính toán âm học của UHCS để đảm bảo rằng các tiêu chuẩn tiếng ồn cho phép trong phòng thông gió được đáp ứng. (điều này chưa được thực hiện trước đây).

Nhưng việc đánh giá xác suất sai số của kết quả cũng chỉ ra rằng trong trường hợp này khó đạt được độ chính xác cao của kết quả tính toán khi sử dụng phương pháp thứ nhất, ngay cả đối với các mạch rất đơn giản và hệ thống thông gió tốc độ thấp. Đối với các sơ đồ SVKV đơn giản, phức tạp, tốc độ thấp và tốc độ cao, có thể đạt được độ chính xác và độ tin cậy thỏa đáng của phép tính như vậy trong nhiều trường hợp chỉ bằng phương pháp thứ hai.

Phương pháp tính toán âm học thứ hai... Trong một thời gian dài, các con tàu đã sử dụng phương pháp tính toán một phần dựa trên phụ thuộc phân tích, nhưng dứt khoát dựa trên số liệu thực nghiệm. Chúng tôi sử dụng kinh nghiệm của các tính toán như vậy trên tàu cho các tòa nhà hiện đại. Sau đó, trong một phòng thông gió được phục vụ bởi một bộ phân phối không khí thứ j, mức ồn L j, dB, tại điểm thiết kế phải được xác định theo công thức sau:

trong đó L wi là công suất âm thanh, dB, được tạo ra trong phần tử thứ i của UHCW, R i là độ cách âm trong phần tử thứ i của UHCW, dB (xem phương pháp đầu tiên),

một giá trị có tính đến ảnh hưởng của một căn phòng đối với tiếng ồn trong đó (trong tài liệu xây dựng, đôi khi B được sử dụng thay cho Q). Ở đây rj là khoảng cách từ bộ phân phối không khí thứ j đến điểm thiết kế của phòng, Q là hằng số hấp thụ âm thanh của phòng và các giá trị χ, Φ, Ω, κ là hệ số thực nghiệm (χ là giá trị gần - hệ số ảnh hưởng của trường, Ω là góc bức xạ trong không gian của nguồn, Φ là hệ số hướng của nguồn, κ là hệ số nhiễu loạn về độ khuếch tán của trường âm).

Nếu có m bộ phân phối không khí trong phòng của một tòa nhà hiện đại, mức ồn từ mỗi phòng tại điểm thiết kế bằng L j thì tổng tiếng ồn của tất cả các phòng đó phải nhỏ hơn mức ồn cho phép đối với một người. , cụ thể là:

trong đó L H là tiêu chuẩn tiếng ồn vệ sinh. Theo phương pháp tính âm học thứ hai, công suất âm thanh L wi, được tạo ra trong tất cả các phần tử của UHCW và độ cách âm R i, diễn ra ở tất cả các phần tử này, được tìm thấy sơ bộ bằng thực nghiệm. Thực tế là trong một thập kỷ rưỡi đến hai thập kỷ qua, kỹ thuật điện tử đo âm thanh, kết hợp với máy tính, đã có nhiều tiến bộ.

Do đó, các doanh nghiệp sản xuất các yếu tố UHCW phải ghi rõ trong hộ chiếu và danh mục của họ các đặc tính L wi và R i, được đo lường theo các tiêu chuẩn quốc gia và quốc tế. Do đó, phương pháp thứ hai tính đến việc tạo ra tiếng ồn không chỉ trong quạt (như trong phương pháp đầu tiên), mà còn trong tất cả các phần tử khác của HVAC, có thể có tầm quan trọng đáng kể đối với các hệ thống tốc độ trung bình và cao.

Ngoài ra, do không thể tính toán độ cách âm R i của các phần tử hệ thống như điều hòa không khí, thiết bị sưởi, thiết bị điều khiển và phân phối không khí, do đó chúng không nằm trong phương pháp đầu tiên. Nhưng nó có thể được xác định với độ chính xác cần thiết bằng các phép đo tiêu chuẩn, hiện đang được thực hiện cho phương pháp thứ hai. Do đó, phương pháp thứ hai, trái ngược với phương pháp thứ nhất, bao gồm hầu hết tất cả các chương trình UHCW.

Và cuối cùng, phương pháp thứ hai tính đến ảnh hưởng của các đặc tính của căn phòng đối với tiếng ồn trong đó, cũng như các giá trị tiếng ồn cho phép đối với một người theo quy định và quy chuẩn xây dựng hiện hành trong trường hợp này. Nhược điểm chính của phương pháp thứ hai là không tính đến tương tác âm học giữa các phần tử của hệ thống - hiện tượng nhiễu trong đường ống.

Tổng công suất âm của các nguồn ồn tính bằng oát và độ cách âm của các phần tử tính bằng decibel, chỉ có giá trị, ít nhất là khi không có sự giao thoa của sóng âm trong hệ thống, theo công thức cụ thể để tính toán độ âm của UHCW. Và khi có sự can thiệp trong các đường ống, thì nó có thể là một nguồn âm thanh mạnh mẽ, ví dụ như âm thanh của một số nhạc cụ gió.

Phương pháp thứ hai đã được đưa vào sách giáo khoa và hướng dẫn phương pháp cho các dự án khóa học về xây dựng âm học cho sinh viên năm cuối của Đại học Bách khoa Bang St. Việc không tính đến các hiện tượng gây nhiễu trong đường ống làm tăng “biên độ của sự thiếu hiểu biết” hoặc, trong những trường hợp quan trọng, yêu cầu thực nghiệm tinh chỉnh kết quả đến mức độ chính xác và độ tin cậy cần thiết.

Đối với việc lựa chọn “biên độ của sự thiếu hiểu biết”, như đã trình bày ở trên cho phương pháp đầu tiên, một ước tính xác suất của sai số, được đề xuất áp dụng nhất thiết trong tính toán âm học của các tòa nhà UHCW để đảm bảo rằng các tiêu chuẩn tiếng ồn cho phép trong phòng được đáp ứng khi thiết kế các tòa nhà hiện đại.

Phương pháp tính toán âm học thứ ba... Phương pháp này tính đến các quá trình giao thoa trong một đường ống hẹp của một đường dài. Việc hạch toán như vậy có thể cải thiện đáng kể độ chính xác và độ tin cậy của kết quả. Vì mục đích này, người ta đề xuất áp dụng "phương pháp trở kháng" cho các đường ống hẹp của Viện sĩ Viện Hàn lâm Khoa học Liên Xô và Viện Hàn lâm Khoa học Nga LM Brekhovskikh, ông đã sử dụng khi tính toán độ cách âm của một số lượng tùy ý. các lớp mặt phẳng song song.

