Descripción:

Las normas y reglamentos vigentes en el país estipulan que los proyectos deben incluir medidas para proteger del ruido los equipos utilizados para el soporte de la vida humana. Dichos equipos incluyen sistemas de ventilación y aire acondicionado.

Cálculo acústico como base para el diseño de un sistema de ventilación (aire acondicionado) silencioso.

V. P. Gusev, Doctor en Ingeniería. ciencias, cabeza laboratorio para la protección acústica de equipos de ventilación y tecnología de ingeniería (NIISF)

Las normas y reglamentos vigentes en el país estipulan que los proyectos deben incluir medidas para proteger del ruido los equipos utilizados para el soporte de la vida humana. Dichos equipos incluyen sistemas de ventilación y aire acondicionado.

Bases para el diseño de atenuación del sonido. sistema de ventilación y el aire acondicionado es un cálculo acústico, una aplicación obligatoria en el proyecto de ventilación de cualquier instalación. Las tareas principales de dicho cálculo son: determinar el espectro de octavas del ruido de ventilación estructural y aéreo en los puntos de diseño y su reducción requerida comparando este espectro con el espectro permitido según las normas de higiene. Después de seleccionar las medidas constructivas y acústicas para asegurar la reducción de ruido requerida, se realiza un cálculo de verificación de los niveles de presión sonora esperados en los mismos puntos de diseño, teniendo en cuenta la efectividad de dichas medidas.

Los materiales que se proporcionan a continuación no pretenden ser una presentación completa de la metodología para el cálculo acústico de sistemas (instalaciones) de ventilación. Contienen información que aclara, complementa o revela de una forma nueva diversos aspectos de esta técnica utilizando el ejemplo del cálculo acústico de un ventilador como principal fuente de ruido en un sistema de ventilación. Los materiales se utilizarán en la elaboración de un conjunto de reglas para el cálculo y diseño de atenuación del ruido. unidades de ventilación al nuevo SNiP.

Los datos iniciales para los cálculos acústicos son las características de ruido del equipo: niveles de potencia sonora (SPL) en bandas de octava con frecuencias medias geométricas 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Hz. Para cálculos aproximados, a veces se utilizan niveles de potencia sonora ajustados de las fuentes de ruido en dBA.

Los puntos de cálculo están ubicados en hábitats humanos, en particular, en el lugar de instalación del ventilador (en la cámara de ventilación); en habitaciones o áreas adyacentes al sitio de instalación del ventilador; en habitaciones atendidas por un sistema de ventilación; en habitaciones por donde pasan conductos de aire en tránsito; en el área del dispositivo para recibir o expulsar aire, o solo recibir aire para recirculación.

El punto de diseño está en la habitación donde está instalado el ventilador.

En general, los niveles de presión sonora en una habitación dependen de la potencia sonora de la fuente y del factor direccional de emisión de ruido, el número de fuentes de ruido, la ubicación del punto de diseño con respecto a la fuente y el cerramiento. estructuras de construccion, del tamaño y cualidades acústicas de la sala.

Los niveles de presión sonora de octava creados por los ventiladores en el lugar de instalación (en la cámara de ventilación) son iguales a:

donde Фi es el factor de directividad de la fuente de ruido (adimensional);

S es el área de una esfera imaginaria o parte de ella que rodea la fuente y pasa por el punto calculado, m2;

B es la constante acústica de la habitación, m2.

El punto de diseño está ubicado en la habitación adyacente a la habitación donde está instalado el ventilador.

Los niveles de octava del ruido aéreo que penetra a través de la valla en la habitación aislada adyacente a la habitación donde está instalado el ventilador están determinados por la capacidad de insonorización de las vallas de la habitación ruidosa y las cualidades acústicas de la habitación protegida, que se expresa por la fórmula:

donde L w es el nivel de presión sonora de una octava en la habitación con la fuente de ruido, dB;

R - aislamiento del ruido aéreo por la estructura de cerramiento a través del cual penetra el ruido, dB;

S - área de la estructura de cerramiento, m2;

B u - constante acústica de la habitación aislada, m 2;

k es un coeficiente que tiene en cuenta la violación de la difusión del campo sonoro en la habitación.

El punto de diseño está ubicado en la sala atendida por el sistema.

El ruido del ventilador se propaga a través del conducto de aire (canal de aire), se amortigua parcialmente en sus elementos y penetra en la habitación atendida a través de las rejillas de distribución y entrada de aire. Los niveles de presión sonora de octava en una habitación dependen de la cantidad de reducción de ruido en el conducto de aire y de las cualidades acústicas de esa habitación:

donde L Pi es el nivel de potencia sonora en la i-ésima octava emitida por el ventilador al conducto de aire;

D L networki - atenuación en el canal de aire (en la red) entre la fuente de ruido y la habitación;

D L pomi - lo mismo que en la fórmula (1) - fórmula (2).

La atenuación en la red (en el canal de aire) D L P de la red es la suma de la atenuación en sus elementos, ubicados secuencialmente a lo largo de las ondas sonoras. La teoría energética de la propagación del sonido a través de tuberías supone que estos elementos no se influyen entre sí. De hecho, la secuencia de elementos perfilados y secciones rectas forman un único sistema de ondas, en el que el principio de independencia de atenuación en el caso general no puede justificarse en tonos sinusoidales puros. Al mismo tiempo, en las bandas de frecuencia de octava (anchas), las ondas estacionarias creadas por componentes sinusoidales individuales se cancelan entre sí y, por lo tanto, se puede aplicar un enfoque energético que no tenga en cuenta el patrón de ondas en los conductos de aire y considere el flujo de energía sonora. considerarse justificado.

