B - constante de sala en la banda de octava considerada en m 2, tomada de acuerdo con los párrafos. 3,4 o 3,5;

AZ-i - una enmienda que tiene en cuenta la distribución de los niveles de potencia sonora de las lámparas de techo y rejillas en bandas de octava, tomadas de acuerdo con la Tabla. 6, en dB;

D - corrección para la ubicación de la fuente de ruido; cuando la fuente está ubicada en el área de trabajo (a no más de 2 m del piso), A = 3 dB; si la fuente está por encima de esta zona, A *■ 0;

0,7 - factor de seguridad;

F, B: las designaciones son las mismas que en el párrafo 2.9, fórmula (5).

Nota. La determinación de la velocidad del aire permitida se lleva a cabo solo para una frecuencia, que es igual a VNIIGS 250 Shch para lámparas de techo, 500 Hz para lámparas de techo de disco y 2000 Hz para anemostatos y rejillas.

2.14. Para reducir el nivel de potencia sonora del ruido generado por las curvas y las tes de los conductos de aire, las áreas de cambio brusco en el área de la sección transversal, etc., es necesario limitar la velocidad del movimiento del aire en los conductos de aire principales. de edificios públicos y edificios auxiliares de empresas industriales a 5-6 m/s, y en ramales hasta 2-4 m/seg. Para edificios industriales, estas velocidades se pueden duplicar respectivamente, si esto es permisible de acuerdo con los requisitos tecnológicos y de otro tipo.

3. CÁLCULO DE LOS NIVELES DE PRESIÓN SONORA DE LA OCTAVA EN LOS PUNTOS CALCULADOS

3.1. Los niveles de octava de presión sonora en los lugares de trabajo permanentes o en las habitaciones (en los puntos de diseño) no deben exceder las normas establecidas.

(Notas: 1. Si los requisitos reglamentarios para los niveles de presión sonora son diferentes durante el día, entonces el cálculo acústico de las instalaciones debe realizarse para los niveles de presión sonora más bajos permitidos.

2. Los niveles de presión acústica en los lugares de trabajo permanentes o en las salas (en los puntos de diseño) dependen de la potencia del sonido y de la ubicación de las fuentes de ruido y de las cualidades de absorción del sonido de la sala en cuestión.

3.2. Al determinar los niveles de octava de presión sonora, el cálculo debe hacerse para lugares de trabajo permanentes o puntos de asentamiento en salas más cercanas a fuentes de ruido (unidades de calefacción y ventilación, dispositivos de distribución o toma de aire, cortinas de aire o de aire, etc.). En el territorio adyacente, los puntos de diseño deben tomarse como los puntos más cercanos a las fuentes de ruido (ventiladores ubicados abiertamente en el territorio, pozos de extracción o admisión de aire, dispositivos de extracción de instalaciones de ventilación, etc.), para los cuales se normalizan los niveles de presión sonora.

a - las fuentes de ruido (aire acondicionado autónomo y techo) y el punto calculado están en la misma habitación; b - las fuentes de ruido (ventilador y elementos de instalación) y el punto calculado están ubicados en habitaciones diferentes; c - fuente de ruido - el ventilador está ubicado en la habitación, el punto calculado está en el lado de llegada del territorio; 1 - acondicionador de aire autónomo; 2 - punto calculado; 3 - techo generador de ruido; 4 - ventilador aislado de vibraciones; 5 - inserto flexible; en - el silenciador central; 7 - estrechamiento repentino de la sección del conducto; 8 - ramificación del conducto; 9 - giro rectangular con paletas guía; 10 - giro suave del conducto de aire; 11 - giro rectangular del conducto; 12 - celosía; /

3.3. Los niveles de presión de octava/sonido en los puntos de diseño deben determinarse de la siguiente manera.

Caso 1. La fuente de ruido (rejilla generadora de ruido, lámpara de techo, aire acondicionado autónomo, etc.) se encuentra en la habitación en cuestión (Fig. 3). Los niveles de presión de sonido de octava generados en el punto calculado por una fuente de ruido deben determinarse mediante la fórmula

L-L, + I0! g (-£-+--i-l (8)

Oct \ 4 I g g W t )

N o t e. Para salas ordinarias que no tengan requisitos especiales de acústica, según la fórmula

L \u003d Lp - 10 lg H w -4- D - (- 6, (9)

donde Lp okt es el nivel de potencia sonora en octavas de la fuente de ruido (determinado de acuerdo con la Sección 2) en dB\

B w - constante de ambiente con una fuente de ruido en la banda de octava considerada (determinada de acuerdo con los párrafos 3.4 o 3.5) en g 2;

D - corrección para la ubicación de la fuente de ruido Si la fuente de ruido está ubicada en el área de trabajo, entonces para todas las frecuencias D \u003d 3 dB; si está por encima del área de trabajo, - D=0;

Ф - factor de directividad de radiación de la fuente de ruido (determinado a partir de las curvas en la Fig. 4), adimensional; d - distancia desde el centro geométrico de la fuente de ruido hasta el punto calculado en g.

La solución gráfica de la ecuación (8) se muestra en la fig. 5.

Caso 2. Los puntos calculados están ubicados en una habitación aislada del ruido. El ruido de un ventilador o de un elemento de instalación se propaga a través de los conductos de aire y se irradia a la habitación a través de un dispositivo de distribución o toma de aire (rejilla). Los niveles de presión de sonido de octava generados en los puntos de diseño deben determinarse mediante la fórmula

L \u003d L P -DL p + 101g (-% + -V (10)

Nota. Para salas ordinarias, para las que no existen requisitos especiales de acústica, - según la fórmula

L - L p -A Lp -10 lgiJ H ~b A -f- 6, (11)

donde L p in es el nivel de octava de la potencia sonora del ventilador o elemento de instalación radiada en el conducto en la banda de octava considerada en dB (determinada de acuerdo con los párrafos 2.5 o 2.10);

AL r in - la reducción total en el nivel (pérdida) de la potencia sonora del ruido del ventilador o eléctrico

tiempo de instalación en la banda de octava considerada a lo largo del camino de propagación del sonido en dB (determinado de acuerdo con la cláusula 4.1); D - corrección para la ubicación de la fuente de ruido; si el dispositivo de distribución de aire o entrada de aire está ubicado en el área de trabajo, A \u003d 3 dB, si es más alto, - D \u003d 0; Ф y - el factor de directividad del elemento de instalación (agujero, rejilla, etc.) que emite ruido en la habitación aislada, adimensional (determinado a partir de los gráficos en la Fig. 4); rn es la distancia desde el elemento de instalación que emite ruido en la habitación aislada hasta el punto calculado en m

B y - la constante de la sala aislada del ruido en la banda de octava considerada en m 2 (determinada de acuerdo con los párrafos 3.4 o 3.5).

Caso 3. Los puntos calculados están ubicados en el territorio adyacente al edificio. El ruido del ventilador se propaga a través del conducto y se irradia a la atmósfera a través de la rejilla o eje (Fig. 6). Los niveles de octava de la presión del sonido generados en los puntos de diseño deben determinarse mediante la fórmula

I = L p -AL p -201gr a -i^- + A-8, (12)

donde r a es la distancia desde el elemento de instalación (rejilla, orificio) que emite ruido a la atmósfera hasta el punto de diseño en m \ p a - atenuación del sonido en la atmósfera, tomada de acuerdo con la Tabla. 7 en dB/km

A - corrección en dB, teniendo en cuenta la ubicación del punto calculado en relación con el eje del elemento emisor de ruido de la instalación (para todas las frecuencias, se toma de acuerdo con la Fig. 6).

1 - conducto de ventilación; 2 - lumbrera

Las cantidades restantes son las mismas que en las fórmulas (10)

3.4. La constante de la habitación B debe determinarse a partir de los gráficos de la fig. 7 o según tabla. 9, utilizando la tabla. 8 para determinar las características de la habitación.

3.5. Para salas con requisitos especiales de acústica (espectadores únicos)

pasillos, etc.), la constante de la sala debe determinarse de acuerdo con las instrucciones para el cálculo acústico de estas salas.

3.6. Si el punto de diseño recibe ruido de varias fuentes de ruido (por ejemplo, rejillas de suministro y recirculación, un acondicionador de aire autónomo, etc.), entonces para el punto de diseño considerado, de acuerdo con las fórmulas correspondientes en la cláusula 3.2, los niveles de presión sonora de octava generados por cada una de las fuentes de ruido por separado debe determinarse, y el nivel total en

Estas "Instrucciones sobre el cálculo acústico de las unidades de ventilación" fueron desarrolladas por el Instituto de Investigación de Física de la Construcción del Comité Estatal de Construcción de la URSS junto con los institutos Santekhproekt del Comité Estatal de Construcción de la URSS y Giproniiaviaprom de Minaviaprom.