Vì vậy, trước tiên chúng ta hãy xác định trở kháng đầu vào của một lớp song song phẳng có độ dày δ 2, hằng số truyền âm của nó là γ 2 = β 2 + ik 2 và trở kháng âm Z 2 = ρ 2 c 2. Gọi chúng ta là điện trở âm trong môi trường phía trước lớp, từ nơi sóng truyền xuống, Z 1 = ρ 1 c 1, và trong môi trường phía sau lớp ta có Z 3 = ρ 3 c 3. Khi đó trường âm trong lớp, với việc bỏ qua hệ số i ωt, sẽ là sự chồng chất của các sóng truyền theo hướng tiến và lùi với áp suất âm thanh.

Trở kháng đầu vào của toàn bộ hệ thống các lớp (công thức) có thể thu được bằng cách áp dụng đơn giản (n - 1) lần của công thức trước đó, khi đó chúng ta có

Bây giờ chúng ta hãy áp dụng, như trong phương pháp đầu tiên, lý thuyết về đường dài cho một ống hình trụ. Và do đó, với sự can thiệp trong các đường ống hẹp, chúng ta có công thức tính cách âm tính bằng dB của một đường dài của hệ thống thông gió:

Trở kháng đầu vào ở đây có thể thu được cả hai, trong trường hợp đơn giản, bằng tính toán và trong mọi trường hợp, bằng cách đo trên một hệ thống lắp đặt đặc biệt với thiết bị âm thanh hiện đại. Theo phương pháp thứ ba, tương tự như phương pháp thứ nhất, ta có công suất âm thanh phát ra từ ống xả ở cuối đường dây dài của SVKV đi vào phòng thông gió theo sơ đồ:

Tiếp theo là đánh giá kết quả, như trong phương pháp đầu tiên với "biên độ không biết", và mức áp suất âm thanh của phòng L, như trong phương pháp thứ hai. Cuối cùng, chúng tôi nhận được công thức cơ bản sau đây để tính toán âm học của hệ thống thông gió và điều hòa không khí của các tòa nhà:

Với độ tin cậy của phép tính 2Φ (t) = 0,9973 (thực tế là độ tin cậy cao nhất), ta có t = 3 và các giá trị sai số bằng 3σ Li và 3σ Ri. Với độ tin cậy 2Φ (t) = 0,95 (độ tin cậy cao), ta có t = 1,96 và giá trị sai số xấp xỉ 2σ Li và 2σ Ri, Với độ tin cậy 2Φ (t) = 0,6827 (đánh giá độ tin cậy kỹ thuật), chúng ta có t = 1,0 và các giá trị sai số bằng σ Li và σ Ri Phương pháp thứ ba, hướng đến tương lai, chính xác và đáng tin cậy hơn, nhưng cũng phức tạp hơn - đòi hỏi trình độ cao trong các lĩnh vực xây dựng âm học, lý thuyết xác suất. và thống kê toán học, và công nghệ đo lường hiện đại.

Nó rất thuận tiện để sử dụng trong tính toán kỹ thuật bằng công nghệ máy tính. Theo tác giả, nó có thể được đề xuất như một phương pháp mới để tính toán âm học của hệ thống thông gió và điều hòa không khí trong các tòa nhà.

Tổng hợp

Giải pháp cho những câu hỏi cấp bách về sự phát triển của một phương pháp tính toán âm học mới nên tính đến những phương pháp tốt nhất trong số các phương pháp hiện có. Một phương pháp tính toán âm học mới của UHCW của các tòa nhà được đề xuất, trong đó có "biên độ thiếu hiểu biết" tối thiểu là BB, nhờ vào sai số cho phép bằng các phương pháp lý thuyết xác suất và thống kê toán học và cho phép các hiện tượng nhiễu bằng phương pháp trở kháng .

Thông tin về phương pháp tính toán mới được trình bày trong bài báo không chứa một số chi tiết cần thiết có được bằng nghiên cứu và thực hành bổ sung, và những thông tin này tạo thành "bí quyết" của tác giả. Mục tiêu cuối cùng của phương pháp mới là đảm bảo việc lựa chọn một tổ hợp các phương tiện để giảm tiếng ồn của hệ thống thông gió và điều hòa không khí của các tòa nhà, làm tăng hiệu quả so với phương pháp hiện tại, giảm trọng lượng và chi phí của UHCS.

Hiện vẫn chưa có quy chuẩn kỹ thuật trong lĩnh vực xây dựng công nghiệp và dân dụng, do đó, các phát triển trong lĩnh vực giảm tiếng ồn của các tòa nhà UHCW là có liên quan và cần được tiếp tục, ít nhất là cho đến khi các quy định này được thông qua.