La atenuación en tramos rectos de conductos de aire hechos de material laminado se debe a pérdidas debidas a la deformación de las paredes y a la radiación sonora hacia el exterior. La reducción del nivel de potencia acústica D L P por 1 m de longitud de tramos rectos de conductos de aire metálicos en función de la frecuencia se puede juzgar a partir de los datos de la Fig. 1.

Como puede ver, en conductos de aire con sección transversal rectangular, la atenuación (disminución de la intensidad ultrasónica) disminuye al aumentar la frecuencia del sonido, mientras que en conductos de aire con sección transversal redonda aumenta. Si hay aislamiento térmico en los conductos de aire metálicos, como se muestra en la Fig. 1 los valores deben aumentarse aproximadamente dos veces.

El concepto de atenuación (disminución) del nivel del flujo de energía sonora no puede identificarse con el concepto de cambio en el nivel de presión sonora en el canal de aire. A medida que una onda sonora se mueve a través de un canal, la cantidad total de energía que transporta disminuye, pero esto no está necesariamente asociado con una disminución en el nivel de presión sonora. En un canal cada vez más estrecho, a pesar de la atenuación del flujo total de energía, el nivel de presión sonora puede aumentar debido a un aumento en la densidad de la energía sonora. Por otro lado, en un conducto en expansión, la densidad de energía (y el nivel de presión sonora) pueden disminuir más rápido que la potencia sonora total. La atenuación sonora en una sección de sección variable es igual a:

(5)

donde L 1 y L 2 son los niveles promedio de presión sonora en las secciones inicial y final de la sección del canal a lo largo de las ondas sonoras;

F 1 y F 2 son las áreas de la sección transversal al principio y al final de la sección del canal, respectivamente.

La atenuación en las curvas (en codos, curvas) con paredes lisas, cuya sección transversal es menor que la longitud de onda, está determinada por la reactancia, como la masa adicional y la aparición de modos de orden superior. La energía cinética del flujo en un giro sin cambiar la sección transversal del canal aumenta debido a la desigualdad resultante del campo de velocidades. La rotación cuadrada actúa como un filtro de paso bajo. La cantidad de reducción de ruido al girar en el rango de onda plana viene dada por una solución teórica exacta:

(6)

donde K es el módulo del coeficiente de transmisión del sonido.

Para a ≥ l /2, el valor de K es cero y la onda sonora del plano incidente es teóricamente reflejada completamente por la rotación del canal. La máxima reducción de ruido se produce cuando la profundidad de giro es aproximadamente la mitad de la longitud de onda. El valor del módulo teórico del coeficiente de transmisión del sonido a través de espiras rectangulares se puede juzgar en la Fig. 2.

En diseños reales, según el trabajo, la atenuación máxima es de 8-10 dB, cuando la mitad de la longitud de onda cabe en el ancho del canal. Al aumentar la frecuencia, la atenuación disminuye a 3-6 dB en la región de longitudes de onda cercanas en magnitud al doble del ancho del canal. Luego vuelve a aumentar suavemente en frecuencias altas, alcanzando 8-13 dB. En la Fig. La Figura 3 muestra curvas de atenuación de ruido en giros de canal para ondas planas (curva 1) y para una incidencia de sonido aleatoria y difusa (curva 2). Estas curvas se obtienen en base a datos teóricos y experimentales. La presencia de un máximo de reducción de ruido en a = l /2 se puede utilizar para reducir el ruido con componentes discretos de baja frecuencia ajustando los tamaños de canal en las vueltas a la frecuencia de interés.

La reducción de ruido en giros de menos de 90° es aproximadamente proporcional al ángulo de rotación. Por ejemplo, la reducción del nivel de ruido en un giro de 45° es igual a la mitad de la reducción en un giro de 90°. En giros con ángulos inferiores a 45° no se tiene en cuenta la reducción de ruido. Para giros suaves y curvas rectas de conductos de aire con paletas guía, la reducción de ruido (nivel de potencia acústica) se puede determinar utilizando las curvas de la Fig. 4.

En las ramas de los canales, cuyas dimensiones transversales son inferiores a la mitad de la longitud de onda del sonido, las causas físicas de atenuación son similares a las causas de atenuación en codos y curvas. Esta atenuación se determina de la siguiente manera (Fig. 5).

Basado en la ecuación de continuidad del medio:

A partir de la condición de continuidad de presión (r p + r 0 = r pr) y la ecuación (7), la potencia sonora transmitida se puede representar mediante la expresión

y la reducción del nivel de potencia sonora con el área de la sección transversal de la rama

	(11)
	(12)
	(13)

Si hay un cambio brusco en la sección transversal de un canal con dimensiones transversales inferiores a medias longitudes de onda (Fig. 6 a), se puede determinar una disminución en el nivel de potencia sonora de la misma manera que con la ramificación.

La fórmula de cálculo para tal cambio en la sección transversal del canal tiene la forma

(14)

donde m es la relación entre el área de la sección transversal más grande del canal y la más pequeña.

La reducción de los niveles de potencia sonora cuando los tamaños de los canales son mayores que la media longitud de onda de las ondas fuera del plano debido a un estrechamiento repentino del canal es

Si el canal se expande o se estrecha suavemente (Fig. 6 b y 6 d), entonces la disminución en el nivel de potencia sonora es cero, ya que no se produce la reflexión de ondas con una longitud menor que el tamaño del canal.

En elementos simples de sistemas de ventilación, se aceptan los siguientes valores de reducción en todas las frecuencias: calentadores y enfriadores de aire 1,5 dB, aires acondicionados centrales 10 dB, filtros de malla 0 dB, lugar donde el ventilador linda con la red de conductos de aire 2 dB.

