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 0, Р вс и Р наг д л я центробежных вентиляторов: где ш вс отношение площади стенки корпуса вентилятора к площади проходного сечения воздухоприемного патрубка, который расположен на этой стенке; m ндг 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: где К —безразмерный параметр, зависящий от конструктивных особенностей вентилятора, чисел Рейнольдса и Маха; р —плотность воздуха, леса вентилятора, м; О в= ^DBnB/60 максимальная окружная скорость колеса, м/с; ОС и У— частотные характеристики показатели степени, причем У = сс + 3; пвчастота вращения, об/ мин. Тогда на основании уравнения (3.2.2) получаем: (3.2.1) вс ног (3.2.2) кг/м3; с скорость звука в воздухе, м/с; DBнаружный диаметр рабочего ко |
147 ров и вибраторов, как наиболее интенсивных звукоизлучателей, входящих в состав аппаратов данного класса, причем наличие воздуховодов различною назначения и их протяженность также вносит существенный вклад в шумоизлучение данного оборудования. Мсгодика акустического расчета вентиляционных установок базируется на определении шумовых характеристик вентиляторов. Возникновение аэродинамического шума происходит в объеме, ограниченном корпусом вентилятора, в результате обтекания воздухом лопаток рабочего колеса. Акустический расчет вентиляционной установки позволяет на стадии проектирования определить ожидаемые уровни шума, сопоставить их с допустимыми значениями и наметить мероприятия по снижению шума и вибрации всей системы вентиляции. Рассмотрим вентилятор в виде совокупности трех отдельных источников шума: P,\j —октавные уровни звуковой мощности, излучаемой вентиляционным агрегатом в окружающее пространство (определяю! интенсивность шума в помещениях, где установлены вентиляторы), когда трубопроводы всасывания и нагнетания выведены в другие помещения, дБ; Р,с и РИА1 октавные уровни звуковой мощности аэродинамического шума, излучаемого веити.тятором 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 Авмх, ДБ, которые зависят от частоты и размеров проходного сечения трубопровода [172]. Переход звуковой энергии из объема, ограничешюго корпусом центробежного вентилятора, в подсоединяемые трубопроводы сходен с прохождением звука через внезапное расширение в трубопроводе. Тогда на основании известного соотношения, определяющею потери звуковой мощности при внезапном изменении площади поперечного сечения трубопровода, можно уста 148 повить связь между уровнями Р0. Pi*: и Р на1 для центробежных вентиляторов: (т + IV (т + I) / W D i o i g v г — ; Р„ = Р .io ig v 7 ; ; (4.2.1) 4т.. 4?п где га вс отношение площади стснки корпуса вентилятора к площади проходного сечения воздухоприемного патрубка, который расположен на этой стенке; m ИАГ 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: W K Z v. ' d ; , (4.2.2) где К безразмерный параметр, зависящий от констуктивных особеиностей вентилятора, чисел Рейнольдса и Маха; р плотность воздуха, кг/м3; с скорость звука в воздухе, м/с; DBнаружный диаметр рабочею колеса вентилятора, м; V п= /т0впв/6 0 максимальная окружная скорост ь колеса, м/с; (X и У частотные характеристики показатели степени, причем У = сс -+3; п3частота вращения, об/ мин. Тогда на основании уравнения (4.2.2) получаем: + + + (4.2.3) где W0= 10'12Вт пороговое значение звуковой мощности; |