Brekhovskikh L.M. Sóng trong các phương tiện truyền thông phân lớp // Matxcova: Nhà xuất bản Viện Hàn lâm Khoa học Liên Xô. Năm 1957.
Isakovich M.A. Âm học đại cương // M .: Nhà xuất bản "Khoa học", 1973.
Cẩm nang về âm học tàu thủy. Chỉnh sửa bởi I.I. Klyukin và I.I. Bogolepova. - Leningrad, "Đóng tàu", 1978.
Tử vi G.A., Petrov Yu.I., Egorov N.F. Chống lại tiếng ồn của quạt // M .: Energoizdat, 1981.
Kolesnikov A.E. Các phép đo âm học. Được Bộ Giáo dục Chuyên ngành Đại học và Trung học của Liên Xô phê duyệt làm sách giáo khoa cho sinh viên đại học theo học chuyên ngành "Điện âm và kỹ thuật siêu âm" // Leningrad, "Đóng tàu", 1983.
Bogolepov I.I. Cách âm công nghiệp. Lời nói đầu của Acad. I.A. Glebova. Lý thuyết, nghiên cứu, thiết kế, chế tạo, điều khiển // Leningrad, "Đóng tàu", 1986.
Âm học hàng không. Phần 2. Ed. A.G. Munina. - M .: "Kỹ thuật cơ khí", 1986.
Izak G.D., Gomzikov E.A. Tiếng ồn trên tàu và các phương pháp giảm thiểu tiếng ồn // M .: "Giao thông vận tải", 1987.
Giảm tiếng ồn trong các tòa nhà và khu dân cư. Ed. G.L. Osipova và E. Ya. Yudin. - M .: Stroyizdat, 1987.
Quy định xây dựng. Chống ồn. SNiP II-12-77. Thông qua Nghị quyết của Ủy ban Nhà nước của Hội đồng Bộ trưởng Liên Xô về các vấn đề xây dựng ngày 14 tháng 6 năm 1977, số 72. - M .: Gosstroy của Nga, 1997.
Hướng dẫn tính toán và thiết kế độ suy giảm âm thanh của các thiết bị thông gió. Được phát triển cho SNiP II-12–77 bởi các tổ chức của Viện Nghiên cứu Vật lý Xây dựng, GPI Santekhpoekt, NIISK. - M .: Stroyizdat, năm 1982.
Danh mục đặc tính tiếng ồn của thiết bị công nghệ (theo SNiP II-12–77). Viện Nghiên cứu Vật lý Xây dựng thuộc Ủy ban Xây dựng Nhà nước Liên Xô // Matxcova: Stroyizdat, 1988.
Quy chuẩn và quy định xây dựng của Liên bang Nga. Bảo vệ âm thanh. SNiP 23-03-2003. Thông qua và có hiệu lực theo Nghị quyết của Gosstroy Nga ngày 30 tháng 6 năm 2003 số 136. Ngày giới thiệu 2004-04-01.
Cách âm và tiêu âm. Giáo trình dành cho sinh viên đại học theo học chuyên ngành "Xây dựng công nghiệp và dân dụng" và "Cấp khí và thông gió", ed. G.L. Osipov và V.N. Bobylev. - Nhà xuất bản M .: AST-Astrel, 2004.
Bogolepov I.I. Tính toán âm học và thiết kế hệ thống thông gió và điều hòa không khí. Hướng dẫn bài bản cho các dự án khóa học. Đại học Bách khoa Quốc gia St.Petersburg // St.Petersburg. Nhà xuất bản SPbODZPP, 2004.
Bogolepov I.I. Tiêu âm xây dựng. Lời nói đầu của Acad. Yu.S. Vasilyeva // St.Petersburg. Nhà xuất bản Đại học Bách khoa, 2006.
Sotnikov A.G. Quy trình, thiết bị và hệ thống điều hòa không khí và thông gió. Lý thuyết, kỹ thuật và thiết kế khi chuyển giao thế kỷ // St.Petersburg, AT-Publishing, 2007.
www.integral.ru. Công ty "Tích phân". Tính toán mức độ tiếng ồn bên ngoài của hệ thống thông gió theo: SNiPu II-12–77 (phần II) - "Hướng dẫn tính toán và thiết kế giảm tiếng ồn của hệ thống thông gió." Petersburg, 2007.
www.iso.org là một trang web trên Internet cung cấp thông tin đầy đủ về Tổ chức Tiêu chuẩn hóa Quốc tế ISO, một danh mục và một cửa hàng tiêu chuẩn trực tuyến, nơi bạn có thể mua bất kỳ tiêu chuẩn ISO nào hiện có hiệu lực ở dạng điện tử hoặc bản in.
www.iec.ch là một trang Internet cung cấp thông tin đầy đủ về Ủy ban Kỹ thuật Điện Quốc tế IEC, một danh mục và một cửa hàng trực tuyến về các tiêu chuẩn của nó, qua đó bạn có thể mua tiêu chuẩn IEC hiện có hiệu lực ở dạng điện tử hoặc bản in.
www.nitskd.ru.tc358 - một trang web trên Internet, chứa thông tin đầy đủ về công việc của ủy ban kỹ thuật TC 358 "Âm học" của Cơ quan Liên bang về Quy định Kỹ thuật, một danh mục và một cửa hàng trực tuyến về các tiêu chuẩn quốc gia, qua đó bạn có thể mua tiêu chuẩn hiện có hiệu lực của Nga ở dạng điện tử hoặc bản in.
Luật Liên bang ngày 27 tháng 12 năm 2002 số 184-FZ "Về Quy định Kỹ thuật" (được sửa đổi vào ngày 9 tháng 5 năm 2005). Được Duma Quốc gia thông qua vào ngày 15 tháng 12 năm 2002. Được Hội đồng Liên bang phê duyệt vào ngày 18 tháng 12 năm 2002. Để thực hiện Luật Liên bang này, hãy xem lệnh của RF Gosgortekhnadzor ngày 27 tháng 3 năm 2003 số 54.
Luật Liên bang số 65-FZ ngày 1 tháng 5 năm 2007 “Về các sửa đổi đối với Luật Liên bang“ Về Quy định Kỹ thuật ”.

Sự miêu tả:

Các tiêu chuẩn và quy phạm hiện hành trong nước quy định rằng các dự án phải quy định các biện pháp chống ồn của thiết bị hỗ trợ đời sống con người. Thiết bị đó bao gồm hệ thống thông gió và điều hòa không khí.

Tính toán âm học làm cơ sở để thiết kế hệ thống thông gió (điều hòa không khí) tiếng ồn thấp

V.P. Gusev, bác sĩ công nghệ. khoa học, người đứng đầu. phòng thí nghiệm chống ồn của thiết bị thông gió và kỹ thuật-công nghệ (NIISF)

Cơ sở cho việc thiết kế hệ thống chống ồn của hệ thống thông gió và điều hòa không khí là tính toán âm học - một phụ kiện bắt buộc đối với dự án thông gió của bất kỳ đối tượng nào. Nhiệm vụ chính của tính toán như vậy là: xác định phổ octa của không khí, tiếng ồn thông gió kết cấu tại các điểm thiết kế và mức giảm yêu cầu của nó bằng cách so sánh phổ này với phổ cho phép theo tiêu chuẩn vệ sinh. Sau khi lựa chọn công trình và các biện pháp cách âm để đảm bảo giảm tiếng ồn theo yêu cầu, việc tính toán xác minh các mức áp suất âm dự kiến tại cùng các điểm đã tính toán được thực hiện, có tính đến hiệu quả của các biện pháp này.

Các tài liệu dưới đây không giả vờ là một bản trình bày đầy đủ về phương pháp tính toán âm học của hệ thống thông gió (lắp đặt). Chúng chứa thông tin làm rõ, bổ sung hoặc tiết lộ theo cách mới các khía cạnh khác nhau của phương pháp luận này bằng cách sử dụng ví dụ về tính toán âm học của quạt là nguồn ồn chính trong hệ thống thông gió. Các tài liệu sẽ được sử dụng để chuẩn bị một bộ quy tắc tính toán và thiết kế ngăn chặn tiếng ồn của các đơn vị thông gió cho SNiP mới.

Dữ liệu ban đầu cho tính toán âm thanh là các đặc tính tiếng ồn của thiết bị - mức công suất âm thanh (SPL) trong dải quãng tám với tần số trung bình hình học là 63, 125, 250, 500, 1.000, 2.000, 4.000, 8.000 Hz. Đối với các tính toán gần đúng, các mức công suất âm thanh đã hiệu chỉnh của các nguồn nhiễu trong dBA đôi khi được sử dụng.

Các điểm thiết kế đặt tại nơi sinh sống của con người, cụ thể là tại nơi lắp đặt quạt (trong buồng thông gió); trong phòng hoặc khu vực tiếp giáp với nơi lắp đặt quạt; trong các phòng được phục vụ bởi hệ thống thông gió; trong các phòng có các ống dẫn khí đang vận chuyển; trong khu vực của thiết bị nạp hoặc thải, hoặc chỉ không khí nạp để tuần hoàn.

Điểm được tính là trong phòng có lắp quạt.