La reflexión del sonido desde el extremo del conducto de aire se produce si el tamaño transversal del conducto de aire es menor que la longitud de onda del sonido (Fig. 7).

Si se propaga una onda plana, entonces no hay reflexión en un conducto grande y podemos suponer que no hay pérdidas por reflexión. Sin embargo, si una abertura conecta una habitación grande y un espacio abierto, entonces solo entran en la abertura ondas sonoras difusas dirigidas hacia la abertura, cuya energía es igual a una cuarta parte de la energía del campo difuso. Por tanto, en este caso, el nivel de intensidad sonora se debilita en 6 dB.

Las características direccionales de la radiación sonora procedente de las rejillas de distribución de aire se muestran en la Fig. 8.

Cuando la fuente de ruido está ubicada en el espacio (por ejemplo, en una columna de una habitación grande) S = 4p r 2 (radiación en una esfera completa); en la parte media de la pared, techo S = 2p r 2 (radiación hacia el hemisferio); en un ángulo diédrico (radiación en 1/4 de esfera) S = p r 2 ; en un ángulo triédrico S = p r 2 /2.

La atenuación del nivel de ruido en la habitación está determinada por la fórmula (2). El punto de diseño se selecciona en el lugar de residencia permanente de las personas, más cercano a la fuente de ruido, a una distancia de 1,5 m del suelo. Si el ruido en el punto de diseño lo generan varias rejillas, el cálculo acústico se realiza teniendo en cuenta su impacto total.

Cuando la fuente de ruido es un tramo de un conducto de aire de tránsito que atraviesa una habitación, los datos iniciales para el cálculo mediante la fórmula (1) son los niveles de potencia sonora de octava del ruido emitido por el mismo, determinados por la fórmula aproximada:

donde L pi es el nivel de potencia sonora de la fuente en la banda de frecuencia de la i-ésima octava, dB;

D L’ Рnetii - atenuación en la red entre la fuente y la sección de tránsito considerada, dB;

R Ti - aislamiento acústico de la estructura de la sección de tránsito del conducto de aire, dB;

S T - superficie de la sección de tránsito que da a la habitación, m 2 ;

F T - área de la sección transversal de la sección del conducto de aire, m 2.

La fórmula (16) no tiene en cuenta el aumento de la densidad de energía sonora en el conducto de aire debido a las reflexiones; las condiciones para la incidencia y transmisión del sonido a través de la estructura del conducto son significativamente diferentes de la transmisión del sonido difuso a través de los recintos de la habitación.

Los puntos de cálculo están ubicados en el área adyacente al edificio.

El ruido del ventilador viaja a través del conducto de aire y se irradia al espacio circundante a través de una rejilla o eje, directamente a través de las paredes de la carcasa del ventilador o un tubo abierto cuando el ventilador está instalado fuera del edificio.

Si la distancia desde el ventilador hasta el punto de diseño es mucho mayor que su tamaño, la fuente de ruido puede considerarse una fuente puntual.

En este caso, los niveles de presión sonora de octava en los puntos de diseño están determinados por la fórmula

donde L Pocti es el nivel de potencia sonora de octava de la fuente de ruido, dB;

D L Pneti: reducción total del nivel de potencia sonora a lo largo de la trayectoria de propagación del sonido en el conducto de aire en la banda de octava considerada, dB;

D L ni - indicador de directividad de la radiación sonora, dB;

r - distancia desde la fuente de ruido hasta el punto calculado, m;

W es el ángulo espacial de la radiación sonora;

b a - atenuación del sonido en la atmósfera, dB/km.

Si hay una fila de varios ventiladores, rejillas u otra fuente de ruido extendida de tamaño limitado, entonces el tercer término de la fórmula (17) se toma como 15 lgr.

Cálculo del ruido estructural

El ruido estructural en las habitaciones adyacentes a las cámaras de ventilación surge como resultado de la transferencia de fuerzas dinámicas del ventilador al techo. El nivel de presión sonora de una octava en una habitación aislada adyacente está determinado por la fórmula

Para ventiladores ubicados en una sala técnica fuera del techo sobre la sala aislada:

(20)

donde L Pi es el nivel de potencia sonora de octava del ruido del aire emitido por el ventilador hacia la cámara de ventilación, dB;

Z c es la resistencia total a las ondas de los elementos aislantes de vibraciones en los que está instalada la máquina de refrigeración, N s/m;

Z per - impedancia de entrada del piso - losa portante, en ausencia de piso en base elástica, losas de piso - si están disponibles, N s/m;

S es la superficie convencional del suelo de la sala técnica sobre la sala aislada, m 2 ;

S = S 1 para S 1 > Su /4; S = Su /4; cuando S 1 ≤ S u /4, o si el local técnico no está situado encima del local aislado, sino que tiene una pared en común con él;

S 1 - área de la sala técnica sobre la sala aislada, m 2 ;

S u - área de la habitación aislada, m 2 ;

S in - área total de la sala técnica, m 2 ;

R - aislamiento del ruido aéreo propio por parte del techo, dB.

Determinar la reducción de ruido requerida

La reducción requerida en los niveles de presión sonora de una octava se calcula por separado para cada fuente de ruido (ventilador, elementos perfilados, accesorios), pero el número de fuentes de ruido del mismo tipo en el espectro de potencia sonora y la magnitud de los niveles de presión sonora creados por cada de ellos en el punto de diseño se tienen en cuenta. En general, la reducción de ruido requerida para cada fuente debe ser tal que los niveles totales en todas las bandas de frecuencia de octava de todas las fuentes de ruido no excedan los niveles de presión sonora permitidos.

