|
эффект стенок трубопровода, проходящего в помещении, характеризуется перепадом между уровнями шума внутри трубопровода и в заданной точке помещения. На основании экспериментальных данных установлено [172], что для цилиндрических трубопроводов с диаметрами до 500 мм имеет место следующая зависимость (3.2.19): Rmp =10\gE +20\gdmp + lOlg/г -2 0 1 g / —201g£>—101g + 55 . |
158 где ё —угол открытия заслонки (при S = 90° заслонка открыта полностью). 11ослс того как определены в расчетной точке вентилируемого помещения уровни Ьп.Миг >Lnnyr и Ln)coB. определяют общий шум Ln как логарифмическую сумму его составляющих I„ = ]01g(l0wz"“~ + 10°'Ц” ’+ ю 01^ " ) . (4.2.18) Затем сравнивают октавные уровни звукового давления Ьп с допустимыми уровнями 1 ^ п . 11ри наличии превышения сопоставляют между собой уровни L1)net(T Lnn>T и LnK0H, определяя источники, являющиеся причиной повышенного шума, что позволяет наметить пути и средства борьбы с их шумом. Транзитные трубопроводы вентиляционных установок являются в ряде случаев источниками повышенного шума в помещениях. Звукоизолирующий эффект стенок трубопровода, проходящего в помещении, характеризуется перепадом Rtp между уровнями шума внутри трубопровода и в заданной точке помещения. На основании экспериментальных данных установлено [172], что для цилиндрических трубопроводов с диаметрами до 500 мм имеет место следующая зависимость (4.2.19): Rnp = 101g£ + 2 0 1 g ^ p + 1 0 1 g /i-2 0 1 g /-2 0 1 g Z )101gp + 5 5 . Для трубопроводов прямоугольного сечения с размерами (D3<500 мм): RMP = 201gd mp + 20Igp„p + lOlgA 2 0 Ig D , lO lg Гц; D диаметр цилиндрического трубопровода, мм; D , эквивалентный диамеф прямоугольного ф убо провода, мм; р-^ —плотность материала стенки трубопровода, кг/м3; (рarclg— угол между лучами, исходяh Iлими из данной точки окружающего пространства и проходящего через конечные точки трубопровода. рад; Ц длила трубопровода, м; h кратчайшее расстояние от заданной гонки до стенки трубопровода, м. На ПЭВМ по вышеприведенным формулам и номограммам был рассчитан шум в вентилируемых помещениях* который обусловлен вентилятором со следующими характеристиками: объемный расход Q = 950 _м7ч; полное давлепие (напор) вентилятора Н ~ 2200 Па (220 кГс/м2); число оборотов элсктродвигатсля п ~ 3000 об/мин; число лопаток вентилятора / =12 (лопатки загнуты назад); диаметр рабочего колеса DK~ 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. Т1а рис.4.2.4 аД в приведены октавные уровни звукового давления, излучаемые вентилятором (кривые [), подающим воздух в рассматриваемое помещение. а также шум, создаваемый путевой а р м а т у р о й (кривые .2) и концевыми во^'хорасгфсдслитсльпымн устройствами (кривые 3) в зависимости от скорости в воздуховоде, которая принималась соответственно: ри с.4.2.4а2 м/с; рис.4.2.4б 5 м/с; рис.4.2.4 в 10 м/с. В результате анализа полученных данных был сделан вывод о том, что с увеличением скорости в воздуховоде существенно изменяются составляющие шума or путевой арматуры и кош евых воздухораспределительных устройств, ю гда как шум, излучаемый вентилятором, подающим воздух в рассматриваемое помещение, остается практически неизменным. Наиболее эффективным способом снижения шума в производственных пометцениях является устройство звукоизолирующих кожухов, полностью закрывающих наиболее шумные агрегагы технологических аппаратов, например. вентиляторы. |