空调系统的消声与减振噪声和室内噪声标准.ppt

第十章空调系统的消声与减振,第一节噪声和室内噪声标准；第二节通风机噪声的计算；第三节空调系统中噪声的自然衰减和再生；第四节消声器消声量的确定；第五节消声器；第六节空调装置的减振；,第一节噪声和室内噪声标准,一、噪声和噪声的量度（一）声音和噪声1.声音物体振动使周围空气分子交替产生密集和稀疏状，并向外传播而形成波动，当波动传到入耳就感觉到声音，因此，声音是一种波，即声波。声波在介质中的传播速度称声速c(ms)，常温下，空气中的声速为340ms；橡胶中的声速为4050ms。,2.噪声各种不同频率和声强的声音无规律地组合在一起就成为噪声，但就广义而言，凡是对某项工作是不需要的、有妨碍的或使人烦恼，讨厌的声音都称为噪声。噪声也是一种声波，具有声波的一切特性。,空调系统的噪声传递情况,工业噪声主要有空气动力噪声、机械性噪声和电磁性噪声。空气动力噪声是由于空气振动而产生的，机械噪声是由于固休振动而产生的，电磁性噪声是由于电机的空隙中交变力的相互作用而产生的。空调系统的噪声源主要是通风机运转时的空气动力噪声(包括气流涡流噪声，撞击噪声和叶片回转噪声)和机械性噪声。其频率约为200800Hz，即处于中、低频范围。空凋系统的噪声可沿风道或通过建筑围护结构的不严密处传入室内，也可通过地基、田护结构和风道壁传入室内。因此，空调装置除应满足室内温湿度要求外，还应满足室内的噪声要求。,（二）噪声的量度1.声压、声强和声功率（1）声压物体振动使空气中产生交变压力，单位面积上所承受的声音压力称为声压(P)，单位为Nm2(即Pa)。（2）声强声波在介质中的传播过程，实质上就是能量传播的过程在垂直于声波传播方向的单位面积上，单位时间通过的声能称为声强(I)，单位为Wm2。（3）声功率单位时间内声源以声波形式辐射的总能量称为声功率，单位为W基准声功率W0为10-12W。,2.声压级、声强级、声功率级为了方便起见，声音的量度采用对数标度，即以相对于基准量的比值的对数来表示，其单位为B(贝尔)，又为了更便于实际使用，取用B的十分之，即dB(分贝)作为声音量度的常用单位。也就是说，声音是以“级”来表示其大小的，即声压级、声强级和声功率级。,（1）声压级声压对基准声压（p0)之比，其常用对数的20倍称为声压级（Lp),即：,式中p0基准声压，,P声压，Pa。,（2）声强级声强对基准声强（I0)之比，其常用对数的10倍称声强级（L1)，即：,式中I0基准声强，,I声强，W/m2.,（3）声功率级声功率对基准声功率（W0)之比，其常用对数的10倍称声功率级（Lw),即：,式中W0基准声功率，,W声功率，W,3.声波的叠加由于量度声波的声压级、声强级或声功率级都是以对数为标度的，因此当有多个声源同时产生噪声时，其合成的声级应按对数法则进行运算。当n个不同的声压级叠加时，总声压级为：,当有M个相同的声压级（LP）相叠加时，则总声压级为：,D=Lp1-Lp2,（三）噪声的频谱为方便起见，把宽阔的声频范围划分为若干个频段，称频程或频带。每个频程都有其频率范围和中心频率。在空调工程的噪声控制中，常用的是倍频程。倍频程是指中心频率成倍增加的频程。在噪声控制或量测中，常使用八个倍频程，其频率范围和中心频率见下表。,频谱是表示组成噪声的各频程声压级的图，即以频程为横坐标，声压级（或声强级、声功率级）为纵坐标作的图形。频谱图能清楚的表明该噪声的组成和性质，为噪声控制提供依据。右图为某空调器的噪声的频谱。,二、噪声的主观评价对噪声的评价除采用声压、声强和声功率等客观的物理量外，还与人耳对声压、频率的主观感觉有关。响度级是把声压级和频率综合起来评价声音大小的一个主观感觉量。通过对人耳进行大量的听感试验，得到可听范围内的纯音的响度级，并以等响度曲线表示，如下图所示。,等响曲线,三、噪声的量测量测噪声常用的仪器是声级计，它的工作原理是声信号通过传声器把声压转换成电压信号，经放大后，在声级计的表头上显示出分贝值。右图为一声级计。,四、噪声标准为满足生产的需要和消除噪声对人体的不利影响，需对各种不同的场所指定出所允许的噪声级，称为噪声标准。噪声标准制定时，还应考虑技术上的可能性和经济上的合理性。（一）噪声评价曲线（二）空调房间的允许噪声标准,噪音评价曲线N（NR）曲线,第二节通风机噪声的计算,空调系统的主要噪声源是通风机。当缺少通风机的声学特性资料而又没有条件对所有的通风机噪声进行实测时，可采用下述方法对其功率级进行评估。