En presencia de una fuente de ruido, la reducción requerida en los niveles de presión sonora de octava está determinada por la fórmula

donde n es el número total de fuentes de ruido tomadas en cuenta.

Al determinar D L tres de la reducción requerida en los niveles de presión sonora de octava en áreas urbanas, el número total de fuentes de ruido n debe incluir todas las fuentes de ruido que crean niveles de presión sonora en el punto de diseño que difieren en menos de 10 dB.

Al determinar D L tres para puntos de diseño en una habitación protegida del ruido del sistema de ventilación, el número total de fuentes de ruido debe incluir:

Al calcular la reducción requerida en el ruido del ventilador: la cantidad de sistemas que dan servicio a la habitación; no se tiene en cuenta el ruido generado por los dispositivos y accesorios de distribución de aire;

Al calcular la reducción requerida del ruido generado por los dispositivos de distribución de aire del sistema de ventilación en cuestión, - el número de sistemas de ventilación que dan servicio a la habitación; no se tiene en cuenta el ruido del ventilador, los dispositivos de distribución de aire y los elementos perfilados;

Al calcular la reducción requerida del ruido generado por los elementos perfilados y los dispositivos de distribución de aire de la rama en cuestión, - el número de elementos perfilados y bobinas de choque cuyos niveles de ruido difieren entre sí en menos de 10 dB; No se tiene en cuenta el ruido del ventilador y de las rejillas.

Al mismo tiempo, el número total de fuentes de ruido tomadas en cuenta no tiene en cuenta las fuentes de ruido que crean un nivel de presión sonora en el punto de diseño 10 dB por debajo del nivel permisible cuando su número no supera 3 y 15. dB menos de lo permitido cuando su número no supera los 10.

Como puedes ver, el cálculo acústico no es una tarea sencilla. Los especialistas en acústica garantizan la precisión necesaria de su solución. La eficacia de la reducción del ruido y el coste de su implementación dependen de la precisión del cálculo acústico realizado. Si se subestima la reducción de ruido requerida calculada, las medidas no serán lo suficientemente efectivas. En este caso, será necesario eliminar las deficiencias de las instalaciones existentes, lo que inevitablemente conlleva importantes costes de material. Si la reducción de ruido requerida es demasiado alta, se generan costes injustificados directamente en el proyecto. Por lo tanto, solo debido a la instalación de silenciadores, cuya longitud es 300-500 mm más larga de lo requerido, los costos adicionales en instalaciones medianas y grandes pueden ascender a 100-400 mil rublos o más.

Literatura

1. SNIP II-12-77. Protección contra el ruido. Moscú: Stroyizdat, 1978.

2. SNIP 23-03-2003. Protección contra el ruido. Gosstroy de Rusia, 2004.

3. Gusev V.P. Requisitos acústicos y reglas de diseño para sistemas de ventilación silenciosos // ABOK. 2004. N° 4.

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5. Yudin E. Ya., Terekhin A. S. Lucha contra el ruido de las unidades de ventilación de minas. M.: Nedra, 1985.

6. Reducción del ruido en edificios y zonas residenciales. Ed. G. L. Osipova, E. Ya. Moscú: Stroyizdat, 1987.

7. Khoroshev S. A., Petrov Yu., Egorov P. F. Lucha contra el ruido de los ventiladores. M.: Energoizdat, 1981.

El sistema de ventilación y aire acondicionado (HVAC) es una de las principales fuentes de ruido en los edificios residenciales, públicos e industriales modernos, en los barcos, en los vagones cama de los trenes, en todo tipo de salones y cabinas de control.

El ruido en el sistema HVAC proviene del ventilador (la principal fuente de ruido con sus propias funciones) y otras fuentes, se propaga a través del conducto de aire junto con el flujo de aire y se irradia a la habitación ventilada. El ruido y su reducción se ven afectados por: aires acondicionados, unidades de calefacción, dispositivos de control y distribución de aire, diseño, giros y ramificaciones de conductos de aire.

El cálculo acústico de UVAV se lleva a cabo con el objetivo de seleccionar de manera óptima todos los medios necesarios para reducir el ruido y determinar el nivel de ruido esperado en los puntos de diseño de la habitación. Tradicionalmente, los principales medios para reducir el ruido del sistema son los supresores de ruido activos y reactivos. Se requiere aislamiento acústico y absorción acústica del sistema y de la habitación para garantizar el cumplimiento de las normas de niveles de ruido permitidos para los humanos, normas medioambientales importantes.

Ahora en construyendo códigos y se ha desarrollado la normativa rusa (SNiP), obligatoria en el diseño, construcción y funcionamiento de edificios para proteger a las personas del ruido. emergencia. En el antiguo SNiP II-12-77 "Protección contra el ruido", el método de cálculo acústico de los edificios HVAC estaba desactualizado y, por lo tanto, no se incluyó en el nuevo SNiP 23/03/2003 "Protección contra el ruido" (en lugar del SNiP II-12- 77), donde aún no se incluye ausente.

Por tanto, el antiguo método está obsoleto, pero el nuevo no. Es hora de crear método moderno cálculo acústico de UVAV en edificios, como ya ocurre con sus propias características en otras áreas de la tecnología, anteriormente más avanzadas en acústica, por ejemplo, en buques marítimos. Consideremos tres formas posibles Cálculo acústico, en relación con el UHCR.

El primer método de cálculo acústico.. Este método, basado puramente en dependencias analíticas, utiliza la teoría de líneas largas, conocida en ingeniería eléctrica y relacionada aquí con la propagación del sonido en un gas que llena un tubo estrecho con paredes rígidas. El cálculo se realiza con la condición de que el diámetro de la tubería sea mucho menor que la longitud de onda del sonido.