Las instrucciones fueron desarrolladas en desarrollo de los requisitos del capítulo SNiP I-G.7-62 “Calefacción, ventilación y aire acondicionado. Normas de Diseño” y “Normas de Diseño Sanitario para Empresas Industriales” (SN 245-63), que establecen la necesidad de reducir el ruido de las instalaciones de ventilación, aire acondicionado y calefacción de aire para edificios y estructuras para diversos fines cuando supere los niveles de presión sonora. permitido por las normas.

Editores: A. No. 1. Koshkin (Gosstroy de la URSS), Doctor en Ingeniería. ciencias, prof. E. Ya. Yudin y candidatos de tecnología. Ciencias E. A. Leskov y G. L. Osipov (Instituto de Investigación de Física de la Construcción), Ph.D. tecnología Ciencias I. D. Rassadi

Las Directrices establecen los principios generales de los cálculos acústicos para instalaciones mecánicas de ventilación, aire acondicionado y calefacción de aire. Se consideran métodos para reducir los niveles de presión sonora en los lugares de trabajo permanentes y en las salas (en los puntos de diseño) a los valores establecidos por las normas.

en (Giproniiaviaprom) y el ing. | A. Katsnelson / (GPI Santekhproekt)

1. Disposiciones Generales............ - . . , 3

2. Fuentes de ruido de las instalaciones y sus características acústicas 5

3. Cálculo de niveles de octava de presión sonora en el calculado

puntos.............. 13

4. Reducir los niveles (pérdidas) de potencia sonora del ruido en

varios elementos de conductos de aire ........ 23

5. Determinación de la reducción requerida en los niveles de presión sonora. . . *. ............... 28

6. Medidas para reducir los niveles de presión sonora. 31

Solicitud. Ejemplos de cálculo acústico de instalaciones de ventilación, climatización y calefacción de aire con estimulación mecánica...... 39

Plan I cuarto. 1970, nº 3

3.7. Si los puntos calculados están ubicados en una habitación a través de la cual pasa un conducto "ruidoso", y el ruido ingresa a la habitación a través de las paredes del conducto, entonces los niveles de presión de sonido de octava deben determinarse mediante la fórmula

L - L p -AL p + 101g --R B - 101gB „-J-3, (13)

donde Lp 9 es el nivel de octava de la potencia sonora de la fuente de ruido radiada en el conducto, en dB (determinado de acuerdo con los párrafos 2 5 y 2.10);

ALp b es la reducción total en los niveles de potencia sonora (pérdidas) a lo largo del camino de propagación del sonido desde la fuente de ruido (ventilador, acelerador, etc.) hasta el comienzo de la sección considerada del conducto que emite ruido en la habitación, en dB ( determinado de acuerdo con la Sección 4);

Comité Estatal del Consejo de Ministros de la URSS para Asuntos de Construcción (Gosstroy de la URSS)

1. DISPOSICIONES GENERALES

1.1. Estos Lineamientos se desarrollan en desarrollo de los requisitos del capítulo SNiP I-G.7-62 “Calefacción, ventilación y aire acondicionado. Design Standards” y “Sanitary Design Standards for Industrial Enterprises” (SN 245-63), que establecieron la necesidad de reducir el ruido de las instalaciones mecánicas de ventilación, aire acondicionado y calefacción de aire a niveles de presión sonora aceptables por las normas.

1.2. Los requisitos de estas Directrices se aplican a los cálculos acústicos del ruido aéreo (aerodinámico) generado durante el funcionamiento de las instalaciones enumeradas en la cláusula 1.1.

Nota. Estas Directrices no consideran los cálculos de aislamiento de vibraciones de ventiladores y motores eléctricos (aislamiento de choques y vibraciones sonoras transmitidas a estructuras de edificios), así como los cálculos de aislamiento acústico de estructuras de cerramiento de cámaras de ventilación.

1.3. El método para el cálculo del ruido aéreo (aerodinámico) se basa en la determinación de los niveles de presión sonora del ruido generado durante la operación de las instalaciones especificadas en la cláusula 1.1 en los lugares de trabajo permanentes o en las salas (en los puntos de diseño), determinando la necesidad de reducir estos niveles de ruido. y medidas para reducir los niveles de presión sonora a los valores permitidos por las normas.

Notas: 1. El cálculo acústico debe incluirse en el diseño de instalaciones mecánicas de ventilación, aire acondicionado y calefacción de aire para edificios y estructuras para diversos fines.

El cálculo acústico debe realizarse solo para habitaciones con niveles de ruido normalizados.

2. El ruido del ventilador de aire (aerodinámico) y el ruido generado por el flujo de aire en los conductos de aire tienen espectros de banda ancha.

3. En estas Directrices, debe entenderse por ruido cualquier tipo de sonido que interfiera en la percepción de sonidos útiles o rompa el silencio, así como los sonidos que tengan un efecto nocivo o irritante para el cuerpo humano.

1.4. A la hora de calcular acústicamente una instalación de ventilación central, aire acondicionado y calefacción por aire caliente, se debe considerar el tramo de conducto más corto. Si la unidad central da servicio a varias habitaciones, para las que los requisitos normativos de ruido son diferentes, se debe realizar un cálculo adicional para el ramal del conducto que da servicio a la habitación con el nivel de ruido más bajo.

Se deben realizar cálculos separados para unidades de calefacción y ventilación autónomas, acondicionadores de aire autónomos, unidades de aire o cortinas de aire, extractores locales, unidades de instalaciones de ducha de aire, que están más cerca de los puntos calculados o tienen el mayor rendimiento y potencia sonora.

Por otra parte, es necesario realizar un cálculo acústico de los ramales de los conductos de aire que salen a la atmósfera (aspiración y evacuación de aire por instalaciones).

Si hay dispositivos de estrangulación (diafragmas, válvulas de estrangulación, compuertas), dispositivos de distribución y toma de aire (rejillas, persianas, anemostatos, etc.) entre el ventilador y la sala de servicio, cambios bruscos en la sección transversal de los conductos de aire, giros y tees, se debe realizar el cálculo acústico de estos aparatos y elementos de la planta.

1.5. El cálculo acústico debe hacerse para cada una de las ocho bandas de octava del rango auditivo (para las cuales se normalizan los niveles de ruido) con las frecuencias medias geométricas de las bandas de octava 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000 y 8000 Hz.

Notas: 1. Para sistemas centrales de calefacción, ventilación y aire acondicionado en presencia de una extensa red de conductos de aire, se permite calcular solo para frecuencias de 125 y 250 Hz.

2. Todos los cálculos acústicos intermedios se realizan con una precisión de 0,5 dB. El resultado final se redondea al número entero de decibelios más próximo.

1.6. Las medidas requeridas para reducir el ruido generado por las instalaciones de ventilación, aire acondicionado y calefacción de aire, si es necesario, deben determinarse para cada fuente por separado.

2. FUENTES DE RUIDO EN LAS INSTALACIONES Y SUS CARACTERÍSTICAS RUIDOSAS

2.1. Los cálculos acústicos para determinar el nivel de presión sonora del ruido del aire (aerodinámico) deben realizarse teniendo en cuenta el ruido generado por:

a) un fan

b) cuando el flujo de aire se desplace en los elementos de las instalaciones (diafragmas, estranguladores, compuertas, giros de conductos de aire, tes, rejillas, cortinas, etc.).

Además, se debe tener en cuenta el ruido que se transmite a través de los conductos de ventilación de una habitación a otra.

2.2. Las características de ruido (niveles de potencia de sonido de octava) de las fuentes de ruido (ventiladores, unidades de calefacción, acondicionadores de aire para habitaciones, estrangulamiento, distribución de aire y dispositivos de entrada de aire, etc.) deben tomarse de los pasaportes de este equipo o de los datos del catálogo.

En ausencia de características de ruido, deben determinarse experimentalmente siguiendo las instrucciones del cliente o por cálculo, guiados por los datos proporcionados en estas Directrices.

