В. П. Гусев, доктор техн. наук, зав. лабораторией защиты от шума вентиляционного и инженерно-технологического оборудования (НИИСФ)

В большинстве случаев весьма эффективной мерой борьбы с шумом в системе вентиляции является рациональный выбор параметров и качества этой системы на стадии ее проектирования, в частности, выбор состава, протяженности, оптимального количества подаваемого воздуха, выбор вентилятора, размеров воздуховодов и скорости потока в них, компоновки арматуры.

При проектировании системы вентиляции необходимо, прежде всего, выбирать воздухообмены (количество воздуха) без излишних запасов, т. к. с увеличением количества воздуха возрастают скорости его движения в элементах воздуховодов и их гидравлические сопротивления или поперечные размеры. Следствием этого является рост поступающего в помещение потока звуковой энергии.

Сопротивление системы вентиляции определяется конфигурацией и размерами сети воздуховодов при условии, что сопротивление равно развиваемому давлению вентилятора.

Конфигурация системы вентиляции обычно задана условиями компоновки, а размеры — экономичностью, минимальными габаритами и низкой генерацией шума в фасонных элементах.

Оценка влияния параметров системы вентиляции на ее шумность

Влияние параметров системы вентиляции на ее шумность можно оценить с помощью двух, известных из работ Е. Я. Юдина, уравнений, справедливых при отсутствии противодавления, когда сопротивление сети равно полному давлению вентилятора:

- уравнение для уровня шума в помещении:

где y — коэффициент давления; f — коэффициент расхода; Q, D — расход воздуха и диаметр патрубка вентилятора (воздуховода); F_c — площадь сечения патрубка вентилятора (воздуховода); x_c — коэффициент сопротивления, учитывающий потери в фасонных элементах и прямых участках воздуховодов; B — величина, включающая критерий подобия вентилятора и звукопоглощение в помещении.

Из уравнения (1) видно, что при постоянной рабочей точке (y, f) на безразмерной характеристике вентилятора величина D²/F_c постоянна для заданного x_c.

Это уравнение также дает возможность оценить влияние параметров сети воздуховодов, а именно:

а) при заданной конфигурации сети и размерах воздуховодов уменьшение расхода снижает уровень шума на величину DL = 60lg Q₂/Q₁;

б) увеличение поперечных размеров воздуховодов снижает уровень шума на величину, равную DL = 50lg F_с2/F_с1;

в) снижение коэффициента сопротивления сети также является важным средством снижения шума (DL = 30lg x_c2/x_c1), поэтому следует стремиться к применению фасонных элементов более совершенной аэродинамической формы.

Из уравнения (2) следует, что снижение коэффициента гидравлического сопротивления воздуховодов, увеличение их поперечного сечения и уменьшение по возможности производительности дает экономию электроэнергии. Мощность, потребляемая вентилятором, пропорциональна произведению расхода воздуха и развиваемого напора, который пропорционален квадрату скорости движения воздуха по воздуховоду.

 

Рисунок 1. Удельные уровни звуковой мощности вентиляторов (сторона нагнетания)

С одной стороны, увеличение скорости потока воздуха позволяет уменьшить площадь поперечного сечения воздуховода, сделать его компактным и тем самым снизить затраты на изготовление и монтаж. С другой стороны, повышение скорости потока воздуха приведет к необходимости применения высоконапорных вентиляторов, а они при одинаковой производительности с низконапорными потребляют более высокую (дополнительную) энергию, а, следовательно, имеют более высокие эксплуатационные расходы.

В каждом конкретном случае следует искать компромиссное решение между этими противоречивыми требованиями.

Компоновка и планировка системы вентиляции

При компоновке и планировке системы вентиляции целесообразно руководствоваться следующими соображениями:

1. Вблизи вентиляционной камеры не должно быть помещений с низким уровнем собственных шумов (при размещении таких помещений вдали от венткамеры снижается передача шума по воздуховодам).

2. Следует избегать протяженных сетей воздуховодов или расположения помещений на больших расстояниях от вентилятора; в помещениях, которые близко расположены от вентилятора, создаются невыгодные с акустической точки зрения условия, при которых окружная скорость и мощность вентилятора, определяемые давлением для дальнего участка, — излишне высокие для ближнего помещения, а поступающее в ближнее помещение количество воздуха — недопустимо большое, и, таким образом, приходится дросселировать ответвление, повышая тем самым излучаемый системой шум.