Para una tubería rectangular, el lado debe tener menos de la mitad de la longitud de onda, y para tubo redondo— radio. Son estos tubos los que se denominan estrechos en acústica. Así, para aire a una frecuencia de 100 Hz, una tubería rectangular se considerará estrecha si el lado de la sección transversal es inferior a 1,65 m. En una tubería estrecha y curva, la propagación del sonido seguirá siendo la misma que en una tubería recta.

Esto se sabe por la práctica de utilizar tubos parlantes, por ejemplo, durante mucho tiempo en los barcos. Esquema típico El sistema de ventilación de línea larga tiene dos cantidades definitorias: L wH es la potencia sonora que ingresa a la tubería de descarga desde el ventilador al comienzo de la línea larga, y L wK es la potencia sonora que emana de la tubería de descarga al final de la línea larga y entrar en la habitación ventilada.

La larga línea contiene los siguientes elementos característicos. Los enumeramos: entrada con aislamiento acústico R 1, silenciador activo con aislamiento acústico R 2, T con aislamiento acústico R 3, silenciador reactivo con aislamiento acústico R 4, válvula de mariposa con aislamiento acústico R 5 y salida de escape con aislamiento acústico R 6. El aislamiento acústico aquí se refiere a la diferencia en dB entre la potencia sonora de las ondas que inciden en un elemento determinado y la potencia sonora emitida por este elemento después de que las ondas lo atraviesen.

Si el aislamiento acústico de cada uno de estos elementos no depende de todos los demás, entonces el aislamiento acústico de todo el sistema se puede estimar mediante cálculos de la siguiente manera. La ecuación de onda para una tubería estrecha tiene la siguiente forma de ecuación para ondas sonoras planas en un medio ilimitado:

donde c es la velocidad del sonido en el aire y p es la presión del sonido en la tubería, relacionada con la velocidad de vibración en la tubería según la segunda ley de Newton por la relación

donde ρ es la densidad del aire. La potencia sonora de ondas armónicas planas es igual a la integral del área de la sección transversal S del conducto de aire durante el período de vibraciones sonoras T en W:

donde T = 1/f es el período de vibraciones del sonido, s; f—frecuencia de oscilación, Hz. Potencia sonora en dB: L w = 10lg(N/N 0), donde N 0 = 10 -12 W. Dentro de los supuestos especificados, el aislamiento acústico de una línea larga del sistema de ventilación se calcula mediante la siguiente fórmula:

El número de elementos n para un HVAC específico puede, por supuesto, ser mayor que el n = 6 anterior. Para calcular los valores de R i, apliquemos la teoría de líneas largas a los elementos característicos de la ventilación del aire mencionados anteriormente. sistema.

Aberturas de entrada y salida del sistema de ventilación. con R 1 y R 6. Según la teoría de las líneas largas, la unión de dos tubos estrechos con diferentes áreas de sección transversal S 1 y S 2 es un análogo de la interfaz entre dos medios con incidencia normal de ondas sonoras en la interfaz. Las condiciones de contorno en la unión de dos tuberías están determinadas por la igualdad de las presiones sonoras y las velocidades de vibración en ambos lados del límite de la unión, multiplicada por el área de la sección transversal de las tuberías.

Resolviendo las ecuaciones así obtenidas, obtenemos el coeficiente de transmisión de energía y aislamiento acústico de la unión de dos tuberías con las secciones indicadas anteriormente:

El análisis de esta fórmula muestra que en S 2 >> S 1 las propiedades del segundo tubo se aproximan a las propiedades del límite libre. Por ejemplo, un tubo estrecho abierto a un espacio semiinfinito puede considerarse, desde el punto de vista del efecto de insonorización, al borde del vacío. Cuando 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.

Silenciador activo R2. El aislamiento acústico en este caso se puede evaluar de forma aproximada y rápida en dB, por ejemplo, utilizando la conocida fórmula del ingeniero A.I. Belova:

donde P es el perímetro de la sección de flujo, m; l—longitud del silenciador, m; S es el área de la sección transversal del canal del silenciador, m2; α eq es el coeficiente de absorción acústica equivalente del revestimiento, dependiendo del coeficiente de absorción real α, por ejemplo, de la siguiente manera:

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

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

De la fórmula se deduce que el aislamiento acústico del canal del silenciador activo R 2 es mayor cuanto mayor es la capacidad de absorción de las paredes α eq, la longitud del silenciador l y la relación entre el perímetro del canal y su área de sección transversal P /S. Para los mejores materiales fonoabsorbentes, por ejemplo, las marcas PPU-ET, BZM y ATM-1, así como otros fonoabsorbentes ampliamente utilizados, se presenta el coeficiente de absorción acústica real α.

Tee R3. En los sistemas de ventilación, lo más frecuente es que el primer tubo con sección transversal S 3 se bifurque en dos tubos con sección transversal S 3,1 y S 3,2. Esta ramificación se llama T: el sonido entra por la primera rama y pasa por las otras dos. En general, el primer y segundo tubo pueden consistir en una pluralidad de tubos. Entonces nosotros tenemos

El aislamiento acústico de la T de la sección S 3 a la sección S 3.i está determinado por la fórmula

Tenga en cuenta que, debido a consideraciones aerohidrodinámicas, las T se esfuerzan por garantizar que el área de la sección transversal de la primera tubería sea igual a la suma de las áreas de la sección transversal en las ramas.