2.3. El nivel de potencia de sonido total del ruido del ventilador debe determinarse mediante la fórmula

Lp =Z+251g#+101gQ-K (1)

donde 1^P es el nivel de potencia de sonido total del ruido de la vena

tilador en dB re 10“ 12 W;

criterio de ruido L, según el tipo y diseño del ventilador, en dB; debe tomarse de acuerdo con la tabla. una;

I es la presión total creada por el ventilador, en kg/m 2;

Q - rendimiento del ventilador en m^/s;

5 - corrección del modo de funcionamiento del ventilador en dB.

tabla 1

Notas: 1. El valor de 6 cuando la desviación del modo de funcionamiento del ventilador no supere el 20% del modo de máxima eficiencia debe tomarse igual a 2 dB. En el modo de funcionamiento del ventilador con máxima eficiencia 6=0.

2. Para facilitar los cálculos de la fig. 1 muestra un gráfico para determinar el valor de 251gtf+101gQ.

3. El valor obtenido por la fórmula (1) caracteriza la potencia sonora radiada por un tubo abierto de entrada o salida del ventilador en una dirección hacia la atmósfera libre o hacia la habitación en presencia de un suministro de aire uniforme al tubo de entrada.

4. Cuando el suministro de aire a la tubería de entrada no sea uniforme o el acelerador esté instalado en la tubería de entrada a los valores especificados en

pestaña. 1, debe agregarse para ventiladores axiales 8 dB, para ventiladores centrífugos 4 dB

2.4. Los niveles de potencia de sonido de octava del ruido del ventilador emitido por una entrada o salida abierta del ventilador L pa, hacia la atmósfera libre o hacia la habitación, deben determinarse mediante la fórmula

(2)

donde es el nivel de potencia sonora total del ventilador en dB;

ALi es una corrección que tiene en cuenta la distribución de la potencia sonora del ventilador en bandas de octava en dB, tomada en función del tipo de ventilador y del número de revoluciones según tabla. 2.

Tabla 2

Modificaciones ALu teniendo en cuenta la distribución de la potencia sonora del ventilador en bandas de octava, en dB

Notas: 1. Dado en la Tabla. 2 datos sin paréntesis son válidos cuando la velocidad del ventilador está en el rango de 700-1400 rpm.

2. A una velocidad de ventilador de 1410-2800 rpm se debe desplazar todo el espectro una octava hacia abajo, y a una velocidad de 350-690 rpm una octava hacia arriba, tomando para las octavas extremas los valores indicados entre paréntesis para las frecuencias de 32 y 16000 Hz.

3. Cuando la velocidad del ventilador es superior a 2800 rpm, todo el espectro debe desplazarse dos octavas hacia abajo.

2.5. Los niveles de potencia de sonido de octava del ruido del ventilador radiado en la red de ventilación deben determinarse mediante la fórmula

Lp - L p ■- A L-± -|~ L i-2,

donde AL 2 es la corrección que tiene en cuenta el efecto de conectar el ventilador a la red de conductos en dB, determinada a partir de la tabla. 3.

2.6. El nivel de potencia sonora total del ruido radiado por el ventilador a través de las paredes de la carcasa (carcasa) hacia la sala de la cámara de ventilación debe determinarse mediante la fórmula (1), siempre que el valor del criterio de ruido L se tome de la Tabla. 1 como su valor promedio para los lados de succión y descarga.

Los niveles de octava de la potencia sonora del ruido emitido por el ventilador en la sala de la cámara de ventilación deben determinarse mediante la fórmula (2) y la Tabla. 2.

2.7. Si varios ventiladores funcionan simultáneamente en la cámara de ventilación, entonces para cada banda de octava es necesario determinar el nivel total

potencia sonora del ruido emitido por todos los ventiladores.

El nivel de potencia sonora del ruido total L cyu durante el funcionamiento de n ventiladores idénticos debe determinarse mediante la fórmula

£suma = Z.J + 10 Ig, (4)

donde Li es el nivel de potencia sonora del ruido de un ventilador en dB-, n es el número de ventiladores idénticos.

Mesa cuatro

2.8. Los niveles de potencia de sonido de octava radiados en la habitación por acondicionadores de aire autónomos, unidades de calefacción y ventilación, unidades de ducha de aire (sin redes de conductos de aire) con ventiladores axiales deben determinarse mediante la fórmula (2) y la Tabla. 2 con una corrección ascendente de 3dB.

Para unidades autónomas con ventiladores centrífugos, los niveles de potencia sonora de octava del ruido emitido por las tuberías de succión y descarga del ventilador deben determinarse mediante la fórmula (2) y la Tabla. 2, y el nivel de ruido total - según tabla. cuatro

Nota. Cuando el aire es captado por instalaciones exteriores, no es necesario realizar una corrección mayor.

2.9. El nivel de potencia sonora total del ruido generado por los dispositivos de estrangulación, distribución de aire y admisión de aire (válvulas de estrangulación).

Cálculo de ventilación

Dependiendo del método de circulación del aire, la ventilación puede ser natural o forzada.

Los parámetros del aire que ingresa a las aberturas de entrada y las aberturas de los escapes locales de los dispositivos tecnológicos y de otro tipo ubicados en el área de trabajo deben tomarse de acuerdo con GOST 12.1.005-76. Con un tamaño de sala de 3 por 5 metros y una altura de 3 metros, su volumen es de 45 metros cúbicos. Por lo tanto, la ventilación debe proporcionar un caudal de aire de 90 metros cúbicos por hora. En verano, es necesario prever la instalación de un acondicionador de aire para evitar exceder la temperatura en la habitación para el funcionamiento estable del equipo. Es necesario prestar la debida atención a la cantidad de polvo en el aire, ya que esto afecta directamente la confiabilidad y la vida útil de la computadora.

La potencia (más precisamente, la potencia de enfriamiento) del aire acondicionado es su característica principal, depende del volumen de la habitación para el que está diseñado. Para cálculos aproximados, se toma 1 kW por 10 m 2 con una altura de techo de 2,8 a 3 m (de acuerdo con SNiP 2.04.05-86 "Calefacción, ventilación y aire acondicionado").

Para calcular las entradas de calor de esta sala, se utilizó un método simplificado:

donde: Q - Entradas de calor

S - Área de la habitación

h - Altura de la habitación

q - Coeficiente igual a 30-40 W/m 3 (en este caso 35 W/m 3)

Para una habitación de 15 m 2 y una altura de 3 m, las entradas de calor serán:

Q=15 3 35=1575 W

Además, se debe tener en cuenta la disipación de calor de los equipos de oficina y las personas, se considera (de acuerdo con SNiP 2.04.05-86 "Calefacción, ventilación y aire acondicionado") que en estado de calma una persona emite 0,1 kW de calor , una computadora o una fotocopiadora de 0,3 kW, sumando estos valores a los aportes térmicos totales, se puede obtener la capacidad frigorífica requerida.

Q agregar \u003d (H S ópera) + (С S comp) + (P S imprimir) (4.9)

donde: Q add - La suma de las ganancias de calor adicionales

C - Disipación de calor de la computadora

H - Disipación de calor del operador

D - Disipación de calor de la impresora

S comp - Número de estaciones de trabajo

S print - Número de impresoras

S operas - Número de operadores

Las entradas de calor adicionales de la habitación serán:

Q agregar1 \u003d (0.1 2) + (0.3 2) + (0.3 1) \u003d 1.1 (kW)

La suma total de las ganancias de calor es igual a:

Q total1 \u003d 1575 + 1100 \u003d 2675 (W)

De acuerdo con estos cálculos, es necesario elegir la potencia adecuada y la cantidad de acondicionadores de aire.

Para la habitación para la que se realiza el cálculo, se deben utilizar acondicionadores de aire con una potencia nominal de 3,0 kW.

Cálculo de ruido

Uno de los factores desfavorables del ambiente de producción en el centro de cómputo es el alto nivel de ruido generado por los dispositivos de impresión, equipos de aire acondicionado, ventiladores de refrigeración en las propias computadoras.

Para abordar las preguntas sobre la necesidad y la viabilidad de la reducción del ruido, es necesario conocer los niveles de ruido en el lugar de trabajo del operador.

El nivel de ruido que surge de varias fuentes incoherentes que funcionan simultáneamente se calcula en base al principio de suma de energía de la radiación de fuentes individuales:

L = 10 lg (Li n), (4.10)

donde Li es el nivel de presión sonora de la i-ésima fuente de ruido;

n es el número de fuentes de ruido.