,通风机,一、一台通风机的声功率级（Lw）,式中L通风机的风量，m3/h;,H通风机的全风压，Pa;,Lw通风机的比声功率级，它是指同一系列的通风机在单位风量（1m3/h)单位风压（1Pa)下，所产生的声功率级，dB.,二、两台通风机串联或并联工作时的总声功率级（Lz)根据声波叠加原理，有：,式中Lg声功率较高的一台通风机的声功率级，dB;,附加的声功率级，dB,三、通风机各频程声功率级（Lwb)一台通风机工作时：,两台或多台通风机工作时：,上两式中Lw通风机声功率级，dB；,Lz两台或多台通风机总声功率级，dB;,b通风机各频程声功率级的修正值，dB.,第三节空调系统中噪声的自然衰减和再生,通风机产生的噪声在经过风道传播的过程中，由于流动空气对管壁的摩擦，使部分声能转换成热能；以及由于在系统部件处有部分声能被反射，因而噪声会有衰减。这种衰减称为自然衰减。系统部件的噪声会自然衰减值，一般是在没有气流的静态情况下测得的。在有气流时，会由于气流撞击和形成涡流等原因而产生噪声，这种噪声称为再生噪声。它随气流速度的增高而加大。当气流速度高到一定程度时，系统部件有可能非但没有使噪声衰减，反而会成为系统中的一个新噪声源。因此，唯有在气流速度较低时（v8m/s),计算系统部件的自然衰减量才是合适的。,一、系统部件的噪声自然衰减（一）直管的噪声自然衰减在直管道中，声波沿管道传播的方向不变，故噪声衰减量很小，衰减量Lw1可查表得到，或近似按下式计算：,矩形风道：,圆形风道：,式中a管道内壁吸声系数；,R管道水力半径，m;,b,h管道的宽度和高度，m；,D管道直径，m;,L管道长度，m,（二）弯头的噪声自然衰减噪声在进过弯头时，由于声波传播方向的改变而产生衰减。弯头的噪声自然衰减量可由下表得到。,（三）分支管（三通）的噪声自然衰减当风道分支时，噪声声能基本上按比例地分配给各个支管。,（四）单变径管的噪声自然衰减由于管道断面积突然扩大或缩小，导致噪声声能朝传播的相反方向反射而产生衰减，其衰减量可按下式计算：,式中，,m为房间比率,(五）风口反射的噪声自然衰减通风机的噪声经过管道系统到达房间出风口处，由于在从风口到房间的突然扩大过程中，有一部分声能反射到管道内，因而产生了衰减。,二、房间的噪声自然衰减（风口声功率级与室内声压级的转换）由于房间内的内部、家具和设备等的吸声作用，使进入房间的噪声产生衰减。此外，由于室内的噪声允许标准是以声压级为基准的，因此，须把从风口进入室内的声功率级Lw转换为室内测点（人耳）处的声压级Lp,Lp与测点离风口的距离以及噪声的辐射方向有关。,Lw与Lp存在以下关系：,式中，L是反映声功率级与声压级的转换以及室内噪声的衰减。可表示为：,式中，r测点（人耳）离出风口的距离，m；,A房间常数，m2;,V房间体积，m3;,S房间表面积，m2;,a房间的平均吸声系数；,T房间的混响时间,s；,Q指向系数。,第四节消声器消声量的确定,当由算得的室内声压级Lp不能满足室内要求的N(NR)曲线时，则它们相应的各频程声压级差值即为所选消声器应具有的消声量。在实际工程中，唯有对噪声要求高的空调系统才需进行消声计算，而对于一般的低速空调系统，由于管内风速和出风口风速的选定已经考虑了声学因素，因此，可以不计算气流再生噪声，但是，对于高速空调系统，就不容忽视气流再生噪声的计算，这类消声计算方法可参阅有关设计手册。,第五节消声器,空调系统噪声的控制，应首先积极地综合考虑降低系统噪声，然后，在计算了管路的噪声自然衰减后，如仍不能满足室内噪声要求，这时，就须考虑在管路上设置消声器。消声器是由吸声材料和按不同消声原理设计的外壳所构成。根据不同的消声原理可分阻性、抗性、共振性和复合性四种类型的消声器。,降低空调系统噪声的主要措施有：1.尽可能选用低转速数后倾式叶片的离心通风机，并使风机的正常工作点接近其最高效率点。2.风道内空气流速不宜过大，对于主风道内的流速，有一般消声要求的空调系统不宜超过8m/s，有严格消声要求的空调系统不宜超过5m/s。3.通风机、水泵等应安装在弹性减振基础上。它们的进出口应设软性接头，进出管应避免急剧转折。风道上的调节阀门应尽量少设。4.空调机房应尽可能远离有消声要求的房间。,一、阻性消声器阻性消声器是利用吸声材料的吸声作用而消声的。其构造是把吸声材料固定在气流流动的管道内壁，或按一定方式排列在管道或壳体内构成阻性消声器，吸声材料能够把入射在其上的声能部分地吸收掉。声能之所以能被吸收，是由于吸声材料的多孔性和松散性。