Supresor de ruido reactivo (cámara) R4. El silenciador de cámara es un tubo acústicamente estrecho con una sección transversal S 4 , que se convierte en otro tubo acústicamente estrecho con una gran sección transversal S 4,1 de longitud l, llamado cámara, y luego se convierte nuevamente en un tubo acústicamente estrecho con una sección transversal S 4 . Utilicemos también aquí la teoría de la línea larga. Reemplazando la impedancia característica en la fórmula conocida para el aislamiento acústico de una capa de espesor arbitrario con incidencia normal de ondas sonoras con los valores recíprocos correspondientes del área de la tubería, obtenemos la fórmula para el aislamiento acústico de un silenciador de cámara.

donde k es el número de onda. El aislamiento acústico de un silenciador de cámara alcanza su valor máximo cuando sin(kl) = 1, es decir en

donde n = 1, 2, 3, … Frecuencia de aislamiento acústico máximo

donde c es la velocidad del sonido en el aire. Si se utilizan varias cámaras en un silenciador de este tipo, entonces la fórmula de aislamiento acústico debe aplicarse secuencialmente de una cámara a otra y el efecto total se calcula utilizando, por ejemplo, el método de las condiciones límite. Los silenciadores de cámara eficaces a veces requieren grandes dimensiones. Pero su ventaja es que pueden ser efectivos en cualquier frecuencia, incluidas las bajas, donde los bloqueadores activos son prácticamente inútiles.

La zona de alto aislamiento acústico de los supresores de ruido de cámara cubre bandas de frecuencia bastante amplias que se repiten, pero también tienen zonas periódicas de transmisión de sonido, de frecuencia muy estrecha. Para aumentar la eficiencia y ecualizar la respuesta de frecuencia, un silenciador de cámara suele estar revestido por dentro con un absorbente de sonido.

Apagador R5. La válvula es estructuralmente una placa delgada con un área S 5 y un espesor δ 5, sujeta entre las bridas de la tubería, cuyo orificio con un área S 5.1 es menor que el diámetro interno de la tubería (u otro tamaño característico). . Insonorización de una válvula de mariposa de este tipo.

donde c es la velocidad del sonido en el aire. En el primer método, la cuestión principal para nosotros a la hora de desarrollar un nuevo método es evaluar la precisión y fiabilidad del resultado del cálculo acústico del sistema. Determinemos la precisión y confiabilidad del resultado del cálculo de la potencia sonora que ingresa a una habitación ventilada; en este caso, el valor

Reescribamos esta expresión en la siguiente notación para una suma algebraica, a saber

Tenga en cuenta que el error máximo absoluto de un valor aproximado es la diferencia máxima entre su valor exacto y 0 y el valor aproximado y, es decir ± ε = y 0 - y. El error máximo absoluto de la suma algebraica de varias cantidades aproximadas y i es igual a la suma de los valores absolutos de los errores absolutos de los términos:

Se adopta aquí el caso menos favorable, cuando los errores absolutos de todos los términos tienen el mismo signo. En realidad, los errores parciales pueden tener diferentes signos y distribuirse según diferentes leyes. Muy a menudo, en la práctica, los errores de una suma algebraica se distribuyen según la ley normal (distribución gaussiana). Consideremos estos errores y compárelos con el valor correspondiente del error máximo absoluto. Determinemos esta cantidad bajo el supuesto de que cada término algebraico y 0i de la suma se distribuye según la ley normal con centro M(y 0i) y estándar

Entonces la suma también sigue la ley de distribución normal con expectativa matemática.

El error de la suma algebraica se determina como:

Entonces podemos decir que con una confiabilidad igual a la probabilidad 2Φ(t), el error de la suma no excederá el valor

Con 2Φ(t), = 0.9973 tenemos t = 3 = α y la estimación estadística con confiabilidad casi máxima es el error de la suma (fórmula) El error máximo absoluto en este caso

Por tanto 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).

En este caso, el resultado de una estimación del error probabilístico en una primera aproximación puede ser más o menos aceptable. Por tanto, es preferible una evaluación probabilística de los errores y es ésta la que debe utilizarse para seleccionar el "margen de ignorancia", que se propone utilizar necesariamente en el cálculo acústico de la UAHV para garantizar el cumplimiento de los estándares de ruido permitidos en una habitación ventilada. (esto no se ha hecho anteriormente).

Pero la evaluación probabilística de los errores del resultado en este caso indica que es difícil lograr una alta precisión de los resultados del cálculo utilizando el primer método, incluso para esquemas muy simples y un sistema de ventilación de baja velocidad. Para circuitos UHF simples, complejos, de baja y alta velocidad, en muchos casos sólo se puede lograr una precisión y confiabilidad satisfactorias de dichos cálculos utilizando el segundo método.

El segundo método de cálculo acústico.. En los buques marítimos se utiliza desde hace tiempo un método de cálculo que se basa en parte en dependencias analíticas, pero decisivamente en datos experimentales. Utilizamos la experiencia de este tipo de cálculos en barcos para edificios modernos. Luego, en una habitación ventilada atendida por un j-ésimo distribuidor de aire, los niveles de ruido L j, dB, en el punto de diseño deben determinarse mediante la siguiente fórmula:

donde L wi es la potencia sonora, dB, generada en el i-ésimo elemento del UAHV, R i es el aislamiento acústico en el i-ésimo elemento del UHVAC, dB (ver el primer método),

un valor que tiene en cuenta la influencia de una habitación sobre el ruido que contiene (en la literatura de construcción, a veces se utiliza B en lugar de Q). Aquí r j es la distancia desde el j-ésimo distribuidor de aire hasta el punto de diseño de la habitación, Q es la constante de absorción acústica de la habitación y los valores χ, Φ, Ω, κ son coeficientes empíricos (χ es el cercano -coeficiente de influencia del campo, Ω es el ángulo espacial de la radiación de la fuente, Φ es el factor de directividad de la fuente, κ es el coeficiente de perturbación de la difusión del campo sonoro).