Los resultados de los cálculos obtenidos se comparan con el valor permisible del nivel de ruido para un lugar de trabajo dado. Si los resultados del cálculo están por encima del nivel de ruido permisible, entonces son necesarias medidas especiales de reducción de ruido. Estos incluyen: revestir las paredes y el techo de la sala con materiales fonoabsorbentes, reducir el ruido en la fuente, la disposición adecuada del equipo y la organización racional del lugar de trabajo del operador.

Los niveles de presión sonora de las fuentes de ruido que actúan sobre el operador en su puesto de trabajo se presentan en la Tabla. 4.6.

Tabla 4.6 - Niveles de presión sonora de varias fuentes

Por lo general, el lugar de trabajo del operador está equipado con el siguiente equipo: un disco duro en la unidad del sistema, ventilador(es) de enfriamiento de PC, un monitor, un teclado, una impresora y un escáner.

Sustituyendo los valores del nivel de presión sonora para cada tipo de equipo en la fórmula (4.4), obtenemos:

L = 10 lg (104 + 104,5 + 101,7 + 101 + 104,5 + 104,2) = 49,5 dB

El valor obtenido no supera el nivel de ruido permisible para el lugar de trabajo del operador, igual a 65 dB (GOST 12.1.003-83). Y si considera que es poco probable que dispositivos periféricos como un escáner y una impresora se utilicen simultáneamente, esta cifra será aún menor. Además, cuando la impresora está en funcionamiento, no es necesaria la presencia directa del operario, ya que. La impresora está equipada con un alimentador automático de hojas.

El sistema de ventilación y aire acondicionado (VAC) es una de las principales fuentes de ruido en los edificios residenciales, públicos e industriales modernos, en los barcos, en los vagones dormitorio de los trenes, en varios salones y cabinas de control.

El ruido en UHKV proviene del ventilador (la principal fuente de ruido con sus propias funciones) y otras fuentes, se propaga a través del conducto junto con el flujo de aire y se irradia hacia la habitación ventilada. El ruido y su reducción están influenciados por: acondicionadores de aire, unidades de calefacción, dispositivos de control y distribución de aire, diseño, giros y ramificación de conductos de aire.

El cálculo acústico del SVKV se lleva a cabo para seleccionar de manera óptima todos los medios necesarios de reducción de ruido y determinar el nivel de ruido esperado en los puntos de diseño de la sala. Tradicionalmente, los silenciadores activos y reactivos han sido el principal medio para reducir el ruido del sistema. Se requiere la insonorización y la absorción acústica del sistema y las instalaciones para garantizar el cumplimiento de las normas de niveles de ruido permisibles para los humanos, importantes estándares ambientales.

Ahora, en los códigos y reglamentos de construcción de Rusia (SNiP), que son obligatorios para el diseño, construcción y operación de edificios para proteger a las personas del ruido, se ha desarrollado una situación de emergencia. En el antiguo SNiP II-12-77 "Protección contra el ruido", el método de cálculo acústico del SVKV de los edificios está desactualizado y, por lo tanto, no se incluyó en el nuevo SNiP 23-03-2003 "Protección contra el ruido" (en lugar de SNiP II-12-77), donde todavía está del todo desaparecida.

Entonces, el método anterior está en desuso y el nuevo no. Ha llegado el momento de crear un método moderno de cálculo acústico de SVKV en edificios, como ya es el caso con sus propios detalles en otras áreas de tecnología, anteriormente más avanzadas en acústica, por ejemplo, en barcos. Consideremos tres posibles métodos de cálculo acústico, aplicados a UHCS.

El primer método de cálculo acústico.. Este método, que se basa puramente en dependencias analíticas, utiliza la teoría de las líneas largas, conocida en ingeniería eléctrica y referida aquí a la propagación del sonido en un gas que llena una tubería estrecha con paredes rígidas. El cálculo se realiza bajo la condición de que el diámetro de la tubería sea mucho menor que la longitud de onda del sonido.

Para un tubo rectangular, el lado debe ser menor que la mitad de la longitud de onda, y para un tubo redondo, el radio. Son estos tubos en acústica los que se llaman estrechos. Así, para aire a una frecuencia de 100 Hz, un tubo rectangular se considerará estrecho si el lado de la sección es inferior a 1,65 m En un tubo estrecho y curvo, la propagación del sonido seguirá siendo la misma que en un tubo recto.

Esto se sabe por la práctica de usar tubos de voz, por ejemplo, durante mucho tiempo en los barcos de vapor. Un diagrama típico de una línea larga de un sistema de ventilación tiene dos cantidades definitorias: L wH es la potencia de sonido que ingresa a la tubería de descarga desde el ventilador al comienzo de la línea larga, y L wK es la potencia de sonido que proviene de la tubería de descarga. al final de la larga fila y entrando en la sala ventilada.

La línea larga contiene los siguientes elementos característicos. Son entrada insonorizada R1, silenciador activo insonorizado R2, te insonorizada R3, silenciador jet insonorizado R4, compuerta insonorizada R5 y salida insonorizada R6. El aislamiento acústico aquí se refiere a la diferencia en dB entre la potencia sonora de las ondas que inciden en un elemento dado y la potencia sonora radiada por este elemento después de que las ondas lo han atravesado más.

Si el aislamiento acústico de cada uno de estos elementos es independiente de todos los demás, entonces el aislamiento acústico de todo el sistema se puede estimar mediante cálculo de la siguiente manera. La ecuación de onda para un tubo angosto tiene la siguiente forma de la ecuación para ondas sonoras planas en un medio ilimitado:

donde c es la velocidad del sonido en el aire y p es la presión del sonido en la tubería, relacionada con la velocidad de vibración en la tubería según la segunda ley de Newton por la relación

donde ρ es la densidad del aire. La potencia sonora para ondas armónicas planas es igual a la integral sobre el área de la sección transversal S del conducto durante el período de vibraciones sonoras T en W:

donde T = 1/f es el período de vibraciones del sonido, s; f es la frecuencia de oscilación, Hz. Potencia de sonido en dB: L w \u003d 10lg (N / N 0), donde N 0 \u003d 10 -12 W. Dentro de los supuestos especificados, el aislamiento acústico de una línea larga de un sistema de ventilación se calcula utilizando la siguiente fórmula:

El número de elementos n para un SVKV específico puede, por supuesto, ser mayor que el anterior n = 6. Apliquemos la teoría de las líneas largas a los elementos característicos anteriores del sistema de ventilación de aire para calcular los valores de R i .

Aberturas de entrada y salida del sistema de ventilación. con R 1 y R 6 . La unión de dos tubos estrechos con diferentes áreas transversales S 1 y S 2 según la teoría de las líneas largas es un análogo de la interfaz entre dos medios con incidencia normal de ondas sonoras en la interfaz. Las condiciones de contorno en la unión de dos tuberías están determinadas por la igualdad de las presiones sonoras y las velocidades de vibración en ambos lados del límite de conexión, multiplicado por el área de la sección transversal de las tuberías.

Resolviendo las ecuaciones así obtenidas, obtenemos el coeficiente de transmisión de energía y el aislamiento acústico del empalme de dos tuberías con los tramos anteriores:

Un análisis de esta fórmula muestra que en S 2 >> S 1 las propiedades del segundo tubo se aproximan a las del límite libre. Por ejemplo, una tubería estrecha abierta a un espacio semi-infinito puede considerarse, desde el punto de vista del efecto de insonorización, como bordeando el vacío. Para S 1<< S 2 свойства второй трубы приближаются к свойствам жесткой границы. В обоих случаях звукоизоляция максимальна. При равенстве площадей сечений первой и второй трубы отражение от границы отсутствует и звукоизоляция равна нулю независимо от вида сечения границы.

Supresor de ruido activo R2. El aislamiento acústico en este caso se puede estimar de manera aproximada y rápida en dB, por ejemplo, según la conocida fórmula del ingeniero A.I. Belova:

donde P es el perímetro de la sección de paso, m; l es la longitud del silenciador, m; S es el área de la sección transversal del canal del silenciador, m 2 ; α eq es el coeficiente de absorción acústica equivalente del revestimiento, dependiendo del coeficiente de absorción real α, por ejemplo, como sigue:

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0

α equivalente 0,1 0,2 0,4 0,5 0,6 0,9 1,2 1,6 2,0 4,0

De la fórmula se deduce que el aislamiento acústico del canal del silenciador activo R 2 es mayor cuanto mayor es la capacidad de absorción de las paredes α eq, la longitud del silenciador l y la relación entre el perímetro del canal y su transversal. área de sección П/S. Para los mejores materiales absorbentes de sonido, por ejemplo, las marcas PPU-ET, BZM y ATM-1, así como otros absorbentes de sonido ampliamente utilizados, el coeficiente de absorción de sonido real α se presenta en.

