CC BY
81
УДК 66.011
Б.С. Сажин, О.С. Кочетов, А.С. Белоусов, В.Б. Сажин, А.В. Костылева, М.В. Сошенко
Московский государственный текстильный университет им. А.Н. Косыгина, Москва, Россия Российский химико-технологический университет им. Д.И. Менделеева, Москва, Россия
МЕТОДИКА РАСЧЕТА ПАРАМЕТРОВ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО ШУМА, СОЗДАВАЕМОГО ВЕНТИЛЯЦИОННОЙ СИСТЕМОЙ
In this article producing method for definition vibroacoustic characteristics of fan and concerned with it airway's net, which are the most intensive noise source. In this case investigating octave sound pressure levels, generated ventilation aggregate to environment, when suction and forcing tubing are passing in other room, and octave sound pressure levels, conditioned aerodynamical noise, which generated a fan to suction and forcing tubing.
В работе представлена методика определения виброакустических характеристик вентиляторов и связанной с ними разветвленной сети воздуховодов, как наиболее интенсивных звукоизлучателей. При этом исследуются октавные уровни звуковой мощности, излучаемой вентиляционным агрегатом в окружающее пространство, когда трубопроводы всасывания и нагнетания выведены в другие помещения, и октавные уровни звуковой мощности аэродинамического шума, излучаемого вентилятором соответственно в трубопроводы со стороны всасывания и нагнетания.
Одним из основных вопросов методики акустического расчета вибросушилок является определение виброакустических характеристик вентиляторов и вибраторов, как наиболее интенсивных звукоизлучателей, входящих в состав аппаратов данного класса, причем наличие воздуховодов различного назначения и их протяженность также вносит существенный вклад в шумоизлучение данного оборудования.
Рассмотрим вентилятор в виде совокупности трех отдельных источников шума: Рдг - октавные уровни звуковой мощности, излучаемой вентиляционным агрегатом в окружающее пространство (определяют интенсивность шума в помещениях, где установлены вентиляторы), когда трубопроводы всасывания и нагнетания выведены в другие помещения, дБ; РВС и РНАГ - октавные уровни звуковой мощности аэродинамического шума, излучаемого вентилятором соответственно в трубопроводы со стороны всасывания и нагнетания (определяют интенсивность шума в помещениях, обслуживаемых вентиляционной установкой), дБ. Процесс перехода звуковой энергии из трубопровода в открытое пространство сопровождается потерями звуковой мощности А ВЫХ, дБ, которые зависят от частоты и размеров проходного сечения трубопровода.
Переход звуковой энергии из объема, ограниченного корпусом центробежного вентилятора, в подсоединяемые трубопроводы сходен с прохождением звука через внезапное расширение в трубопроводе. Тогда на основании известного соотношения, определяющего потери звуковой мощности при внезапном изменении площади поперечного сечения трубопровода, можно установить связь между уровнями Р О , Р ВС и Р НАГ для центробежных вентиляторов:
(m + 1)2 (m + 1)2
Рс = Po - 10lg^^-; Ра = P - 10lgV 7 ) ; (1)
4m 4m
вс наг
где m вс - отношение площади стенки корпуса вентилятора к площади проходного сечения воздухоприемного патрубка, который расположен на этой стенке; m НАГ -отношение наибольшей площади поперечного сечения корпуса вентилятора к площади нагнетательного отверстия; Р0 - начальные уровни звуковой мощности аэродинамического шума, который имеет место внутри корпуса вентилятора, дБ.
Звуковая мощность W, Вт, аэродинамического шума вихревого происхождения может быть представлена следующим образом:
\¥= КРУ7П2 (2)
а в в ■>
(у
где К - безразмерный параметр, зависящий от конструктивных особенностей вентилятора, чисел Рейнольдса и Маха; Р - плотность воздуха, кг/м3; с - скорость
звука в воздухе, м/с; Dв - наружный диаметр рабочего колеса вентилятора, м; и в= пВвпв /60 - максимальная окружная скорость колеса, м/с; а и У - частотные
характеристики показатели степени, причем У = а + 3; пв - частота вращения, об/ мин.