Nói chung, các mức áp suất âm thanh trong phòng phụ thuộc vào công suất âm thanh của nguồn và hệ số định hướng của sự phát ra tiếng ồn, số lượng nguồn tiếng ồn, vào vị trí của điểm thiết kế so với nguồn và các cấu trúc xây dựng bao quanh, vào kích thước và chất lượng âm thanh của căn phòng.

Mức áp suất âm quãng tám do (các) quạt tạo ra tại vị trí lắp đặt (trong buồng thông gió) là:

trong đó Фi là hệ số định hướng của nguồn nhiễu (không thứ nguyên);

S là diện tích hình cầu ảo hoặc phần của nó bao quanh nguồn và đi qua điểm tính được, m 2;

B là hằng số âm của phòng, m 2.

Điểm được tính toán nằm trong phòng liền kề với phòng lắp quạt.

Mức độ quãng tám của tiếng ồn trong không khí xuyên qua hàng rào vào phòng cách nhiệt liền kề với phòng được lắp đặt quạt được xác định bởi khả năng cách âm của hàng rào trong phòng ồn ào và chất lượng âm thanh của phòng được bảo vệ, được biểu thị bằng công thức:

(3)

Trong đó L w là mức áp suất âm quãng tám trong phòng có nguồn ồn, dB;

R - cách nhiệt khỏi tiếng ồn trong không khí của kết cấu bao quanh mà tiếng ồn xuyên qua, dB;

S là diện tích của cấu trúc bao quanh, m 2;

B u - hằng số âm của phòng cách nhiệt, m 2;

k là hệ số tính đến sự vi phạm tính khuếch tán của trường âm thanh trong phòng.

Điểm thiết kế nằm trong một phòng do hệ thống phục vụ

Tiếng ồn từ quạt lan truyền qua ống dẫn khí (ống dẫn khí), giảm một phần trong các phần tử của nó và thông qua việc phân phối không khí và lưới hút gió thâm nhập vào phòng phục vụ. Mức áp suất âm quãng tám trong phòng phụ thuộc vào mức độ giảm tiếng ồn trong ống dẫn khí và chất lượng âm thanh của phòng đó:

(4)

trong đó L Pi là mức công suất âm trong quãng tám thứ i do quạt phát vào ống gió;

D L networki - độ suy giảm trong kênh không khí (trong mạng) giữa nguồn ồn và phòng;

D L với i - giống như trong công thức (1) - công thức (2).

Suy hao trong mạng (trong kênh không khí) D L P Mạng - tổng độ suy giảm trong các phần tử của nó, được định vị tuần tự dọc theo đường đi của sóng âm. Lý thuyết năng lượng của sự truyền âm qua đường ống giả định rằng các phần tử này không ảnh hưởng lẫn nhau. Trong thực tế, chuỗi các phần tử hình dạng và các phần thẳng tạo thành một hệ thống sóng duy nhất, trong đó nguyên tắc độc lập của sự tắt dần trong trường hợp tổng quát không thể được biện minh trên các âm hình sin thuần túy. Đồng thời, trong các dải tần số quãng tám (rộng), sóng dừng tạo bởi các thành phần hình sin riêng lẻ sẽ triệt tiêu lẫn nhau, và do đó một cách tiếp cận năng lượng không tính đến dạng sóng trong ống dẫn khí và xem xét dòng năng lượng âm thanh có thể được coi là chính đáng.

Suy hao trong các đoạn thẳng của ống dẫn làm bằng vật liệu tấm là do mất mát do biến dạng của thành và bức xạ âm thanh ra bên ngoài. Sự giảm mức công suất âm thanh D L P trên 1 m chiều dài của các đoạn thẳng của ống dẫn khí bằng kim loại, tùy thuộc vào tần số, có thể được đánh giá từ dữ liệu trong Hình. 1.

Như bạn có thể thấy, trong các ống dẫn khí có mặt cắt ngang hình chữ nhật, độ suy giảm (giảm USM) giảm khi tần số âm thanh tăng lên và tăng theo tiết diện tròn. Trong sự hiện diện của lớp cách nhiệt trên các ống dẫn khí bằng kim loại, được hiển thị trong Hình. 1, các giá trị phải được tăng gần gấp đôi.

Khái niệm về sự suy giảm (giảm) mức của dòng năng lượng âm thanh không thể được đánh đồng với khái niệm về sự thay đổi mức áp suất âm thanh trong ống dẫn khí. Khi sóng âm thanh di chuyển qua một kênh, tổng năng lượng mà nó mang theo giảm đi, nhưng điều này không nhất thiết phải liên quan đến sự giảm mức áp suất âm thanh. Trong một kênh thu hẹp, bất chấp sự suy giảm của tổng thông lượng năng lượng, mức áp suất âm thanh có thể tăng lên do mật độ năng lượng âm thanh tăng lên. Ngược lại, trong một ống dẫn đang giãn nở, mật độ năng lượng (và mức áp suất âm thanh) có thể giảm nhanh hơn tổng công suất âm thanh. Độ suy giảm âm thanh trong mặt cắt có tiết diện thay đổi bằng:

(5)

trong đó L 1 và L 2 là mức áp suất âm thanh trung bình trong phần đầu và phần cuối của đoạn kênh dọc theo đường truyền của sóng âm;

F 1 và F 2 - diện tích mặt cắt tương ứng ở đầu và cuối đoạn kênh.

Suy hao tại các khúc quanh (trong khúc cua, khúc cua) có thành nhẵn, tiết diện của nó nhỏ hơn bước sóng, được xác định bằng điện kháng của loại khối lượng bổ sung và sự xuất hiện của các chế độ bậc cao. Động năng của dòng chảy khi chuyển hướng không thay đổi tiết diện kênh tăng lên do trường vận tốc không đồng nhất. Vòng quay hình vuông hoạt động giống như một bộ lọc thông thấp. Giảm nhiễu ở góc cua trong dải sóng phẳng được đưa ra bởi một giải pháp lý thuyết chính xác:

(6)

trong đó K là môđun của hệ số truyền âm.

Đối với a ≥ l / 2, giá trị của K bằng 0 và sóng âm mặt phẳng tới về mặt lý thuyết bị phản xạ hoàn toàn bằng cách quay kênh. Giảm tiếng ồn tối đa xảy ra khi độ sâu biến đổi xấp xỉ một nửa bước sóng. Giá trị của môđun lý thuyết của hệ số truyền âm qua các khúc cua hình chữ nhật có thể được đánh giá từ Hình. 2.