当声波进入孔隙，引起孔隙中的空气和材料产生微小的振动，由于摩擦和粘滞阻力使相当一部分声能化为热能而被吸收掉。它对于高频和中频噪声效果较好，但对低频噪声消声性能较差。,1.管式消声器管式消声器是一种最简单的消声器，它仅在管壁内周贴上一层吸声材料，故又称“管衬”。特点是制作方便，阻力小，但只适用于较小的风道，直径一般不大于400mm风管。管式消声器仅对中、高频率吸声有一定的消声作用对低频性能很差。,2片式、蜂窝式（格式）消声器管式消声器对低频性能很差，对中、高额率噪声又易直通，并且当管道段面积较大时，会影响对高频噪声的消声效果，这是由于高频声波（波长短）在管内以窄束传播，当管道面积较大时，声波与管壁吸声材料接触减少，从而使高频声的消声量减少，因此对断面较大的风管可将断面分成几个格子，这就是片式及格式消声器。片式消声器应用广泛，构造简单，格式消声器要保证有效断面积不小于风道断面，因而体积较大，每格的尺寸宜控制在200mm200mm左右。片式消声器的片间距一般在100200mm的范围内，片间距增大时，消声量会相应地下降。,管式、片式、格式消声器,3.折板式、声流式消声器将片式消声器的吸声片改制成曲折式，就成了折板式消声器。4.容式消声器（迷宫式消声器）在大容积的箱（式）内表面粘贴吸声材料。并错开气流的进出口位置，这就构成室式消声器,折板式、声流式消声器,5.其它型式的消声器（1）消声弯头（2）消声静压箱,二、抗性消声器,膨胀室,膨胀消声器示意图,三、共振性消声器,四、宽频程复合式消声器,第六节空调装置的减振,一、概述空调系统中的风机、水泵、制冷压缩机等设备运转时，会由于转动部件的质量中心偏离轴中心而产生振动，该振动传给支承结构（基础或楼板），并以弹性波的形式沿房屋结构传到其它房间，又以噪声的形式出现，这噪声称为固体声。当振动影响某些工作的正常运行或危害建筑物的安全时，需采取减振措施。空调装置的减振措施就是在振源和它的基础之间安装弹性构件，即在振源和支承结构之间安装弹性避振构件(如弹簧减振器、软木、橡皮等)，在振源和管道间采用柔性连接，这种方法称为积极减振法。对怕振的精密设备、仪表等采取减振措施，以防止外界振动对他们的影响，这种方法称为消极减振法。,积极减振示意图,一、振动传递率通常以振动传递率(亦称减振系数)来衡量减振效果，它表示通过减振系统传递给支承结构的传递力F与振源振动总干扰力F0之比，即,式中，F-通过减振系统传给支撑结构的传递力；,F0-振源振动的干扰力；,f振源的振动频率,hz;,f0弹性减振支座的固有频率，hz。,减振传递曲线,1.当/01，这时干扰力全部通过减振器传给支撑结构，减振系统不起减振作用。2.当/01时，T趋于无穷大，表示系统发生共振，这时，减振系统不仅没有减振作用，反而使振动干扰力增加，加剧了系统的振动，这是减振设计必须避免的。3.当/0时，振动传递率T1，通过隔震器的振源干扰力得到衰减，隔震器起到了减振作用。从理论上讲，/0越大，减振效果越好，但是，/0越大减振系统的造价越高，而且减振效果的增加程度随着/0的增加也越来越小。因此，在进行减振设计时，应当根据具体情况来确定减振标准，在满足减振要求的前提下降低工程造价。通常，/0的取值在2.55的范围内。,二、减振材料及减振器的选择计算（一）减振弹性材料的静态变形值振源不振动时，减振材料被压缩的高度称静态变形值。它与弹性支座的固有频率f0有如下的关系：,又由于振源的振动频率为,故有：,当T用%表示时，则有,（二）橡皮、软木等减振基座的尺寸计算1.减振基座的厚度h,式中，减振基座静态压缩量，cm；,E减振材料的动态弹性系数，N/cm2；,减振材料的允许载荷。,2.减振材料断面积F,式中，G设备和基础板的总质量，Kg;,Z减振垫座个数。,三、弹簧减振器由单个或数个相同尺寸的弹簧和铸铁护罩组成，用于机组座地安装及吊装。固有频率低，静态压缩量大，承载能力大，减振效果好，性能稳定，应用广泛，但价格较贵。另外在弹簧减振器底板下面垫有10mm厚的橡胶板，还能起到隔音作用。当设备转速n1200r/min时，宜采用橡胶减振器。有关产品目录和设计手册提供了必要的参数，当已知机组重量和静态压缩量后便可选定减振器。,橡胶减振器,2,4,6,8,10,12,14,500,1000,1500,2000,2500,3000,3500,4000,4500,5000,5500,6000,载荷P（N）,6,7,8,9,10,11,14,15,16,17,13,12,固有频率f0(Hz）,f0,JG3-7JJQ-3-7,JG3-6