3. Дроссель-клапаны следует располагать как можно дальше от обслуживаемого помещения, а за ними (перед решетками) следует предусматривать концевые глушители или гибкие воздуховоды со звукопоглощением.

4. В сети воздуховодов максимальные скорости потока воздуха следует устанавливать на основе существующих в вентиляционной практике норм с учетом акустических требований.

5. Система воздухораспределения должна иметь минимальное гидравлическое сопротивление, поскольку генерация шума вентилятором, независимо от его типа, увеличивается с ростом развиваемого им статического давления.

6. При высоком уровне шума нельзя забывать о применении глушителей, предусматривая места для их установки; отсутствие места для глушителя — распространенный недостаток многих проектов.

7. Аэродинамическое, акустическое регулирование и наладку смонтированной системы вентиляции следует производить совместно, добиваясь наименьшей шумности при подаче заданного количества воздуха.

При подборе вентилятора важно обращать внимание на следующие условия:

1. Вентилятор должен иметь наименьший удельный уровень звуковой мощности (критерий шумности) и спектральный состав шума, соответствующий заданным условиям эксплуатации, при прочих оптимальных параметрах и максимальном КПД (h_max).

2. Мощность вентилятора должна соответствовать гидравлическим потерям в сети воздуховодов, т. е. его аэродинамические параметры должны быть подобраны в соответствии с техническими потребностями проекта.

3. Следует избегать применения вентиляторов с числом лопаток менее 12; они часто генерируют интенсивные тональные составляющие аэродинамического шума на частоте прохождения лопаток и ее гармониках; их интенсивность зависит от конструкции вентилятора, от колебаний потока на входе в рабочее колесо и от реакции системы воздуховодов.

4. Присоединяемые воздуховоды на стороне всасывания и нагнетания должны быть в 2—3 раза больше максимального размера (диаметра) патрубка вентилятора, они обеспечивают равномерный поток воздуха; отклонения от таких схем могут существенно повлиять как на аэродинамическую, так и на акустическую характеристики вентилятора.

5. В системах вентиляции с регулируемым расходом воздуха особое внимание следует уделять влиянию изменения аэродинамических параметров на звуковую мощность вентилятора, например, уменьшение расхода воздуха посредством изменения угла установки лопаток может значительно увеличить уровень шума.

6. Снижение уровня шума вентилятора может быть достигнуто посредством снижения скорости вращения рабочего колеса в допустимых пределах при сохранении его мощности (расхода воздуха и давления).

7. Между патрубками вентилятора и воздуховодами рекомендуется устанавливать гибкие вставки, снимающие напряжения и предотвращающие передачу вибрации от вентилятора.

Методы измерений шумовых характеристик

Для большинства типов вентиляторов характерно существование трех независимых путей распространения шума: по воздуховодам всасывания, нагнетания и через стенки корпуса в окружающее пространство, т. е. вентилятор рассматривается как совокупность трех отдельных источников шума. Как источник шума вентилятор представляют с помощью безразмерных и размерных шумовых характеристик [1].

Безразмерная шумовая характеристика — это безразмерный спектр вентиляторного шума. Она позволяет по результатам измерений шума вентилятора одного размера D и при окружной скорости u найти спектр шума такого же вентилятора при других размерах и скоростях, сохраняя постоянным лишь коэффициент производительности f. При пересчете нужно сохранять одинаковыми безразмерные частоты f/n (n — частота вращения рабочего колеса, об/с) на границах частотных измерительных полос.

Размерная шумовая характеристика — это уровни звуковой мощности в октавных полосах частот. Они измеряются стандартными методами. Для реализации стандартных методов измерений шумовых характеристик требуются измерительные камеры и испытательные стенды, строительство которых связано с большими материальными затратами. Средства заводов-изготовителей ограничены, поэтому они в технических паспортах вентиляторов приводят характеристики аналогичных агрегатов или расчетные данные. В результате, выполняемые на их основе акустические расчеты, не отражают реальную акустическую ситуацию, а затраты на шумоглушение оказываются завышенными или неэффективными.