Si en las instalaciones de un edificio moderno hay m distribuidores de aire, el nivel de ruido de cada uno de ellos en el punto de diseño es igual a L j, entonces el ruido total de todos ellos debe estar por debajo de los niveles de ruido permitidos para los humanos, es decir :

donde L H es el estándar de ruido sanitario. Según el segundo método de cálculo acústico, la potencia sonora L wi generada en todos los elementos del UHCR y el aislamiento acústico Ri que se produce en todos estos elementos se determinan experimentalmente de antemano para cada uno de ellos. El hecho es que durante las últimas décadas y media o dos, la tecnología electrónica para mediciones acústicas, combinada con una computadora, ha progresado enormemente.

En consecuencia, las empresas que producen elementos UHCR deben indicar en sus pasaportes y catálogos las características de L wi y Ri, medidas de acuerdo con las normas nacionales e internacionales. Así, en el segundo método, la generación de ruido se tiene en cuenta no sólo en el ventilador (como en el primer método), sino también en todos los demás elementos del UHCR, lo que puede ser significativo para sistemas de velocidad media y alta.

Además, dado que es imposible calcular el aislamiento acústico R i de elementos del sistema como acondicionadores de aire, unidades de calefacción, dispositivos de control y distribución de aire, no se incluyen en el primer método. Pero se puede determinar con la precisión necesaria mediante mediciones estándar, lo que ahora se hace con el segundo método. Como resultado, el segundo método, a diferencia del primero, cubre casi todos los esquemas UVA.

Y finalmente, el segundo método tiene en cuenta la influencia de las propiedades de la habitación sobre el ruido en la misma, así como los valores de ruido aceptables para los humanos según los códigos y normativas de edificación vigentes en este caso. La principal desventaja del segundo método es que no tiene en cuenta la interacción acústica entre los elementos del sistema: fenómenos de interferencia en las tuberías.

La suma de las potencias sonoras de las fuentes de ruido en vatios, y del aislamiento acústico de los elementos en decibelios, según la fórmula especificada para el cálculo acústico de UHFV, sólo es válida, al menos, cuando no hay interferencia de ondas sonoras en el sistema. Y cuando hay interferencias en las tuberías, puede ser una fuente de sonido potente, que es en lo que se basa, por ejemplo, el sonido de algunos instrumentos musicales de viento.

El segundo método ya está incluido en el libro de texto y en las directrices para proyectos de cursos sobre acústica de edificios para estudiantes de último año de la Universidad Politécnica Estatal de San Petersburgo. No tener en cuenta los fenómenos de interferencia en las tuberías aumenta el "margen de ignorancia" o requiere, en casos críticos, un refinamiento experimental del resultado hasta el grado requerido de precisión y confiabilidad.

Para seleccionar el "margen de ignorancia", es preferible, como se muestra arriba para el primer método, utilizar una evaluación de error probabilística, que se propone utilizar en el cálculo acústico de edificios UHVAC para garantizar el cumplimiento de los estándares de ruido permitidos en las instalaciones. al diseñar edificios modernos.

El tercer método de cálculo acústico.. Este método tiene en cuenta los procesos de interferencia en una tubería estrecha o una línea larga. Esta contabilidad puede aumentar radicalmente la precisión y confiabilidad del resultado. Para ello, se propone aplicar para tuberías estrechas el "método de impedancia" del académico de la Academia de Ciencias de la URSS y de la Academia de Ciencias de Rusia L.M. Brekhovskikh, que utilizó para calcular el aislamiento acústico de un número arbitrario de planos paralelos. capas.

Entonces, primero determinemos la impedancia de entrada de una capa plana paralela con un espesor δ 2, cuya constante de propagación del sonido es γ 2 = β 2 + ik 2 y la resistencia acústica Z 2 = ρ 2 c 2. Denotamos la resistencia acústica en el medio delante de la capa desde la que caen las ondas, Z 1 = ρ 1 c 1 , y en el medio detrás de la capa tenemos Z 3 = ρ 3 c 3 . Entonces, el campo sonoro en la capa, con el factor i ωt omitido, será una superposición de ondas que viajan en dirección directa e inversa con la presión del sonido.

La impedancia de entrada de todo el sistema de capas (fórmula) se puede obtener simplemente aplicando (n - 1) veces la fórmula anterior, entonces tenemos

Apliquemos ahora, como en el primer método, la teoría de las líneas largas a un tubo cilíndrico. Y así, con interferencias en tuberías estrechas, tenemos la fórmula para el aislamiento acústico en dB de una línea larga de un sistema de ventilación:

Las impedancias de entrada aquí se pueden obtener tanto, en casos simples, mediante cálculo como, en todos los casos, mediante medición en una instalación especial con equipos acústicos modernos. Según el tercer método, similar al primer método, tenemos potencia sonora que emana del conducto de descarga al final de una larga línea UHVAC y entra a la habitación ventilada de acuerdo con el siguiente esquema:

Luego viene la evaluación del resultado, como en el primer método con un "margen de desconocimiento", y el nivel de presión sonora de la habitación L, como en el segundo método. Finalmente obtenemos la siguiente fórmula básica para el cálculo acústico del sistema de ventilación y climatización de edificios:

Con la confiabilidad del cálculo 2Φ(t) = 0.9973 (prácticamente el mayor grado de confiabilidad), tenemos t = 3 y los valores de error son iguales a 3σ Li y 3σ Ri. Con confiabilidad 2Φ(t)= 0.95 (alto grado de confiabilidad), tenemos t = 1.96 y los valores de error son aproximadamente 2σ Li y 2σ Ri. Con confiabilidad 2Φ(t)= 0.6827 (evaluación de confiabilidad de ingeniería). t = 1,0 y los valores de error son iguales a σ Li y σ Ri. El tercer método, orientado al futuro, es más preciso y fiable, pero también más complejo: requiere altas cualificaciones en los campos de la acústica de edificios y la teoría de la probabilidad. y estadística matemática y tecnología de medición moderna.