Trong các cấu trúc thực, theo dữ liệu của các công trình, sự suy giảm tối đa là 8-10 dB, khi một nửa bước sóng phù hợp với chiều rộng kênh. Với tần số tăng dần, sự suy giảm giảm xuống còn 3-6 dB trong dải bước sóng có độ lớn gần với độ rộng kênh tăng gấp đôi. Sau đó, nó mượt mà tăng trở lại ở tần số cao, đạt 8-13 dB. Trong bộ lễ phục. 3 cho thấy các đường cong của sự suy giảm tiếng ồn tại các lượt kênh đối với sóng phẳng (đường cong 1) và đối với tần suất âm thanh ngẫu nhiên, khuếch tán (đường cong 2). Các đường cong này thu được trên cơ sở dữ liệu lý thuyết và thực nghiệm. Sự hiện diện của mức giảm tiếng ồn tối đa ở a = l / 2 có thể được sử dụng để giảm tiếng ồn với các thành phần rời rạc tần số thấp bằng cách điều chỉnh kích thước kênh tại các khúc cua theo tần số quan tâm.

Giảm tiếng ồn ở khúc cua nhỏ hơn 90 ° tỷ lệ thuận với góc lái. Ví dụ, mức giảm tiếng ồn ở góc 45 ° bằng một nửa mức giảm tiếng ồn ở góc 90 °. Giảm tiếng ồn không được tính đến khi vào cua dưới 45 °. Đối với các đoạn ống dẫn khí có đường cong thẳng và rẽ có cánh dẫn hướng, mức giảm tiếng ồn (mức công suất âm thanh) có thể được xác định bằng cách sử dụng các đường cong trong Hình. 4.

Trong phân nhánh kênh, các kích thước ngang của chúng nhỏ hơn một nửa bước sóng của sóng âm thanh, các nguyên nhân vật lý của sự suy giảm tương tự như các nguyên nhân suy giảm ở khuỷu tay và các nhánh. Sự suy giảm này được xác định như sau (Hình 5).

Dựa trên phương trình liên tục của môi trường:

Từ điều kiện liên tục của áp suất (r p + r 0 = r pr) và phương trình (7), công suất âm truyền qua có thể được biểu diễn bằng biểu thức

và sự giảm mức công suất âm thanh với diện tích mặt cắt ngang nhánh

	(11)
	(12)
	(13)

Với sự thay đổi đột ngột trong tiết diện của kênh có kích thước ngang nhỏ hơn nửa bước sóng (Hình 6 a), sự giảm mức công suất âm thanh có thể được xác định giống như trong trường hợp phân nhánh.

Công thức tính toán cho sự thay đổi tiết diện kênh như vậy có dạng

(14)

trong đó m là tỷ số giữa diện tích mặt cắt ngang của kênh lớn hơn với diện tích nhỏ hơn.

Mức công suất âm giảm khi kích thước kênh lớn hơn nửa bước sóng của sóng không phẳng và kênh thu hẹp đột ngột là

Nếu kênh mở rộng hoặc thu hẹp dần (Hình 6 b và 6 d), thì mức giảm công suất âm thanh bằng 0, vì không xảy ra phản xạ của sóng có chiều dài nhỏ hơn kích thước kênh.

Trong các phần tử đơn giản của hệ thống thông gió, các giá trị giảm sau đây được lấy ở tất cả các tần số: máy sưởi và máy làm mát không khí 1,5 dB, máy điều hòa trung tâm 10 dB, lưới lọc 0 dB, nơi đặt quạt tiếp giáp với mạng ống gió là 2 dB.

Sự phản xạ âm thanh từ cuối ống dẫn xảy ra nếu kích thước ngang của ống dẫn nhỏ hơn chiều dài của sóng âm (Hình 7).

Nếu một sóng phẳng lan truyền, thì không có phản xạ trong ống dẫn lớn và chúng ta có thể giả định rằng không có tổn thất phản xạ. Tuy nhiên, nếu lỗ mở kết nối một phòng lớn và một không gian mở, thì chỉ có các sóng âm khuếch tán, hướng về phía lỗ mở, đi vào lỗ mở, năng lượng của nó bằng một phần tư năng lượng của trường khuếch tán. Do đó, trong trường hợp này, mức cường độ âm bị suy giảm 6 dB.

Đặc tính hướng của sự phát ra âm thanh bằng lưới phân phối không khí được thể hiện trong Hình. tám.

Khi một nguồn ồn được đặt trong không gian (ví dụ, trên một cột trong một căn phòng lớn) S = 4p r 2 (bức xạ vào toàn cầu); ở phần giữa của bức tường, các tầng S = 2p r 2 (bức xạ vào bán cầu); trong góc nhị diện (bức xạ trong 1/4 mặt cầu) S = p r 2; trong một góc tam giác S = p r 2/2.

Mức độ suy giảm của tiếng ồn trong phòng được xác định theo công thức (2). Điểm thiết kế được chọn tại nơi thường trú của người dân gần nguồn ồn nhất, cách sàn nhà 1,5 m. Nếu tiếng ồn tại điểm thiết kế được tạo ra bởi một số cách tử, thì tính toán âm học được thực hiện có tính đến tác động tổng thể của chúng.

Khi nguồn phát ra tiếng ồn là một đoạn của ống dẫn khí chuyển tiếp đi qua phòng, các mức công suất âm một quãng tám của tiếng ồn do nó phát ra, được xác định theo công thức gần đúng, dùng làm dữ liệu ban đầu cho phép tính theo công thức (1) :

(16)

Trong đó L pi là mức công suất âm của nguồn trong dải tần thứ i của quãng tám, dB;

D L 'Pseti - độ suy giảm trong mạng giữa nguồn và phần chuyển tiếp được xem xét, dB;

R Ti - độ cách âm của kết cấu phần chuyển tiếp của ống gió, dB;

S T là diện tích bề mặt của phần chuyển tiếp đi vào phòng, m 2;

F T - diện tích mặt cắt ngang của phần ống dẫn, m 2.

Công thức (16) không tính đến sự gia tăng mật độ năng lượng âm thanh trong ống dẫn do phản xạ; các điều kiện đối với tần suất và sự truyền âm qua cấu trúc ống dẫn khác biệt đáng kể so với sự truyền âm thanh khuếch tán qua các thùng loa của căn phòng.

Các điểm thiết kế được bố trí tại khu vực tiếp giáp với công trình

Tiếng ồn của quạt truyền qua ống dẫn và được bức xạ ra không gian xung quanh thông qua vỉ hoặc trục, trực tiếp qua thành của vỏ quạt hoặc ống nhánh hở khi quạt được lắp đặt bên ngoài tòa nhà.

Khi khoảng cách từ quạt đến điểm thiết kế lớn hơn nhiều so với kích thước của nó, nguồn ồn có thể được coi là nguồn điểm.

Trong trường hợp này, mức áp suất âm quãng tám tại các điểm được tính toán được xác định theo công thức

(17)

trong đó L Pokti - mức công suất âm quãng tám của nguồn ồn, dB;

D L Pnetsi là tổng mức giảm mức công suất âm thanh dọc theo đường truyền âm thanh trong ống dẫn trong dải quãng tám đã xét, dB;

D L ni - chỉ số định hướng của bức xạ âm thanh, dB;

r là khoảng cách từ nguồn ồn đến điểm thiết kế, m;

W là góc bức xạ âm trong không gian;

b a - độ suy giảm của âm thanh trong khí quyển, dB / km.