 

Рисунок 4.  Допустимая скорость потока в концевом глушителе в зависимости от назначения обслуживаемого системой вентиляции помещения

В таких случаях весьма актуальными становятся расчетные методы. Особенность отечественной методики расчета октавных уровней звуковой мощности вентиляторов была закреплена в основополагающем документе в области борьбы с шумом [2], действующем около 30 лет, в руководстве к нему [3] и выражается полуэмпирической формулой:

где L_кш — критерий шумности, зависящий от типа и конструкции вентилятора, дБ;

p_n — полное давление, создаваемое вентилятором, кгс/м²;

Q — объемный расход воздуха вентилятора, м³/с;

DL_реж — поправка на режим работы вентилятора, дБ;

DL₁ — поправка, учитывающая распределение звуковой мощности по октавным полосам частот и зависящая от типа и частоты вращения вентилятора, дБ;

DL₂ — поправка, учитывающая акустическое влияние присоединения воздуховода к вентилятору, дБ.

По формуле (3) сначала рассчитывается суммарный уровень звуковой мощности отечественного вентилятора (для данного направления излучения шума) по его критерию шумности, L_кш, и аэродинамическим параметрам при h_max. Затем с помощью поправки DL_реж учитывается изменение этого уровня на заданном режиме, а с помощью поправки DL₁ определяются октавные уровни звуковой мощности шума, излучаемого, например, патрубком всасывания вентилятора в окружающее пространство. Чтобы определить величину звуковой мощности, излучаемой в присоединяемый воздуховод, необходимо внести поправку DL₂.

Фирмы США и некоторые европейские изготовители используют более короткий путь расчета октавных уровней звуковой мощности, излучаемой вентилятором в присоединяемые воздуховоды, с помощью полуэмпирической формулы в виде:

где L_Руд — удельный уровень звуковой мощности в октавной полосе частот, дБ;

p_n — полное давление, создаваемое вентилятором, Па;

DL_f — повышающая поправка, дБ, зависящая от типа вентилятора и учитываемая в октавной полосе с лопаточной частотой f_л = zn, где z — число лопаток рабочего колеса, n — частота вращения, об/с. Остальные обозначения как в формуле (3).

Как видно, в формуле (4), в отличие от формулы (3), используются не критерии шумности, а удельные уровни звуковой мощности, L_Руд, — это уровни звуковой мощности вентилятора в октавных полосах частот, развивающего производительность 1 м³/с и полное давление 1 Па. Значения этих удельных уровней звуковой мощности для разных типов вентиляторов, выпускаемых фирмами США, содержатся в справочнике [4].

Вместе с тем в отечественной практике в настоящее время существуют трудности при определении шумовых характеристик вентиляторов. Во-первых, за последние годы изменились типы и конструкции выпускаемых в стране вентиляторов, соответственно, изменились их акустические характеристики (критерии шумности). Во-вторых, с января текущего года прекращено действие СНиП [2]. Новый документ [5] не содержит методический материал, а свод правил к нему, регламентирующий расчет и проектирование шумоглушения вентиляционных установок, пока отсутствует.

 

Рисунок 5. Изменение уровня шума шибера в зависимости от степени его закрытия

В НИИСФ данная проблема решается путем использования формулы (4). Для расчета шумовых характеристик отечественных вентиляторов, отличающихся от зарубежных по ряду параметров, в лаборатории защиты от вентиляционного и инженерно-технологического оборудования имеется банк необходимых данных: удельные уровни звуковой мощности наиболее распространенных общепромышленных вентиляторов, поправки на режим их работы и поправки на тональную составляющую на частоте прохождения лопаток.

Спектрограммы шума, L_Руд, трех типов центробежных вентиляторов с диаметрами рабочих колес 500—800 мм представлены на рис. 1. Они определены при работе вентиляторов в режиме, близком к h_max. При отклонении от режима h_max уровень звуковой мощности вентилятора увеличивается на величину, соответствующую этому отклонению, как показано на рис. 2.

Типичные расчетные данные иллюстрирует рис. 3, где сравниваются уровни звуковой мощности центробежного вентилятора ВЦ-14-46-5 (при расходе 15 000 м³/ч, давлении 2 500 Па и частоте вращения 0,41 об/с), рассчитанные по формуле (3), (4) и измеренные стандартными методами (паспортные данные).