Тогда на основании уравнения (4.2.2) получаем:
Ро = 10^= Ь + Ю^По + 10(у + 2)
(3)
12
где Wо = 10" Вт - пороговое значение звуковой мощности;
Ь = 101ё
Крп
г
а - отвлеченный уровень шума, который представляет октавные уровни звуковой мощности, излучаемой вентилятором при Dв = 1 м и пв = 1 об/сек.
яос
Средние значения октавных уровней Ь, полученные на основании акустических испытаний различных центробежных вентиляторов, диаметры рабочих колес которых лежат в пределах 200...1000 мм, а частоты вращения составляют 1410...3900 об/мин, приведены ниже
Частота, Гц.......... 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Отвлеч. уровень Ь, дБ 82 72 62 52 42 32 22 12
Связь между октавными уровнями звуковой мощности Ро и параметрами вентилятора (производительностью Q, м 3/ч, и полным давлением Н, кгс/м2 ) выражается следующими зависимостями:
1 1 1
/ ^Л
1
о=—
30
по,
9,81рН Н
Н
у=
9,81рН
Р0 = Ь + 10^ 0+ 5(/- 1) 1%Н- 35,
(4)
(5)
где Q и Н - соответственно коэффициенты производительности и давления, Ь -критерий шумности, значения которого приведены ниже
Частота, Гц............63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Критерий шумн. Ь, дБ. . .85 76 69 60 51 41 33 21
Линейная (при логарифмическом масштабе вдоль горизонтальной оси) зависимость Ь от частоты аналитически представляется эмпирической формулой:
Ь = 140 - 301§/, (6)
Тогда выражение (5) можно записать в следующем виде:
р = 10lgQ+ 5(y- 1) lgH- 30lgf+ 105 . (7)
При отсутствии конструктивных данных о корпусе центробежного вентилятора можно воспользоваться следующими формулами:
Ршг « P = 10lg Q+ 5(Y - 1) lg H- 30lg f + 105, (8)
PBC «10lg Q+ 5(r- 1)lg H- 30lgf + 100, (9)
Для центробежных вентиляторов, где не предусмотрены меры по устранению шума от неоднородности потока, в октавной полосе, на которую приходится частота fz = Пв z/60 (z - число лопаток рабочего колеса), можно считать, что Рнаг ~ Рвс + 5, а критерий шумности следует увеличивать в среднем на 10 дБ.
В лабораторных условиях были проведены акустические испытания центробежного вентилятора, имеющего следующие характеристики: объемный расход
3 2
Q = 950 м /ч, полное давление (напор) вентилятора H = 2200 Па, (220 кГс/м ) число оборотов электродвигателя n = 3000 об/мин, (мощность двигателя N = 1,1 Квт); число лопаток вентилятора z = 12 (лопатки загнуты назад), диаметр рабочего колеса DE = 340 мм, диаметр всасывающего отверстия 120 мм, а размеры выходного фланца вентилятора 125x125 мм.
Обозначим их соответственно через L^b^t, Ьппуг и L^km. В большинстве случаев Ьппуг и L^^ представляются логарифмической суммой уровней шума нескольких его источников. Так, L^^ могут быть обусловлены шумом разнотипной путевой арматуры и целого ряда элементов трубопроводов, а уровень L^^ образуется в результате работы нескольких воздухораспределительных устройств, обслуживающих рассматриваемое вентилируемое помещение.
Октавные уровни шума, создаваемого вентилятором, могут быть определены по формуле
í Sbr,, л л\
L = P -УД-Д + 10lg
п.вент няг / 1 вых о
Фх 4ф +
(10)
\ 4пг2 В)
где ЕЛ - суммарные потери звуковой мощности в элементах нагнетательного участка вентиляционной системы, дБ; Ф - фактор направленности решетки или открытого конца трубопровода, зависящий от их размеров и положения относительно граничных поверхностей вентилируемого помещения, а также от частоты.