Nếu có một hàng gồm nhiều quạt, lưới tản nhiệt hoặc nguồn tiếng ồn mở rộng khác có kích thước giới hạn, thì số hạng thứ ba trong công thức (17) được lấy bằng 15 lgr.

Tính toán tiếng ồn do cấu trúc

Tiếng ồn do cấu trúc gây ra trong các phòng liền kề với các buồng thông gió là kết quả của việc truyền lực động từ quạt lên trần nhà. Mức áp suất âm quãng tám trong phòng cách nhiệt liền kề được xác định theo công thức

Đối với quạt đặt trong phòng kỹ thuật nằm ngoài phần chồng lên phía trên phòng cách nhiệt:

(20)

trong đó L Pi là mức công suất âm quãng tám của tiếng ồn trong không khí do quạt phát ra vào buồng thông gió, dB;

Z c - tổng trở sóng của các phần tử cách ly rung động được lắp đặt trên máy lạnh, N s / m;

Làn Z - trở kháng đầu vào của sàn - bản chịu lực, trong trường hợp không có sàn trên nền đàn hồi, bản sàn - nếu có, N s / m;

S là diện tích chồng lấn có điều kiện của phòng kỹ thuật phía trên phòng cách nhiệt, m 2;

S = S 1 với S 1> S u / 4; S = S u / 4; tại S 1 ≤ S u / 4, hoặc nếu phòng kỹ thuật không nằm phía trên phòng cách nhiệt nhưng có một bức tường chung với nó;

S 1 - diện tích của phòng kỹ thuật phía trên phòng cách nhiệt, m 2;

S u - diện tích của phòng cách nhiệt, m 2;

S in - tổng diện tích của phòng kỹ thuật, m 2;

R - độ cách nhiệt riêng của tiếng ồn trong không khí do chồng lên nhau, dB.

Xác định mức giảm tiếng ồn cần thiết

Mức giảm áp suất âm quãng tám cần thiết được tính toán riêng cho từng nguồn ồn (quạt, phụ kiện, phụ kiện), nhưng điều này có tính đến số lượng nguồn ồn cùng loại trong phổ công suất âm thanh và mức áp suất âm thanh được tạo ra bởi từng nguồn. của chúng ở điểm thiết kế. Nói chung, mức giảm tiếng ồn cần thiết cho mỗi nguồn phải sao cho tổng mức trong tất cả các dải quãng tám từ tất cả các nguồn tiếng ồn không vượt quá mức áp suất âm thanh cho phép.

Khi có một nguồn tiếng ồn, mức giảm áp suất âm quãng tám yêu cầu được xác định theo công thức

với n là tổng số nguồn ồn được tính đến.

Tổng số nguồn ồn n để xác định D L mức giảm mức áp suất âm quãng tám yêu cầu trong khu vực đô thị phải bao gồm tất cả các nguồn tiếng ồn tạo ra mức áp suất âm thanh tại điểm thiết kế chênh lệch nhau dưới 10 dB.

Khi xác định D L tri cho các điểm thiết kế trong phòng được bảo vệ khỏi tiếng ồn của hệ thống thông gió, tổng số nguồn tiếng ồn phải bao gồm:

Khi tính toán yêu cầu giảm tiếng ồn của quạt - số lượng hệ thống phục vụ phòng; tiếng ồn tạo ra bởi các thiết bị phân phối không khí và phụ kiện không được tính đến;

Khi tính toán mức giảm tiếng ồn cần thiết tạo ra bởi các thiết bị phân phối không khí của hệ thống thông gió đang được xem xét, - số lượng hệ thống thông gió phục vụ phòng; tiếng ồn của quạt, các thiết bị phân phối không khí và phụ kiện không được tính đến;

Khi tính toán mức giảm tiếng ồn cần thiết do các phụ kiện và thiết bị phân phối không khí của nhánh được xem xét, - số lượng phụ kiện và cuộn cảm, mức ồn của chúng chênh lệch nhau dưới 10 dB; tiếng ồn của quạt và lưới không được tính đến.

Đồng thời, tổng số nguồn ồn tính đến không tính đến các nguồn ồn tạo ra mức áp suất âm tại điểm thiết kế thấp hơn mức cho phép 10 dB, với số lượng không quá 3 và 15. dB nhỏ hơn mức cho phép với không quá 10 dB.

Như bạn thấy, tính toán âm học không phải là một nhiệm vụ dễ dàng. Độ chính xác cần thiết của giải pháp được cung cấp bởi các chuyên gia âm học. Hiệu quả của việc triệt tiêu tiếng ồn và chi phí thực hiện nó phụ thuộc vào độ chính xác của tính toán âm học được thực hiện. Nếu giá trị của mức giảm tiếng ồn cần thiết được tính toán bị đánh giá thấp, thì các biện pháp sẽ không đủ hiệu quả. Trong trường hợp này, sẽ cần thiết phải loại bỏ những thiếu sót tại cơ sở hoạt động, điều chắc chắn liên quan đến chi phí vật liệu đáng kể. Nếu mức giảm tiếng ồn cần thiết được đánh giá quá cao, các chi phí không hợp lý sẽ được đưa trực tiếp vào dự án. Vì vậy, chỉ bằng cách lắp đặt các bộ giảm thanh, chiều dài của nó dài hơn 300-500 mm so với yêu cầu, chi phí bổ sung cho các vật thể vừa và lớn có thể là 100-400 nghìn rúp hoặc hơn.

Văn học

1. SNiP II-12-77. Chống ồn. Matxcova: Stroyizdat, 1978.

2. SNiP 23-03-2003. Chống ồn. Gosstroy của Nga, 2004.

3. Gusev V.P., Yêu cầu âm thanh và quy tắc thiết kế cho hệ thống thông gió tiếng ồn thấp, AVOK, không. 2004. số 4.

4. Hướng dẫn tính toán và thiết kế độ suy giảm âm thanh của các thiết bị thông gió. Matxcova: Stroyizdat, năm 1982.

5. Yudin E. Ya., Terekhin A.S. Cuộc chiến chống lại tiếng ồn của các thiết bị thông gió của mìn. Matxcova: Nedra, 1985.

6. Giảm tiếng ồn trong các tòa nhà và khu dân cư. Ed. G. L. Osipova, E. Ya. Yudina. Matxcova: Stroyizdat, 1987.

7. Khoroshev S. A., Petrov Yu. I., Egorov P. F. Chống lại tiếng ồn của quạt. M .: Energoizdat, 1981.

Dữ liệu ban đầu cho tính toán âm thanh là các đặc tính tiếng ồn của thiết bị - mức công suất âm thanh (SPL) trong dải quãng tám với tần số trung bình hình học là 63, 125, 250, 500, 1.000, 2.000, 4.000, 8.000 Hz. Để tính toán gần đúng, có thể sử dụng mức công suất âm thanh đã hiệu chỉnh của các nguồn nhiễu trong dBA.