Расположение вентиляторов

При проектировании малошумных систем вентиляции важно не только точно определять шумовые характеристики, но и правильно выбрать места расположения вентиляторов — основных источников шума систем. В проектируемом здании вентиляторы должны быть расположены в изолированных помещениях (в венткамерах), удаленных от помещений с жесткими акустическими требованиями, а также от лифтовых, вентиляционных шахт и лестничных пролетов, от дверей и окон. На открытых площадках вентиляторы следует удалять от отражающих поверхностей, образующих двух-, трехгранные углы, в места, в которых обеспечивается как минимальное проникновение шума в помещения данного здания, так и его распространение на прилегающую к зданию территорию застройки, в т. ч. селитебную территорию. Выходы воздуховодов (вентиляционных систем) в атмосферу следует располагать таким образом, чтобы излучаемый открытыми концами шум не был направлен на жилые здания и места отдыха. Учет направленности шума часто служит действенной мерой защиты от шума систем вентиляции указанных объектов. Другими словами, правильный выбор ориентации вентиляционного отверстия может без существенных затрат обеспечить допустимые уровни шума в защищаемой от шума зоне.

Скорость потока воздуха в воздуховодах

После снижения шума вентилятора до требуемого уровня сильнее проявляется шум, генерируемый потоком в элементах воздуховодов. Этот шум обусловлен пульсациями давления и скорости. Он зависит как от скорости набегающего потока, коэффициента местного сопротивления, размеров и конструкции элемента воздуховода, так и от степени турбулентности набегающего на него потока, равномерности поля скоростей в поперечном сечении подводящего к нему воздуховода, месторасположения элемента в сети воздуховодов. Так, при плохих условиях входа потока в воздухораспределительное устройство уровень генерируемого шума может увеличиться на 5—15 дБ [6].

Скорость потока в воздуховодах должна быть ниже предельных значений, после которых возникает повышенный шум. Критерием определения максимально возможной скорости воздуха в воздуховодах могут быть поперечные размеры и минимальная толщина используемого для их изготовления стального листа (табл. [7]).

Как видно из табл., максимальная скорость 10 м/с допускается в воздуховодах со стенками толщиной 0,6 мм, но при небольшом поперечном сечении; по мере увеличения площади поперечного сечения воздуховодов требуется увеличивать толщину стенок и снижать скорость потока.

К сожалению, авторы не уточняют назначение помещений, зданий, при проектировании которых могут быть использованы эти данные. Магистральные (транзитные) воздуховоды нельзя прокладывать через помещения, к которым предъявляются высокие акустические требования. Это весьма распространенная ошибка проектирования, особенно в театрах, храмах, дворцах и в элитном жилье.

Скорость потока воздуха в глушителях вентиляционных установок

Допустимую скорость воздуха в глушителе как элементе системы вентиляции следует выбирать в зависимости от возможных потерь давления и допустимого уровня звуковой мощности, генерируемого в его проточной части шума. Данные о собственном шумообразовании в глушителях, выпускаемых в соответствии с СНиП [2], содержатся в руководстве [3]. Когда глушитель устанавливается на конечном участке воздуховода (на входе в помещение), то ограничение скорости воздуха может быть связано с допустимыми уровнями звукового давления в обслуживаемых системами помещениях. Для помещений жилых, общественных, административных и производственных зданий эту связь демонстрирует рис. 4. Видно, что при обслуживании, например, зала музыкального театра скорость в концевом глушителе не должна превышать 4 м/с, а офиса — 6 м/с. В свободном сечении центральных глушителей вентиляционных установок допустимая скорость может быть вдвое больше значений, приведенных на рис. 4, но не более 15 м/с, чтобы избежать выдувания из них звукопоглощающего материала.

Влияние дросселирующих устройств на уровень шума

В разветвлениях магистрального воздуховода для обеспечения заданного расхода воздуха в каждой ветке вентиляционной сети устанавливаются дросселирующие устройства. Шумообразование в этих устройствах зависит от их коэффициента местного сопротивления. Уровни шума дроссель-клапана в зависимости от степени открытия (закрытия) заслонки представлены на рис. 5. На нем видно, как по мере закрытия дросселирующего устройства возрастает гидравлическое сопротивление и генерируемый шум. Если требуется дросселирующее устройство с коэффициентом более 5, то лучше установить последовательно несколько устройств, обеспечивающих в сумме необходимое сопротивление [7].