Пути проникновения в вентилируемое помещение шума путевых элементов системы вентиляции аналогичны путям распространения аэродинамического шума вентиляторов, поэтому расчет уровней шума Lп.пyт может быть выполнен по формуле
L= L + 10y lg v + 20lg D +10(1 - y) lg-% -Уд- двых +
S
í /-fw A X\
+ 10lg
Фх 4ф +
V 4пг2 ' BJ
- 61
(11)
где Dэ = 1,12-^ - эквивалентный диаметр трубопровода; Sпр - открытая для прохода воздуха площадь сечения проточной части арматуры; у0 - скорость движения воздуха в этом сечении. При наличии в системе вентиляции нескольких путевых элементов их общий шум характеризуется логарифмической суммой уровней шума каждого из них.
Рис.1. Октавные уровни звукового давления при различной скорости в воздуховоде: а) 2 м/сек; б) 5 м/сек; в) 10 м/сек , излучаемые: 1- вентилятором, подающим воздух в помещение; 2 - путевой арматурой; 3 - концевыми и воздухораспределительными устройствами.
Уровни шума воздухораспределителей, установленных в системе вентиляции оборудования или помещения, определяются по формуле
4.о = £ +10/18 V + 2018 А +10(1 - г) ^ +
с
+1018
ФХ 4ф
+ -
V 4жт Б)
61
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
52 50 54 44 31 21 10 -4
50 45 42 41 30 21 9 -3
50 44 38 34 28 25 13 -1
где Ь - отвлеченные октавные уровни шума воздухораспределителей, дБ, приведенные ниже [1]
Отвлеченные октавные уровни шума Ь, дБ, некоторых воздухораспределителей
Частота, Гц Плафон ВНИИГС Дисковый плафон Шестидиффузорный
В приведенных выше формулах отношение Sпр ^ характеризует степень открытия проходного сечения арматуры. При полном открытии это соотношение равно единице и содержащее его слагаемое обращается в нуль.
После того как определены в расчетной точке вентилируемого помещения уровни Lп.вент , Ьппут и Lп.к0н , определяют общий шум Lп как логарифмическую сумму его составляющих
Ьп = Ю^Ю0'14— + 10°'1пт + 10°^по). (13)
Затем сравнивают октавные уровни звукового давления Lп с допустимыми уровнями Lд0п . При наличии превышения сопоставляют между собой уровни Lп.вент, Ьппут и Lп.к0н , определяя источники, являющиеся причиной повышенного шума, что позволяет наметить пути и средства борьбы с их шумом.
На ПЭВМ по вышеприведенным формулам и номограммам был рассчитан шум в вентилируемых помещениях, который обусловлен вентилятором со следующими характеристиками: объемный расход Q = 950 м /ч; полное давление (напор) вентилятора Н = 2200 Па (220 кГс/м2);
число оборотов электродвигателя п = 3000 об/мин; число лопаток вентилятора z =12 (лопатки загнуты назад); диаметр рабочего колеса Dк = 340 мм, диаметр всасывающего отверстия -120 мм, размеры выходного фланца вентилятора - 125x125 (мм); размеры вентилируемого помещения: DxWxH = 8x3x4,5 (м), в качестве концевых воздухораспределительных устройств рассматривался дисковый плафон.
Выводы:
1.С увеличением скорости движения воздуха в воздуховодах различных аппаратов существенно изменяются составляющие шума от путевой арматуры и концевых воздухораспределительных устройств, тогда как шум, излучаемый вентилятором, подающим воздух в рассматриваемое помещение, остается практически неизменным.
2.Устройство звукоизолирующих кожухов, полностью закрывающих наиболее шумные агрегаты технологических аппаратов, например, вентиляторов, позволяет снизить шум в спектре на 15...18 дБ.
Список литературы
1.Сажин Б.С. Снижение шума и вибраций в производстве: Теория, расчет, технические решения / Б.С.Сажин, О.С.Кочетов.- М., 2001.-319с.