Tee R3. En los sistemas de ventilación, la mayoría de las veces el primer tubo con un área de sección transversal S 3 luego se ramifica en dos tubos con áreas de sección transversal S 3.1 y S 3.2. Tal rama se llama tee: a través de la primera rama, ingresa el sonido, a través de las otras dos pasa más. En general, las tuberías primera y segunda pueden estar compuestas por una pluralidad de tuberías. Entonces tenemos

El aislamiento acústico de una T de la sección S 3 a la sección S 3.i está determinado por la fórmula

Tenga en cuenta que, debido a consideraciones aerohidrodinámicas en las T, se esfuerzan por garantizar que el área de la sección transversal de la primera tubería sea igual a la suma del área de la sección transversal en las ramas.

Supresor de ruido reactivo (cámara) R4. El silenciador de cámara es un tubo acústicamente estrecho con una sección transversal S 4 , que pasa a otro tubo acústicamente estrecho de gran sección transversal S 4.1 con una longitud l, llamado cámara, y luego pasa de nuevo a un tubo acústicamente estrecho con una sección transversal S 4 . Usemos aquí también la teoría de la línea larga. Reemplazando la impedancia característica en la conocida fórmula para el aislamiento acústico de una capa de espesor arbitrario en incidencia normal de ondas sonoras por los recíprocos correspondientes del área de la tubería, obtenemos la fórmula para el aislamiento acústico de un silenciador de cámara

donde k es el número de onda. El aislamiento acústico de un silenciador de cámara alcanza su valor máximo en sin(kl)= 1, es decir a

donde n = 1, 2, 3, … Frecuencia de máxima insonorización

donde c es la velocidad del sonido en el aire. Si se utilizan varias cámaras en un silenciador de este tipo, entonces la fórmula de reducción de sonido debe aplicarse secuencialmente de cámara a cámara, y el efecto total se calcula aplicando, por ejemplo, el método de condiciones límite. Los silenciadores de cámara eficientes a veces requieren grandes dimensiones generales. Pero su ventaja es que pueden ser efectivos en cualquier frecuencia, incluidas las bajas frecuencias, donde los bloqueadores activos son prácticamente inútiles.

La zona de gran aislamiento acústico de los silenciadores de cámara cubre bandas de frecuencia bastante amplias que se repiten, pero también tienen zonas de transmisión periódica de sonido que son muy estrechas en frecuencia. Para aumentar la eficiencia y ecualizar la respuesta de frecuencia, un silenciador de cámara a menudo está revestido en el interior con un absorbente de sonido.

apagador R 5 . El amortiguador es estructuralmente una placa delgada con un área S 5 y un espesor δ 5, sujeta entre las bridas de la tubería, el orificio en el que el área S 5.1 es menor que el diámetro interior de la tubería (u otro tamaño característico). Insonorización de una válvula de mariposa de este tipo.

donde c es la velocidad del sonido en el aire. En el primer método, el problema principal para nosotros al desarrollar un nuevo método es la evaluación de la precisión y confiabilidad del resultado del cálculo acústico del sistema. Determinemos la precisión y confiabilidad del resultado del cálculo de la potencia de sonido que ingresa a la habitación ventilada; en este caso, los valores

Reescribamos esta expresión en la siguiente notación para la suma algebraica, a saber

Tenga en cuenta que el error máximo absoluto de un valor aproximado es la diferencia máxima entre su valor exacto y 0 y el y aproximado, es decir, ± ε= y 0 - y. El error máximo absoluto de la suma algebraica de varios valores aproximados y i es igual a la suma de los valores absolutos de los errores absolutos de los términos:

Aquí se adopta el caso menos favorable, cuando los errores absolutos de todos los términos tienen el mismo signo. En realidad, los errores parciales pueden tener diferentes signos y estar distribuidos de acuerdo con diferentes leyes. Muy a menudo en la práctica, los errores de la suma algebraica se distribuyen de acuerdo con la ley normal (distribución de Gauss). Consideremos estos errores y comparémoslos con el valor correspondiente del error máximo absoluto. Definamos esta cantidad bajo el supuesto de que cada término algebraico y 0i de la suma se distribuye según la ley normal con el centro M(y 0i) y el estándar

Entonces la suma también sigue la ley de distribución normal con expectativa matemática

El error de la suma algebraica se define como:

Entonces se puede argumentar que con una confiabilidad igual a la probabilidad 2Φ(t), el error de la suma no excederá el valor

En 2Φ(t), = 0.9973, tenemos t = 3 = α y la estimación estadística casi con la máxima confiabilidad es el error de la suma (fórmula) El error máximo absoluto en este caso

Así ε 2Φ(t)<< ε. Проиллюстрируем это на примере результатов расчета по первому способу. Если для всех элементов имеем ε i = ε= ±3 дБ (удовлетворительная точность исходных данных) и n = 7, то получим ε= ε n = ±21 дБ, а (формула). Результат имеет совершенно неудовлетворительную точность, он неприемлем. Если для всех характерных элементов системы вентиляции воздуха имеем ε i = ε= ±1 дБ (очень высокая точность расчета каждого из элементов n) и тоже n = 7, то получим ε= ε n = ±7 дБ, а (формула).

Aquí, el resultado en la estimación probabilística de errores en primera aproximación puede ser más o menos aceptable. Por lo tanto, la estimación probabilística de errores es preferible y debe utilizarse para seleccionar el "margen de ignorancia", que se propone utilizar en el cálculo acústico del SVKV para garantizar que se cumplan los estándares de ruido permisibles en una habitación ventilada ( esto no se ha hecho antes).

Pero la estimación probabilística de los errores de resultado también indica en este caso que es difícil lograr una alta precisión de los resultados de cálculo por el primer método incluso para circuitos muy simples y un sistema de ventilación de baja velocidad. Para circuitos UTCS simples, complejos, de baja y alta velocidad, la precisión y confiabilidad satisfactorias de dicho cálculo se pueden lograr en muchos casos solo mediante el segundo método.

El segundo método de cálculo acústico.. En los barcos, se ha utilizado durante mucho tiempo un método de cálculo, basado en parte en dependencias analíticas, pero decisivamente en datos experimentales. Usamos la experiencia de tales cálculos en barcos para edificios modernos. Luego, en una habitación ventilada servida por un j-ésimo distribuidor de aire, los niveles de ruido L j , dB, en el punto de diseño deben determinarse mediante la siguiente fórmula:

donde L wi es la potencia sonora, dB, generada en el i-ésimo elemento del UCS, R i es el aislamiento acústico en el i-ésimo elemento del UCS, dB (ver el primer método),

un valor que tiene en cuenta la influencia de la habitación en el ruido que contiene (en la literatura de construcción, a veces se usa B en lugar de Q). Aquí r j es la distancia desde el j-ésimo distribuidor de aire hasta el punto de diseño de la habitación, Q es la constante de absorción acústica de la habitación y los valores χ, Φ, Ω, κ son coeficientes empíricos (χ es la influencia del campo cercano coeficiente, Ω es el ángulo de radiación espacial de la fuente, Φ es el factor de directividad de la fuente, κ es el coeficiente de violación de la difusividad del campo sonoro).

Si se colocan m distribuidores de aire en la habitación de un edificio moderno, el nivel de ruido de cada uno de ellos en el punto calculado es L j , entonces el ruido total de todos ellos debe estar por debajo de los niveles de ruido aceptables para una persona, a saber:

donde LH es el estándar de ruido sanitario. Según el segundo método de cálculo acústico, la potencia sonora L wi generada en todos los elementos del UHCS, y el aislamiento acústico R i que se produce en todos estos elementos, para cada uno de ellos se determina experimentalmente de forma preliminar. El hecho es que durante la última década y media o dos décadas, la tecnología electrónica de mediciones acústicas, combinada con una computadora, ha progresado mucho.

Como resultado, las empresas que producen elementos de SVKV deben indicar en los pasaportes y catálogos las características L wi y R i medidas de acuerdo con las normas nacionales e internacionales. Así, el segundo método tiene en cuenta la generación de ruido no solo en el ventilador (como en el primer método), sino también en todos los demás elementos del UHCS, que pueden ser significativos para sistemas de media y alta velocidad.