Điểm được tính là trong phòng có lắp quạt.

Mức áp suất âm quãng tám do (các) quạt tạo ra tại vị trí lắp đặt (trong buồng thông gió) là:

trong đó Фi là hệ số định hướng của nguồn nhiễu (không thứ nguyên);

S là diện tích hình cầu ảo hoặc phần của nó bao quanh nguồn và đi qua điểm tính được, m 2;

B là hằng số âm của phòng, m 2.

Các điểm thiết kế được bố trí tại khu vực tiếp giáp với công trình

Khi khoảng cách từ quạt đến điểm thiết kế lớn hơn nhiều so với kích thước của nó, nguồn ồn có thể được coi là nguồn điểm.

Trong trường hợp này, mức áp suất âm quãng tám tại các điểm được tính toán được xác định theo công thức

trong đó L Pokti - mức công suất âm quãng tám của nguồn ồn, dB;

∆L Pnetworki là tổng mức giảm mức công suất âm thanh dọc theo đường truyền âm thanh trong ống dẫn trong dải quãng tám đã xét, dB;

∆L ni - chỉ số định hướng của bức xạ âm, dB;

r là khoảng cách từ nguồn ồn đến điểm thiết kế, m;

W là góc bức xạ âm trong không gian;

b a - độ suy giảm của âm thanh trong khí quyển, dB / km.

Hệ thống thông gió tạo ra tiếng ồn và rung động. Cường độ và diện tích truyền âm phụ thuộc vào vị trí của các thiết bị chính, chiều dài của ống dẫn khí, hiệu suất tổng thể, cũng như loại tòa nhà và mục đích chức năng của nó. Việc tính toán tiếng ồn thông gió được thiết kế để lựa chọn các cơ chế làm việc và vật liệu được sử dụng, trong đó nó sẽ không vượt quá các giá trị tiêu chuẩn, và được đưa vào dự án hệ thống thông gió, là một trong những điểm cần lưu ý.

Hệ thống thông gió bao gồm các yếu tố riêng biệt, mỗi yếu tố trong số đó là nguồn phát ra âm thanh khó chịu:

Đối với quạt, đây có thể là một cánh quạt hoặc một động cơ. Lưỡi dao bị ồn do áp suất giảm mạnh từ bên này sang bên kia. Động cơ - do bị hỏng hoặc do lắp đặt không đúng cách. Các thiết bị làm lạnh tạo ra tiếng ồn vì những lý do tương tự, và sự cố máy nén được thêm vào.
Các ống dẫn khí. Có hai lý do: thứ nhất là hình thành xoáy từ không khí đập vào tường. Chúng tôi đã nói về điều này chi tiết hơn trong bài báo. Thứ hai là tiếng vo ve ở những nơi mà tiết diện của ống dẫn thay đổi. Các vấn đề được giải quyết bằng cách giảm tốc độ chuyển động của khí.
Xây dựng công trình. Tiếng ồn bên do rung động của quạt và các thiết bị lắp đặt khác, truyền đến các phần tử của tòa nhà. Giải pháp được thực hiện bằng cách lắp đặt các giá đỡ đặc biệt hoặc các miếng đệm giảm chấn động. Một ví dụ sinh động là máy điều hòa không khí trong căn hộ: nếu dàn nóng không được cố định ở tất cả các điểm, hoặc người lắp đặt quên đặt gioăng bảo vệ, thì hoạt động của nó có thể gây ra âm thanh khó chịu cho chủ sở hữu lắp đặt hoặc hàng xóm của họ.

Phương thức chuyển khoản

Có ba con đường để truyền âm thanh và để tính toán tải trọng âm thanh, bạn cần biết chính xác cách nó truyền theo cả ba cách:

Trong không khí: tiếng ồn từ các thiết bị vận hành. Nó được phân bổ cả bên trong và bên ngoài tòa nhà. Nguồn căng thẳng chính của con người. Ví dụ, một cửa hàng lớn với máy điều hòa không khí và thiết bị làm lạnh nằm ở phía sau của tòa nhà. Sóng âm truyền theo mọi hướng đến những ngôi nhà gần đó.
Thủy lực: nguồn tiếng ồn - đường ống có chất lỏng. Sóng âm được truyền trong khoảng cách xa khắp tòa nhà. Nguyên nhân là do sự thay đổi kích thước của đoạn ống và sự cố của máy nén.
Rung động: nguồn - xây dựng cấu trúc. Nguyên nhân do lắp đặt quạt hoặc các bộ phận khác của hệ thống không đúng cách. Truyền khắp tòa nhà và xa hơn nữa.

Một số chuyên gia sử dụng nghiên cứu khoa học từ các quốc gia khác trong tính toán của họ. Ví dụ, có một công thức được công bố trên một tạp chí của Đức: với sự trợ giúp của nó, việc tạo ra âm thanh của các thành ống dẫn được tính toán, tùy thuộc vào tốc độ của dòng không khí.

Phương pháp đo lường

Người ta thường phải đo mức ồn cho phép hoặc cường độ rung trong các hệ thống thông gió đang được lắp đặt và vận hành. Phương pháp đo lường cổ điển liên quan đến việc sử dụng một thiết bị đặc biệt "máy đo mức âm thanh": nó xác định cường độ lan truyền của sóng âm thanh. Phép đo được thực hiện bằng cách sử dụng ba bộ lọc cho phép bạn cắt bỏ những âm thanh không cần thiết bên ngoài khu vực nghiên cứu. Bộ lọc đầu tiên đo âm thanh có cường độ không vượt quá 50 dB. Thứ hai là từ 50 đến 85 dB. Thứ ba là hơn 80 dB.

Rung động được đo bằng Hertz (Hz) cho nhiều điểm. Ví dụ, ở vùng lân cận của một nguồn ồn, sau đó ở một khoảng cách nhất định, sau đó ở điểm xa nhất.

Quy tắc thực hành

Các quy tắc tính toán tiếng ồn từ thông gió và các thuật toán để thực hiện các phép tính được quy định trong SNiP 23-03-2003 "Bảo vệ chống tiếng ồn"; GOST 12.1.023-80 “Hệ thống tiêu chuẩn an toàn lao động (SSBT). Tiếng ồn. Phương pháp thiết lập các giá trị của đặc tính tiếng ồn của máy điện tĩnh. "

Khi xác định tải trọng âm thanh gần các tòa nhà, cần phải nhớ rằng các giá trị hướng dẫn được đưa ra cho hệ thống thông gió cơ khí ngắt quãng và cửa sổ mở. Nếu tính đến các cửa sổ đóng và hệ thống trao đổi không khí cưỡng bức có khả năng cung cấp tần số thiết kế thì các thông số khác được sử dụng làm định mức. Mức ồn tối đa xung quanh tòa nhà được tăng lên đến một giới hạn cho phép duy trì các thông số quy chuẩn bên trong tòa nhà.

