книги / Справочник по судовой акустике

Значение à в формулах (7.2.11) и (7.2.12) следует принять как максимальное значение толщины лопатки.

Применение наклонных лопаток спрямляющего аппарата и языка улитки практически не изменяет энергетических характеристик машины, но позволяет полностью исключить из спектра воздушного шума осевых (рис. 7.17) и центро­ бежных (рис. 7.18) вентиляторов составляющую шума от неоднородности потока.

Одним из способов снижения шума от неоднородности потока осевых венти­ ляторов является выбор оптимального соотношения числа лопаток рабочего ко­

где Р — угол между радиусом-вектором, проведенным из центра РК до точки измерения, и осыо.РК; г — внешний радиус лопаток рабочего колеса.

Рис. 7.19. Графики для определения ослабления шума вследствие отражен ия от открытого конца трубопровода.

В вентиляторах, где значение сотш достаточно велико, трудно обеспечить., равенство 2С. а — 2р. к = 10-7-15, так как этр влечет за собой ухудшение энерге­ тических параметров. Для однорежимных вентиляторов числа лопаток рабочего колеса и спрямляющего аппарата могут быть выбраны из условия

Jp, (cûxm) = 0, / ,

где p\ = 2c a — 2p ,{; pj = zp к. При выполнении условия (7.2.14) значение zc. а — Zptк может быть минимальным.

Снижения амплитуды звукового давления на частоте f = knzl60 можно до­ стичь также расфазировкой импульсов путем введения неравномерности шага

функций Бесселя нулевого порядка имеет место, при аргументе, равном 2,40; второй — при 5,52; третий — при 8,65 и т. д. [4]. Соответствующие им" предель­ ные значения относительной амплитуды неравномерности шага составляют

мерном шаге AL11, ш от d3.

Несмотря на то, что число волн шаговой неравномерности не оказывает влияния на величину снижения уровня шума от неоднородности потока, выбору Я, следует уделять особое внимание, поскольку X определяет балансировку рабочего колеса. При Я = 1 лопатки располагаются несимметрично и РК является неурав­ новешенным. При Х > 1 рабочие колеса являются уравновешенными, что с точки зрения вибрационных и прочностных характеристик рабочего колеса более пред­ почтительно.

§7.3. АКУСТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМ ВЕНТИЛЯЦИИ И КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

Снижение аэродинамического шума вентиляторов в источнике его возникновения (см. § 7.2) в большинстве случаев оказывается недостаточным для того, чтобы обеспечить приемлемые уровни шума в помещениях, обслуживае­ мых системами вентиляции и кондиционирования воздуха (СВ и КВ). Кроме того, при сравнительно высоких скоростях движения воздуха, допускаемых в этих системах, источниками интенсивного шума являются также фасонные элементы трубопроводов (тройники, повороты), арматура и воздухораспределительные устройства. В связи с этим перед проектантами СВ и КВ стоит трудная задача обеспечить малошумную работу этих систем в основном путем выбора оптималь­ ных параметров вентиляционных агрегатов и скоростей воздуха, рациональной компоновки и применения глушителей шума.

Акустический расчет СВ и КВ начинается с выявления источников шума и количественной оценки их интенсивности. Затем выявляются пути проникнове­ ния шума в помещения и определяются потери его звуковой энергии, которые могут иметь место. Оценивается влияние акустических характеристик этих по­ мещений на уровни шума в заданных точках. После этого можно рассчитать ожи­ даемые уровни шума для данного помещения, сопоставить их с нормами и опреде­ лить требуемые величины снижения шума.

Оборудование СВ и КВ как источник шума характеризуется октавными уров­ нями звуковой мощности, знание которых необходимо при расчете уровней шума, проникающего в помещение по разветвленной вентиляционной системе. Уровни звуковой мощности определяются по уровням звукового давления, измеренным при соблюдении необходимых условий [7]. Для помещений, в которых распола­ гаются источники шума (вентиляционные агрегаты, воздухораспределители), при расчете ожидаемых уровней шума можно ограничиться октавными уров­ нями звукового давления, измеренными в условиях акустического стенда на определенном расстоянии (как правило, 0,5 или 1 м) от этих источников.