Además, dado que es imposible calcular el aislamiento acústico R i de elementos del sistema como acondicionadores de aire, unidades de calefacción, dispositivos de control y distribución de aire, por lo tanto, no están en el primer método. Pero se puede determinar con la precisión requerida mediante medidas estándar, lo que ahora se hace con el segundo método. Como resultado, el segundo método, a diferencia del primero, cubre casi todos los esquemas SVKV.

Y, finalmente, el segundo método tiene en cuenta la influencia de las propiedades de la habitación sobre el ruido en la misma, así como los valores de ruido aceptables para una persona según los códigos y reglamentos de construcción vigentes en este caso. La principal desventaja del segundo método es que no tiene en cuenta la interacción acústica entre los elementos del sistema: fenómenos de interferencia en las tuberías.

La suma de la potencia sonora de las fuentes de ruido en vatios, y del aislamiento acústico de los elementos en decibelios, según la fórmula indicada para el cálculo acústico de UHCS, sólo es válida, al menos, cuando no exista interferencia de ondas sonoras en el sistema. Y cuando hay interferencia en las tuberías, puede ser una fuente de sonido potente, en el que, por ejemplo, se basa el sonido de algunos instrumentos musicales de viento.

El segundo método ya se ha incluido en el libro de texto y las pautas para construir proyectos de cursos de acústica para estudiantes de último año de la Universidad Politécnica Estatal de San Petersburgo. No tener en cuenta los fenómenos de interferencia en las tuberías aumenta el "margen de ignorancia" o requiere, en casos críticos, el refinamiento experimental del resultado hasta el grado requerido de precisión y confiabilidad.

Para la elección del "margen de ignorancia", como se muestra arriba para el primer método, es preferible la estimación del error probabilístico, que se propone utilizar en el cálculo acústico del SVKV de los edificios para garantizar que se cumplen los estándares de ruido permisibles en los locales. se cumplen al diseñar edificios modernos.

El tercer método de cálculo acústico.. Este método tiene en cuenta los procesos de interferencia en una tubería estrecha de una línea larga. Tal contabilidad puede mejorar dramáticamente la precisión y confiabilidad del resultado. Para este propósito, se propone aplicar para tuberías estrechas el "método de las impedancias" del académico de la Academia de Ciencias de la URSS y la Academia de Ciencias de Rusia Brekhovskikh L.M., que utilizó al calcular el aislamiento acústico de un número arbitrario de capas plano-paralelas.

Entonces, primero determinemos la impedancia de entrada de una capa plano-paralela con un espesor δ 2 , cuya constante de propagación del sonido γ 2 = β 2 + ik 2 e impedancia acústica Z 2 = ρ 2 c 2 . Denotemos la resistencia acústica en el medio frente a la capa de donde caen las ondas, Z 1 = ρ 1 c 1 , y en el medio detrás de la capa tenemos Z 3 = ρ 3 c 3 . Entonces, el campo de sonido en la capa, con la omisión del factor i ωt, será una superposición de ondas que viajan en las direcciones hacia adelante y hacia atrás, con presión de sonido

La impedancia de entrada de todo el sistema de capas (fórmula) se puede obtener mediante una aplicación simple (n - 1) veces de la fórmula anterior, luego tenemos

Apliquemos ahora, como en el primer método, la teoría de las líneas largas a un tubo cilíndrico. Y así, con interferencia en tuberías estrechas, tenemos la fórmula del aislamiento acústico en dB de una línea larga de un sistema de ventilación:

Las impedancias de entrada aquí se pueden obtener tanto, en casos simples, por cálculo, como, en todos los casos, por medición en una instalación especial con equipos acústicos modernos. De acuerdo con el tercer método, de manera similar al primero, tenemos la potencia de sonido proveniente del conducto de aire de descarga al final de una línea larga de UHVAC y que ingresa a la habitación ventilada de acuerdo con el esquema:

Luego viene la evaluación del resultado, como en el primer método con un "margen de ignorancia", y el nivel de presión sonora de la sala L, como en el segundo método. Finalmente, obtenemos la siguiente fórmula básica para el cálculo acústico del sistema de ventilación y climatización de edificios:

Con la fiabilidad de cálculo 2Φ(t)=0,9973 (prácticamente el mayor grado de fiabilidad), tenemos t = 3 y los valores de error son 3σ Li y 3σ Ri. Con confiabilidad 2Φ(t)= 0.95 (alto grado de confiabilidad) tenemos t = 1.96 y los valores de error son aproximadamente 2σ Li y 2σ Ri. Con confiabilidad 2Φ(t)= 0.6827 (evaluación de confiabilidad de ingeniería) tenemos t = 1.0 y los valores de error son iguales a σ Li y σ Ri El tercer método, dirigido al futuro, es más preciso y confiable, pero también más complejo: requiere altas calificaciones en los campos de acústica de edificios, teoría de probabilidades y matemáticas. estadísticas y tecnología de medición moderna.

Es conveniente usarlo en cálculos de ingeniería utilizando tecnología informática. Según el autor, se puede proponer como un nuevo método de cálculo acústico de los sistemas de ventilación y aire acondicionado de los edificios.

Resumiendo

La solución de problemas urgentes de desarrollar un nuevo método de cálculo acústico debe tener en cuenta lo mejor de los métodos existentes. Se propone un nuevo método de cálculo acústico del UTCS de edificios, que tiene un mínimo “margen de ignorancia” BB, debido a la inclusión de errores por los métodos de teoría de probabilidad y estadística matemática y la consideración de fenómenos de interferencia por el método de impedancia. .

La información sobre el nuevo método de cálculo presentada en el artículo no contiene algunos de los detalles necesarios obtenidos por investigaciones y prácticas de trabajo adicionales, y que constituyen el "saber hacer" del autor. El objetivo final del nuevo método es proporcionar una opción de un conjunto de medios para reducir el ruido del sistema de ventilación y aire acondicionado de los edificios, lo que aumenta, en comparación con el existente, la eficiencia, reduciendo el peso y el costo de HVAC.

Los reglamentos técnicos en el campo de la construcción industrial y civil aún no están disponibles, por lo tanto, los desarrollos en el campo, en particular, la reducción de ruido en edificios UHV son relevantes y deben continuar al menos hasta que se adopten dichos reglamentos.

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23. Ley Federal del 1 de mayo de 2007 No. 65-FZ "Sobre las modificaciones a la Ley Federal "Sobre el Reglamento Técnico".

Los sistemas de ventilación son ruidosos y vibran. La intensidad y el área de propagación del sonido dependen de la ubicación de las unidades principales, la longitud de los conductos de aire, el rendimiento general, así como el tipo de edificio y su propósito funcional. El cálculo del ruido de ventilación está diseñado para seleccionar los mecanismos de funcionamiento y los materiales utilizados, en los que no excederá los valores normativos, y se incluye en el diseño de los sistemas de ventilación como uno de los puntos.

Los sistemas de ventilación constan de elementos separados, cada uno de los cuales es una fuente de sonidos desagradables:

• Para un ventilador, esto puede ser una pala o un motor. La cuchilla hace ruido debido a una fuerte caída de presión en un lado y en el otro. Motor - por avería o instalación incorrecta. Las unidades de refrigeración hacen ruido por las mismas razones, además del mal funcionamiento del compresor.
• Conductos de aire. Hay dos razones: la primera es la formación de vórtices del aire que golpea las paredes. Hablamos de esto con más detalle en el artículo. El segundo es un zumbido en lugares donde cambia la sección transversal del conducto. Los problemas se resuelven reduciendo la velocidad del movimiento del gas.
• Construcción de edificio. Ruido lateral de vibraciones de ventiladores y otras instalaciones transmitidas a los elementos del edificio. La solución se lleva a cabo mediante la instalación de soportes o juntas especiales para amortiguar las vibraciones. Un buen ejemplo es un aire acondicionado en un apartamento: si la unidad exterior no está fijada en todos los puntos, o los instaladores se olvidaron de poner protectores, entonces su funcionamiento puede causar molestias acústicas a los propietarios de la instalación o a sus vecinos.

Métodos de transferencia

Hay tres rutas de propagación del sonido y, para calcular la carga de sonido, debe saber exactamente cómo se transmite en las tres formas:

• Aerotransportado: ruido de instalaciones en funcionamiento. Distribuida tanto en el interior como en el exterior del edificio. La principal fuente de estrés para las personas. Por ejemplo, una tienda grande, que tiene acondicionadores de aire y unidades de refrigeración ubicadas en la parte trasera del edificio. Las ondas de sonido se propagan en todas las direcciones hacia las casas cercanas.
• Hidráulica: Fuente de ruido - tuberías de líquido. Las ondas sonoras se transmiten a largas distancias por todo un edificio. Es causado por un cambio en el tamaño de la sección de la tubería y un mal funcionamiento del compresor.
• Vibrante: fuente - estructuras de construcción. Causado por la instalación incorrecta de ventiladores u otras partes del sistema. Se transmite por todo el edificio y más allá.