Es conveniente utilizarlo en cálculos de ingeniería utilizando tecnología informática. Según el autor, se puede proponer como un nuevo método para el cálculo acústico de sistemas de ventilación y aire acondicionado en edificios.

Resumiendo

La solución a los problemas urgentes que plantea el desarrollo de un nuevo método de cálculo acústico debería tener en cuenta lo mejor de los métodos existentes. Se propone un nuevo método para el cálculo acústico de edificios UVA, que tiene un mínimo “margen de ignorancia” BB, gracias a que tiene en cuenta los errores utilizando los métodos de la teoría de la probabilidad y la estadística matemática y tiene en cuenta los fenómenos de interferencia mediante el método de la impedancia.

La información sobre el nuevo método de cálculo presentada en el artículo no contiene algunos detalles necesarios obtenidos a través de investigaciones y prácticas laborales adicionales, y que constituyen el “know-how” del autor. El objetivo final del nuevo método es permitir la elección de un conjunto de medios para reducir el ruido del sistema de ventilación y aire acondicionado de los edificios, lo que aumenta, en comparación con el existente, la eficiencia, reduciendo el peso y el coste del sistema HVAC. .

Todavía no existen reglamentos técnicos en el campo de la construcción industrial y civil, por lo que los avances en el campo, en particular, de la reducción del ruido de los edificios UVA, son relevantes y deben continuar, al menos hasta que se adopten dichos reglamentos.

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(URSS GOSSTROY)

instrucciones

Capítulo 399-69

MOSCÚ - 1970

Publicación oficial

COMITÉ ESTATAL DEL CONSEJO DE MINISTROS DE LA CONSTRUCCIÓN DE LA URSS

(URSS GOSSTROY)

INSTRUCCIONES

SOBRE EL CÁLCULO ACÚSTICO DE UNIDADES DE VENTILACIÓN

Aprobado por el Comité Estatal del Consejo de Ministros de Asuntos de la Construcción de la URSS

EDITORIAL DE LITERATURA SOBRE LA CONSTRUCCIÓN Moscú - 1970

amortiguadores, rejillas, pantallas de lámparas, etc.) deben determinarse mediante la fórmula

Lp = 601go + 301gC+101g/? + fi, (5)

donde v es la velocidad media del aire en la entrada del dispositivo en cuestión (elemento de instalación), calculada por el área del conducto (tubo) de suministro de aire para dispositivos de estrangulamiento y pantallas de lámparas y por las dimensiones totales para rejillas en m/seg. ;

£ es el coeficiente de resistencia aerodinámica del elemento de la red de ventilación, relacionado con la velocidad del aire en su entrada; para lámparas de disco VNIIGS (chorro separado) £ = 4; para anemostatos y pantallas de lámparas VNIIGS (chorro plano) £ = 2; Para las rejillas de suministro y escape, los coeficientes de resistencia se toman de acuerdo con el gráfico de la Fig. 2;

Rejilla de suministro

Rejilla de escape

Arroz. 2. Dependencia del coeficiente de resistencia de la rejilla de su sección transversal abierta

F es el área de la sección transversal del conducto de suministro de aire en m2;

B - corrección según el tipo de elemento, en dB; para dispositivos de estrangulamiento, anemostatos y lámparas de disco B = 6 dB; para pantallas diseñadas por VNIIGS B =13 dB; para celosías B=0.

2.10. Los niveles de octava de potencia sonora del ruido emitido en el conducto de aire por los dispositivos de estrangulación deben determinarse utilizando la fórmula (3).

En este caso, se calcula según la fórmula (5), la corrección AL 2 se determina a partir de la tabla. 3 (se debe tener en cuenta el área de la sección transversal del conducto de aire en el que está instalado el elemento o dispositivo en cuestión), y correcciones AL\ - según Tabla_5, dependiendo del valor del parámetro de frecuencia f, que está determinada por la ecuación

! = < 6 >

donde f es la frecuencia en Hz;

D - tamaño transversal medio del conducto de aire (diámetro equivalente) en m; v es la velocidad media a la entrada del elemento en cuestión en m/seg.

Tabla 5

Correcciones AL para determinar los niveles de potencia sonora de octava del ruido del dispositivo regulador en dB

2.11. Los niveles de octava de potencia sonora del ruido creado en pantallas y rejillas de lámparas deben calcularse mediante la fórmula (2), tomando las correcciones ALi según los datos de la Tabla. 6.

2.12. Si la velocidad del movimiento del aire frente a la distribución de aire o al dispositivo de entrada de aire (plafón, rejilla, etc.) no excede el valor permitido, entonces se calcula el ruido creado en ellos.

la reducción requerida en los niveles de presión sonora (ver sección 5) puede ignorarse

2.13. La velocidad permitida del movimiento del aire frente al dispositivo de distribución o entrada de aire de las instalaciones debe determinarse mediante la fórmula

y D op = 0,7 · 10* m/seg;

^texto + 101e ~ -301ge-MIi-

donde b add es el nivel de presión sonora de octava permitido en dB; n es el número de pantallas o rejillas de la habitación en cuestión;