Yêu cầu về tải trọng âm thanh cho các tòa nhà dân cư và công cộng tùy thuộc vào loại của chúng:

A - điều kiện tốt nhất.
B - một môi trường thoải mái.
B là độ ồn ở mức giới hạn.

Tính toán âm học

Nó được các nhà thiết kế sử dụng để xác định khả năng hấp thụ tiếng ồn. Nhiệm vụ chính của tính toán âm thanh là tính toán phổ hoạt động của tải trọng âm thanh tại tất cả các điểm được xác định trước, và giá trị kết quả được so sánh với giá trị quy chuẩn, tối đa cho phép. Nếu cần, hãy giảm xuống các tiêu chuẩn đã thiết lập.

Việc tính toán được thực hiện theo đặc tính tiếng ồn của thiết bị thông gió, chúng phải được chỉ ra trong tài liệu kỹ thuật.

Điểm tính toán:

nơi trực tiếp lắp đặt thiết bị;
mặt bằng liền kề;
tất cả các phòng nơi hệ thống thông gió hoạt động, kể cả tầng hầm;
phòng cho các ứng dụng chuyển tiếp của ống dẫn khí;
đầu vào hoặc cửa xả khí.

Việc tính toán âm học được thực hiện theo hai công thức cơ bản, việc lựa chọn công thức nào phụ thuộc vào vị trí của điểm.

Điểm tính toán được thực hiện bên trong tòa nhà, ở vùng lân cận của quạt. Áp suất âm thanh phụ thuộc vào công suất và số lượng quạt, hướng sóng và các thông số khác. Công thức 1 để xác định mức áp suất âm thanh quãng tám từ một hoặc nhiều quạt trông như sau:

trong đó L Pi là công suất âm thanh trong mỗi quãng tám;
∆L đối với i - sự giảm cường độ của tải ồn liên quan đến chuyển động đa hướng của sóng âm và tổn thất công suất do truyền trong không khí;

Theo công thức 2, ∆L được xác định bởi i:

trong đó Фi là hệ số không thứ nguyên của vectơ truyền sóng;
S là diện tích hình cầu hoặc bán cầu hình quạt và điểm tính, m 2;
B - giá trị không đổi của hằng số âm trong phòng, m 2.

Điểm tính toán được thực hiện bên ngoài tòa nhà trong khu vực gần đó. Âm thanh từ công trình lan truyền qua các bức tường của trục thông gió, lưới và vỏ quạt. Thông thường người ta cho rằng nguồn ồn là nguồn điểm (khoảng cách từ quạt đến vị trí tính toán là một bậc lớn hơn kích thước của thiết bị). Sau đó, mức áp suất tiếng ồn quãng tám được tính bằng cách sử dụng Công thức 3:

trong đó L Pokti - công suất quãng tám của nguồn ồn, dB;
∆L Pnetsi - công suất âm mất trong quá trình truyền qua ống dẫn, dB;
∆L ni - chỉ số định hướng của bức xạ âm, dB;
r là độ dài đoạn từ quạt đến điểm tính toán, m;
W là góc bức xạ âm thanh trong không gian;
b a - giảm cường độ tiếng ồn trong khí quyển, dB / km.

Nếu một số nguồn ồn tác động vào một điểm, chẳng hạn như quạt và máy điều hòa không khí, thì phương pháp tính toán sẽ thay đổi một chút. Bạn không thể chỉ lấy và thêm tất cả các nguồn, vì vậy các nhà thiết kế có kinh nghiệm đi theo một con đường khác, loại bỏ tất cả dữ liệu không cần thiết. Sự khác biệt giữa nguồn lớn nhất và nguồn nhỏ nhất về cường độ được tính toán, và giá trị kết quả được so sánh với tham số tiêu chuẩn và được thêm vào mức của nguồn lớn nhất.

Giảm tải âm thanh từ quạt

Có một số biện pháp để trung hòa các yếu tố tiếng ồn từ hoạt động của quạt gây khó chịu cho tai người:

Lựa chọn thiết bị. Một nhà thiết kế chuyên nghiệp, không giống như một nhà thiết kế nghiệp dư, luôn chú ý đến tiếng ồn từ hệ thống và chọn quạt cung cấp các thông số vi khí hậu tiêu chuẩn, nhưng đồng thời không có nguồn dự trữ năng lượng lớn. Có rất nhiều loại quạt có bộ giảm âm trên thị trường, chúng được bảo vệ tốt khỏi những âm thanh và rung động khó chịu.
Lựa chọn vị trí lắp đặt. Thiết bị thông gió mạnh chỉ được lắp đặt bên ngoài cơ sở phục vụ: nó có thể là mái nhà hoặc một buồng đặc biệt. Ví dụ, nếu bạn đặt một chiếc quạt trên gác mái trong một ngôi nhà bằng bảng điều khiển, thì những người thuê nhà trên tầng cao nhất sẽ ngay lập tức cảm thấy khó chịu. Vì vậy, trong những trường hợp như vậy chỉ sử dụng quạt mái.
Lựa chọn tốc độ chuyển động của không khí qua các kênh. Các nhà thiết kế được hướng dẫn bởi một thiết kế âm thanh. Ví dụ, đối với ống gió 300 × 900 mm cổ điển, nó không lớn hơn 10 m / s.
Cách ly rung động, cách âm và che chắn. Cách ly rung động liên quan đến việc lắp đặt các giá đỡ đặc biệt làm giảm rung động. Việc cách âm được thực hiện bằng cách dán các thùng loa bằng vật liệu đặc biệt. Che chắn bao gồm việc sử dụng tấm chắn để cắt nguồn âm thanh từ một tòa nhà hoặc căn phòng.

Tính toán tiếng ồn từ hệ thống thông gió liên quan đến việc tìm kiếm các giải pháp kỹ thuật như vậy khi hoạt động của thiết bị sẽ không gây trở ngại cho con người. Đây là một nhiệm vụ đầy thách thức đòi hỏi kỹ năng và kinh nghiệm trong lĩnh vực này.

Công ty "Mega.ru" đã giải quyết vấn đề thông gió và tạo điều kiện vi khí hậu tối ưu trong một thời gian dài. Các chuyên gia của chúng tôi giải quyết các vấn đề phức tạp. Chúng tôi làm việc ở Moscow và các khu vực lân cận. Dịch vụ hỗ trợ kỹ thuật sẽ trả lời tất cả các câu hỏi theo số điện thoại được chỉ ra trên trang. Có thể cộng tác từ xa. Liên hệ chúng tôi!