Algunos especialistas utilizan investigaciones científicas de otros países en sus cálculos. Por ejemplo, hay una fórmula publicada en una revista alemana: calcula la generación de sonido por las paredes de un conducto de aire, en función de la velocidad del flujo de aire.

Método de medición

A menudo se requiere medir el nivel de ruido permisible o la intensidad de vibración en sistemas de ventilación operativos ya instalados. El método clásico de medición implica el uso de un dispositivo especial llamado "medidor de nivel de sonido": determina la fuerza de propagación de las ondas sonoras. La medición se realiza mediante tres filtros que le permiten cortar sonidos no deseados fuera del área estudiada. El primer filtro: mide el sonido, cuya intensidad no supera los 50 dB. El segundo es de 50 a 85 dB. El tercero supera los 80 dB.

Las vibraciones se miden en Hertz (Hz) para varios puntos. Por ejemplo, en las inmediaciones de la fuente de ruido, luego a cierta distancia, luego en el punto más distante.

Normas y reglas

Las reglas para calcular el ruido de la operación de ventilación y los algoritmos para realizar los cálculos se especifican en SNiP 23-03-2003 "Protección contra el ruido"; GOST 12.1.023-80 “Sistema de normas de seguridad laboral (SSBT). Ruido. Métodos para establecer los valores de las características de ruido de las máquinas estacionarias.

Al determinar la carga de sonido cerca de edificios, debe recordarse que los valores estándar se dan para ventilación mecánica intermitente y ventanas abiertas. Si se tienen en cuenta las ventanas cerradas y un sistema de intercambio de aire forzado capaz de proporcionar la multiplicidad de diseño, entonces se utilizan otros parámetros como normas. El nivel máximo de ruido alrededor del edificio se incrementa al límite, lo que permite mantener los parámetros normativos dentro del edificio.

Los requisitos de carga de sonido para edificios residenciales y públicos dependen de su categoría:

1. A es la mejor condición.
2. B - ambiente confortable.
3. B es el nivel de ruido en el límite límite.

Cálculo acústico

Los diseñadores lo utilizan para determinar la reducción del ruido. La tarea principal del cálculo acústico es calcular el espectro activo de cargas de sonido en todos los puntos determinados de antemano y comparar el valor obtenido con el máximo permitido normativo. Si es necesario, reducir a los estándares establecidos.

El cálculo se realiza de acuerdo con las características de ruido de los equipos de ventilación, deben indicarse en la documentación técnica.

Puntos de asentamiento:

• sitio de instalación directa del equipo;
• locales contiguos;
• todas las habitaciones donde funciona el sistema de ventilación, incluidos los sótanos;
• salas para aplicaciones de tránsito de canales de aire;
• lugares de suministro de entrada o salida de escape.

El cálculo acústico se realiza según dos fórmulas principales, cuya elección depende de la ubicación del punto.

1. El punto de cálculo se toma en el interior del edificio, en las inmediaciones del ventilador. La presión sonora depende de la potencia y el número de ventiladores, la direccionalidad de las ondas y otros parámetros. La fórmula 1 para determinar los niveles de presión de sonido de octava de uno o más ventiladores se ve así:

donde L Pi es la potencia sonora en cada octava;
∆L pomi - disminución de la intensidad de la carga de ruido asociada con el movimiento multidireccional de las ondas sonoras y pérdidas de potencia por propagación en el aire;

Según la fórmula 2, ∆L viene determinado por mi:

donde Фi es el factor adimensional del vector de propagación de onda;
S es el área de una esfera o semiesfera que capta el abanico y el punto de cálculo, m 2;
B es el valor constante de la constante acústica en la sala, m 2 .

1. El punto de asentamiento se toma fuera del edificio en el área circundante. El sonido del funcionamiento se propaga a través de las paredes de los conductos de ventilación, las rejillas y la carcasa del ventilador. Se supone condicionalmente que la fuente de ruido es puntual (la distancia desde el ventilador hasta la posición calculada es un orden de magnitud mayor que el tamaño del aparato). Luego, el nivel de presión de ruido de octava se calcula mediante la fórmula 3:

donde L Pocti - octava de potencia de la fuente de ruido, dB;
∆L Pneti - pérdida de potencia sonora durante su propagación a través del conducto, dB;
∆L ni - índice de directividad de la radiación del sonido, dB;
r - longitud del segmento desde el ventilador hasta el punto de cálculo, m;
W es el ángulo de radiación del sonido en el espacio;
b a - reducción de la intensidad del ruido en la atmósfera, dB/km.

Si varias fuentes de ruido actúan en un punto, por ejemplo, un ventilador y un acondicionador de aire, entonces el método de cálculo cambia ligeramente. No puede simplemente tomar y sumar todas las fuentes, por lo que los diseñadores experimentados van por el otro lado, eliminando todos los datos innecesarios. Se calcula la diferencia entre la fuente más grande y la menos intensa, y el valor resultante se compara con el parámetro estándar y se suma al nivel de la más grande.

Reducción de la carga de sonido del funcionamiento del ventilador

Existe un conjunto de medidas que permiten nivelar los factores de ruido del funcionamiento del ventilador que resultan desagradables al oído humano:

• Elección del equipo. Un diseñador profesional, a diferencia de un aficionado, siempre presta atención al ruido del sistema y selecciona ventiladores que proporcionan parámetros de microclima estándar, pero al mismo tiempo sin un gran margen de potencia. Hay una amplia gama de ventiladores con silenciadores en el mercado, protegen bien de sonidos y vibraciones desagradables.
• Elección del lugar de instalación. El equipo de ventilación potente se monta solo fuera de las instalaciones con servicio: puede ser un techo o una cámara especial. Por ejemplo, si coloca un ventilador en el ático de una casa de paneles, los residentes del último piso sentirán incomodidad de inmediato. Por lo tanto, solo se utilizan ventiladores de techo en tales casos.
• Selección de la velocidad de circulación del aire por los canales. Los diseñadores proceden del cálculo acústico. Por ejemplo, para un conducto de aire clásico de 300×900 mm, no supera los 10 m/s.
• Aislamiento de vibraciones, aislamiento acústico y blindaje. El aislamiento de vibraciones implica la instalación de soportes especiales que amortiguan las vibraciones. La insonorización se realiza pegando las cajas con un material especial. El blindaje implica cortar una fuente de sonido de un edificio o habitación usando un escudo.

El cálculo del ruido de los sistemas de ventilación implica encontrar tales soluciones técnicas cuando el funcionamiento del equipo no interfiere con las personas. Esta es una tarea compleja que requiere habilidades y experiencia en esta área.

Mega.ru se ha ocupado de la ventilación y de la creación de condiciones microclimáticas óptimas durante mucho tiempo. Nuestros expertos resuelven problemas de cualquier complejidad. Trabajamos en Moscú y las regiones limítrofes. El servicio de soporte técnico responderá todas las consultas a través de los números de teléfono que figuran en la página. La colaboración remota es posible. ¡Contáctenos!

Descripción:

Las normas y reglamentos vigentes en el país estipulan que los proyectos deben prever medidas de protección contra el ruido de los equipos utilizados para el soporte de la vida humana. Dicho equipo incluye sistemas de ventilación y aire acondicionado.

Cálculo acústico como base para el diseño de un sistema de ventilación (aire acondicionado) de bajo ruido

VP Gusev, doctor en tecnología. ciencias, jefe. laboratorio de protección contra el ruido para equipos de ingeniería y ventilación (NIISF)

Las normas y reglamentos vigentes en el país estipulan que los proyectos deben prever medidas de protección contra el ruido de los equipos utilizados para el soporte de la vida humana. Dicho equipo incluye sistemas de ventilación y aire acondicionado.

La base para el diseño de la atenuación del sonido de los sistemas de ventilación y aire acondicionado es el cálculo acústico, una aplicación obligatoria para el proyecto de ventilación de cualquier objeto. Las tareas principales de dicho cálculo son: determinación del espectro de octava del ruido de ventilación estructural en el aire en los puntos calculados y su reducción requerida comparando este espectro con el espectro permisible de acuerdo con las normas higiénicas. Tras la selección de las medidas constructivas y acústicas para asegurar la reducción del ruido requerida, se realiza un cálculo de verificación de los niveles de presión sonora esperados en los mismos puntos de diseño, teniendo en cuenta la eficacia de dichas medidas.