Акустический расчет СВ и КВ включает определение ожидаемых уровней шума: в вентиляторных — помещениях, где установлены вентиляторы и конди­ ционеры; в вентилируемых или кондиционируемых помещениях; в помещениях с транзитными трубопроводами.

Расчет уровней шума в вентиляторных. На судах вентиляторы и централь­ ные кондиционеры целесообразно размещать группами в специальных помеще­ ниях — вентиляторных. Это позволяет локализовать шум агрегатов и облегчает обеспечение приемлемых уровней шума в соседних жилых и служебных помеще­ ниях судна.

Конструктивные особенности, определяющие пути распространения шума, создаваемого вентиляторами и кондиционерами, позволяет рассматривать каждый из них как совокупность трех отдельных источников шума, которые можно счи­ тать самостоятельными и характеризовать их собственными уровнями шума или звуковой мощности. Соответственно Lar и L^ar — уровни звукового давления и звуковой мощности, создаваемые вентиляционным агрегатом при трубопрово­ дах всасывания и нагнетания, выведенных в другие помещения; LMвс и Lyyаг — уровни звуковой мощности аэродинамического шума, излучаемого вентилятором или кондиционером в трубопроводы со стороны всасывания и нагнетания. Зна­ чения LBC и L„ar характеризуют уровни шума вблизи от открытых отверстий ука­ занных трубопроводов. Из результатов акустических испытаний судовых венти­ ляторов известны уровни Lav и LBC, а из результатов акустических испытаний кондиционеров — Lar, Lmr и LBC. Зависимости, связывающие между собой уровни звуковой мощности и уровни шума оборудования СВ и КВ, приведены

ожидаемых уровней шума в помещениях, обслуживаемых СВ и КВ, а также на открытых палубах судна в местах расположения отверстий, через которые про­ исходит забор и выброс воздуха.

Если всасывающий и нагнетательный трубопроводы вентиляционного агре­ гата выведены за пределы вентиляторной, то уровень шума /,ПОм> дБ» в заданной точке, положение которой обычно выбирается около переборки, отделяющей

где г — расстояние от агрегата до заданной точки вентиляторной, м; 5 — суммар­ ная площадь поверхностей, ограждающих вентиляторную, ма; а — средний коэф­ фициент звукопоглощения этих поверхностей.

Сведения о коэффициентах а для внутренних поверхностей судовых-помеще­ ний, не имеющих специальных звукопоглощающих облицовок, даны в гл. И. Значение постоянной величины const зависит от того, на каком расстоянии от агрегата определялись уровни Lar в условиях заводского акустического стенда. Если это расстояние принималось равным 0,5 м, то const = 5 дБ; при расстоянии 1 м const = 11 дБ.

Если в вентиляторной находится несколько агрегатов, то выполняют расчет ^пом1. ^пом2* Ln0M» которые представляют соответственно октавные уровни шума, создаваемого в заданной точке каждым из агрегатов в отдельности. Суммар­

В случаях, когда забор воздуха вентиляционным агрегатом осуществляется непосредственно из вентиляторной, .этот агрегат следует рассматривать как со­ стоящий из двух самостоятельных источников шума, характеризуемых уровнями Laг и LBc♦ Значения этих уровней обычно приводятся в технической документа­ ции на вентиляторы и кондиционеры. При работе в помещении одного агрегата

где ALnoM i и Д^пом 2 находят по формуле (7.3.2) соответственно для расстояний от заданной точки помещения до плоскости воздухоприемного отверстия всасы­ вающего патрубка агрегата и до его корпуса.^

При размещении в вентиляторной нескольких агрегатов суммарный уровень шума определяют по формуле (7.3.3).