Дросселирующие элементы (шиберы, дроссель-клапаны и т. п.), создающие незамкнутые вихревые зоны в воздуховодах, являются источниками повышенного шума. Необходимо стремиться к тому, чтобы эти вихревые зоны были замкнутыми. Данное условие обеспечивает участок воздуховода между дросселирующим элементом и открытым концом канала (решетки) длиной не менее 8—10 Н, где Н — размер препятствия (длина шибера, проекция на плоскость поперечного сечения дроссель-клапана и т. п.). По мере увеличения расстояния от места установки дросселя до решетки происходит значительное снижение уровня шума (рис. 6) [8].

Как видно на рис. 6, кривые 1, 2 и 3 соответствуют уровням шума при замкнутой вихревой зоне и длине канала за шибером 10, 8 и 6 калибров. По мере размыкания вихревой зоны шум возрастает в низко- и высокочастотных полосах спектра (кривая 4). Это объясняется возрастанием импульсного обмена между основным потоком в канале и разомкнутой вихревой зоной, в которую из вне подсасывается воздух. При этом на кромке канала возникают мелкомасштабные вихри, являющиеся, по всей вероятности, причиной увеличения уровней шума в высокочастотной части спектра. Дальнейшее уменьшение длины канала за шибером до двух калибров увеличивает интенсивность шума в области низких и средних частот; в высокочастотной части спектра уровень шума уменьшается. При длине канала за шибером 0,5 калибра наблюдается спад интенсивности шума и максимум в спектре занимает среднечастотную область. В этом случае полностью размыкается вихревая зона и поток ведет себя как свободная струя.

Влияние воздухозаборных и воздухораспределительных решеток на уровень шума

Высокие скорости в воздухозаборных и воздухораспределительных решетках также являются причиной повышенного уровня шума в помещении. Превышение допустимой скорости движения воздуха на 10 % приводит к повышению уровня шума на 2 дБ. Удвоение допустимой скорости движения воздуха может привести к повышению уровня шума на 10—12 дБ. Подсоединение решеток к воздуховоду должно осуществляться по одной оси. Отклонение от данного требования приводит к повышению уровня шума, которое в ряде случаев может достигать 12—15 дБ. При дросселировании потока направляющими заслонками решетки уровень шума изменяется на 12 дБ [7].

Не рекомендуется на одном воздуховоде устанавливать последовательно более 4—5 воздухораспределителей, т. к. в этом случае давление воздуха перед первым воздухораспределителем может быть настолько высоким, что может возникнуть необходимость в установке дросселирующего устройства с большим коэффициентом местного сопротивления (с большим прикрытием), что неизбежно приведет к увеличению создаваемого им шума.

После того как учтены изложенные выше основные акустические требования и правила проектирования систем вентиляции, необходимо выполнить акустический расчет [3]. Его результатом будет зависимая от частоты величина требуемого снижения шума, которая, в свою очередь, является основой для проектирования шумоглушения, обеспечивающего нормативные требования по фактору шума в местах обитания человека как в зданиях, так и в застройке, включая жилую.

Объем средств и методов борьбы с вентиляционным шумом достаточно большой и продолжает увеличивается. Поэтому в каждой конкретной ситуации важно правильно определить необходимый комплекс, обеспечивающий требуемую эффективность и минимальные материальные затраты на его осуществление. Цель достигается, как правило, в тех случаях, когда проектировщик владеет наиболее полной информацией об объеме и возможностях современных средств и методов борьбы с шумом.

Этим вопросам, как этапам на пути защиты от шума систем вентиляции, будут посвящены статьи, которые предполагается представить для публикации в журнале до конца текущего года.

1. Центробежные вентиляторы / Под ред. Т. С. Соломаховой. М.: Машиностроение, 1975.

3. Руководство по расчету и проектированию шумоглушения вентиляционных установок. М.: Стройиздат, 1982.

4. ASHRAE HANDBOOK. Sound and Vibration Control. 1987.

5. СНиП 23-03-2003. Защита от шума.

6. Снижение шума в зданиях и жилых районах / Под ред. Г. Л. Осипова, Е. Я. Юдина. М.: Стройиздат, 1987.

7. Системы вентиляции и кондиционирования. Теория и практика. М.: Евроклимат, 2000.

8. Лешко М. Ю. Влияние присоединенного воздуховода на шум, создаваемый регулирующим шибером // Сб. науч. тр. М.: НИИСФ, 1979.

Опубликовано в журнале AВОК №4/2004