Октавные уровни шума L в точке, отстоящей на расстоянии 1 м от плоскости открытого отверстия воздухоприемиого или нагнетательного патрубка вентиля­ ционного агрегата, связаны с уровнями звуковой мощности Lдг, дБ, зависи­

где Д — величина, характеризующая ослабление звуковой мощности вследствие ее отражения от плоскости выходного отверстия при переходе из трубопровода в открытое пространство. Ее определяют по графикам на рис. 7.19 исходя из за^

данных значений частоты и эквивалентного диаметра d3 = 1,12 KS-rp, где 5тр — площадь проходного сечения трубопровода. У цилиндрических трубопроводов d3 равно диаметру проходного сечения.

Октавные уровни звуковой мощности LNnc, дБ, излучаемой центробежным вентилятором в трубопровод со стороны всасывания, могут быть рассчитаны по эмпирической формуле

Наличие этих зависимостей дает возможность рассчитывать уровни шума центробежных вентиляторов. Следует отметить, что формула (7.3.5) не может быть использована для определения уровней шума кондиционеров, так как они имеют встроенные звукопоглощающие конструкции, которые существенно снижают уровни аэродинамического шума установленных в них вентиляторов.

Расчет уровней шума в помещении, соседнем с вентиляторной Lc. п» ДБ, выполняется по формуле [5]

1с.п = £доп» где 1доп — допустимые уровни шума, то, решив уравнение (7.3.6) относительно звукоизоляции R, можно установить значения R, которые должна иметь переборка, отделяющая вентиляторную от соседнего жилого помещения. При этом очевидно, что уровни шума, создаваемого другими источниками, должны быть по крайней мере на 8— 10 дБ ниже нормы.

Расчет уровней шума в помещениях, обслуживаемых СВ и КВ. В общем слу­ чае октавные уровни шума в вентилируемом (кондиционируемом) помещении Lnoм,

где Z/пом. в — октавные уровни шума, обусловленного работой вентиляционного агрегата, дБ; Sn0M. с — октавные уровни шума, связанного с процессом шумообразования при прохождении потока воздуха, через путевые элементы системы, дБ; Ьпом. и — октавные уровни шума, возникающего в результате прохождения воздуха через концевые воздухораспределительные устройства, дБ.

Для определения уровней Lnoм. в необходимо знать уровни звуковой мощ­ ности, излучаемой вентилятором или кондиционером в систему, и ее потери при распространении шума от вентиляционного агрегата до рассматриваемого

помещения. Уровни вс и Lyynar рассчитываются по формуле (7.3,4) по известным уровням LBC и LHar кондиционеров и вентиляторов. У вентиляторов 1наг обычно не измеряются, поэтому для определения уровней их звуковой мощности L #Hаг следует пользоваться соотношениями, найденными из анализа1характерных раз­ меров их корпусов, и экспериментальными данными. Для судовых центробежных вентиляторов L^Hаг ^ £#вс + 4 дБ во всем диапазоне октавных частот, а для осевых L/Унаг^АлтвсТаким образом, зная уровни шума на всасывании, можно определить звуковую мощность, излучаемую вентилятором в трубопровод со стороны нагнетания. Уровни звуковой мощности L^BC центробежных вентилято­ ров можно также рассчитать по формуле (7.3.5) исходя из заданных значений энергетических параметров Qa и # в.

Большая протяженность трубопроводов СВ и КВ, разветвленность этих систем, их насыщенность фасонными элементами, арматурой, теплотехническим оборудованием и регулирующими устройствами обусловливают значительные потери звуковой мощности в этцх системах. Данные, характеризующие затухание шума на прямолинейных участках трубопроводов, приведены в табл. 7.3 [10].

Для судовых СВ и КВ в большинстве случаев характерны сравнительно небольшие размеры проходных сечений трубопроводов, большое число поворотов и плавный их характер. При таких условиях потери звуковой мощности, при­ ходящиеся в среднем на один поворот, рекомендуется принимать следующие:

Эти данные относятся к коленам с углами поворотов 45—90°. Снижение уровней звуковой мощности на поворотах с углами меньше 45° можно не учитывать; такие повороты следует рассматривать как прямолинейные участки.

Потери звуковой мощности в некоторых видах арматуры и оборудования СВ и КВ даны в табл. 7.4. Видно, что. значительные потери характерны для кассет­ ных фильтров. В остальных случаях потери наблюдаются лишь на частотах выше 1000 Гц. Следует иметь в виду, что по мере перекрытия регулирующим органом проходного сечения арматуры потери звуковой мощности в ней воз­

растают.

Довольно интенсивное затухание шума происходит в выпускаемых отече­ ственной промышленностью нормализованных воздухораспределительно-регу- лирующих устройствах. Это объясняется применением в них облицовок из зву-

Таблица 7.4

П отери зв уко во й м ощ ности в арматуре, ф ильтрах и теплообм енниках, дБ

трубопровода перед разветвлением и рассматриваемого ответвления, м2; В $отв —

S j и 5 а, поэтом у в больш инстве случаев, особенно п р и плавном переходе о то д н о го сечения к д р у го м у , потери А сеч м о ж н о не учиты вать.

Зная уровни звуковой мощности L^Bi излучаемой вентиляционным агрега­ том в систему, и ее потери в элементах этой системы, можно определить уровни шума LnoM.B, ДБ:

где Е Ас» дБ, — суммарные потери звуковой мощности в системе, которые скла­ дываются из потерь на прямолинейных участках трубопроводов, поворотах и разветвлениях, в арматурё, регулирующем и теплотехническом оборудовании,

атакже потерь на выходе из системы, определяемых по графикам на рис. 7.20.

Взависимости от того, какой участок — всасывающий или нагнетательный—рас­ сматривается, вместо LNB подставляют Lpj DC или Ь^наг; Д1П0М см. (7.3.2).

Октавные уровни звуковой мощности L^c,^дБ, шума, возникающего при прохождении потока воздуха через арматуру, элементы трубопроводов и другое оборудование СВ и КВ, могут быть установлены расчетом по формуле

где L0t0 — отвлеченные октавные уровни шума [10], дБ; v — скорость набе­ гающего потока воздуха, м/с; 5 0 — площадь проходного сечения трубопровода в плоскости присоединенного фланца арматуры или любого другого элемента системы, м2; d3 — эквивалентный диаметр этого сечения, мм; 5 пр — площадь сечения проточной части арматуры, открытая для прохода воздуха, м2; тс и qc —

коэффициенты, значения которых приведены в табл. 7.5.

Таблица 7.5

Частотные характеристики коэффициентов тс и qc

По результатам испытаний арматуры и элементов трубопроводов СВ и КВ установлено, что уровни L0t 0 не зависят от их размеров и от скорости набега­ ющего потока воздуха, а также от степени открытия проходного сечения регули­ руемой арматуры, характеризуемой отношением Snp/S0. Это и позволило получить обобщенную зависимость (7.3.9).

Значения отвлеченных октавных уровней L0. 0 для арматуры и элементов трубопроводов приведены в табл. 7.6.

Уровень шума Lnoм. с, дБ, создаваемого в заданной точке помещения одним

Сумма Е ^с определяется так же, как в формуле (7.3.8). Отличие заключается в том, что рассматривается участок системы, расположенный после путевого элемента, шум от которого рассчитывается. В общем случае уровень шума, созда­ ваемого в помещении всеми путевыми элементами системы, будет представлять собой логарифмическую сумму уровней шума каждого из элементов.

Шум воздухораспределителя излучается непосредственно в помещение, в кбтором он установлен; поэтому в данном случае отсутствуют потери звуковой