Los materiales proporcionados a continuación no pretenden ser completos en la presentación del método de cálculo acústico de los sistemas de ventilación (instalaciones). Contienen información que aclara, complementa o revela de forma novedosa varios aspectos de esta técnica utilizando el ejemplo del cálculo acústico de un ventilador como principal fuente de ruido en un sistema de ventilación. Los materiales se utilizarán en la preparación de un conjunto de reglas para el cálculo y diseño de la atenuación del ruido de las instalaciones de ventilación para el nuevo SNiP.

Los datos iniciales para el cálculo acústico son las características de ruido del equipo - niveles de potencia sonora (SPL) en bandas de octava con frecuencias medias geométricas de 63, 125, 250, 500, 1.000, 2.000, 4.000, 8.000 Hz. Para cálculos indicativos, a veces se utilizan niveles de potencia de sonido corregidos de fuentes de ruido en dBA.

Los puntos calculados están ubicados en hábitats humanos, en particular, en el lugar donde está instalado el ventilador (en la cámara de ventilación); en habitaciones o en áreas adyacentes al sitio de instalación del ventilador; en habitaciones servidas por un sistema de ventilación; en habitaciones por donde pasan conductos de aire en tránsito; en la zona del dispositivo de entrada o salida de aire, o solo la entrada de aire para recirculación.

El punto calculado está en la habitación donde está instalado el ventilador.

En general, los niveles de presión sonora en una habitación dependen de la potencia sonora de la fuente y el factor de directividad de la emisión de ruido, el número de fuentes de ruido, la ubicación del punto de diseño en relación con la fuente y las estructuras del edificio circundante, y el tamaño y calidades acústicas de la sala.

Los niveles de presión sonora de octava generados por el ventilador (ventiladores) en el sitio de instalación (en la cámara de ventilación) son iguales a:

donde Фi es el factor de directividad de la fuente de ruido (adimensional);

S es el área de una esfera imaginaria o parte de ella que rodea la fuente y pasa por el punto calculado, m 2 ;

B es la constante acústica de la sala, m 2 .

El punto calculado se encuentra en la habitación adyacente a la habitación donde está instalado el ventilador.

Los niveles de octava de ruido aéreo que penetran a través de la valla en la habitación aislada adyacente a la habitación donde está instalado el ventilador están determinados por la capacidad de insonorización de las vallas de la habitación ruidosa y las cualidades acústicas de la habitación protegida, que se expresa mediante la fórmula:

donde L w - nivel de presión sonora de octava en la habitación con una fuente de ruido, dB;

R - aislamiento del ruido aéreo por la estructura de cerramiento a través de la cual penetra el ruido, dB;

S - área de la envolvente del edificio, m 2 ;

B u - constante acústica de la habitación aislada, m 2 ;

k - coeficiente que tiene en cuenta la violación de la difusividad del campo de sonido en la habitación.

El punto calculado se encuentra en la habitación servida por el sistema.

El ruido del ventilador se propaga por el conducto de aire (air duct), se atenúa parcialmente en sus elementos y penetra en el ambiente atendido a través de las rejillas de distribución y toma de aire. Los niveles de octava de la presión del sonido en una habitación dependen de la cantidad de reducción de ruido en el conducto de aire y de las cualidades acústicas de esta habitación:

donde L Pi es el nivel de potencia sonora en la i-ésima octava radiada por el ventilador hacia el conducto de aire;

D L networki - atenuación en el canal de aire (en la red) entre la fuente de ruido y la habitación;

D L recuerda - lo mismo que en la fórmula (1) - fórmula (2).

Atenuación en la red (en el canal de aire) Red D L R: la suma de la atenuación en sus elementos, ubicados secuencialmente a lo largo de las ondas de sonido. La teoría energética de la propagación del sonido a través de las tuberías supone que estos elementos no se influyen entre sí. De hecho, una secuencia de elementos perfilados y secciones rectas forman un sistema de onda única, en el que el principio de independencia de la atenuación en el caso general no puede justificarse en tonos sinusoidales puros. Al mismo tiempo, en bandas de frecuencia de octava (ancha), las ondas estacionarias creadas por componentes sinusoidales individuales se compensan entre sí y, por lo tanto, el enfoque energético, que no tiene en cuenta el patrón de onda en los conductos de aire y considera el flujo de energía del sonido, puede considerarse justificado.

La atenuación en tramos rectos de conductos de aire fabricados con material laminar se debe a pérdidas por deformación de paredes y emisión de sonido al exterior. La disminución en el nivel de potencia de sonido D L R por 1 m de longitud de secciones rectas de conductos de aire metálicos, dependiendo de la frecuencia, se puede juzgar a partir de los datos de la Fig. una.

Como se puede observar, en conductos rectangulares, la atenuación (descenso de SAM) disminuye al aumentar la frecuencia del sonido, mientras que en un conducto circular aumenta. En presencia de aislamiento térmico en conductos de aire metálicos, que se muestra en la fig. Los valores de 1 deben ser aproximadamente el doble.

El concepto de atenuación (reducción) del nivel de flujo de energía sonora no se puede identificar con el concepto de cambio en el nivel de presión sonora en el conducto de aire. A medida que una onda de sonido viaja a través de un canal, la cantidad total de energía que transporta disminuye, pero esto no se debe necesariamente a una disminución en el nivel de presión del sonido. En un canal que se estrecha, a pesar de la atenuación del flujo de energía total, el nivel de presión sonora puede aumentar debido a un aumento en la densidad de energía sonora. Por el contrario, en un conducto en expansión, la densidad de energía (y el nivel de presión sonora) pueden disminuir más rápidamente que la potencia sonora total. La atenuación del sonido en una sección de sección transversal variable es igual a:

(5)

donde L 1 y L 2 son los niveles de presión sonora promedio en las secciones inicial y final de la sección del canal a lo largo de las ondas sonoras;

F 1 y F 2 - áreas transversales, respectivamente, al principio y al final de la sección del canal.

La atenuación en curvas (en codos, curvas) con paredes lisas, cuya sección transversal es menor que la longitud de onda, está determinada por la reactancia del tipo de masa adicional y la aparición de modos de orden superior. La energía cinética del flujo en el giro sin cambiar la sección transversal del canal aumenta debido a la falta de uniformidad resultante del campo de velocidad. El giro cuadrado actúa como un filtro de paso bajo. La cantidad de reducción de ruido en un giro en el rango de onda plana viene dada por una solución teórica exacta:

(6)

donde K es el módulo del coeficiente de transmisión del sonido.

Para a ≥ l/2, el valor de K es igual a cero, y la onda de sonido del plano incidente es teóricamente reflejada completamente por la rotación del canal. La máxima reducción de ruido se observa cuando la profundidad de giro es aproximadamente la mitad de la longitud de onda. El valor del módulo teórico del coeficiente de transmisión del sonido a través de giros rectangulares se puede juzgar a partir de la Fig. 2.

En diseños reales, según los datos de los trabajos, la atenuación máxima es de 8-10 dB, cuando cabe la mitad de la longitud de onda en el ancho del canal. Con el aumento de la frecuencia, la atenuación disminuye a 3-6 dB en la región de longitudes de onda cercanas en magnitud al doble del ancho del canal. Luego, nuevamente aumenta suavemente a altas frecuencias, alcanzando 8-13 dB. En la fig. La figura 3 muestra las curvas de atenuación del ruido en los giros del canal para ondas planas (curva 1) y para incidencia de sonido difusa y aleatoria (curva 2). Estas curvas se obtienen sobre la base de datos teóricos y experimentales. La presencia de un máximo de reducción de ruido en a = l/2 se puede utilizar para reducir el ruido con componentes discretos de baja frecuencia ajustando los tamaños de los canales en los turnos a la frecuencia de interés.

La reducción de ruido en giros de menos de 90° es aproximadamente proporcional al ángulo de giro. Por ejemplo, la reducción de ruido en un giro de 45° es igual a la mitad de la reducción de ruido en un giro de 90°. En curvas con un ángulo inferior a 45° no se tiene en cuenta la reducción de ruido. Para curvas suaves y curvas rectas de conductos de aire con paletas guía, la reducción de ruido (nivel de potencia de sonido) se puede determinar utilizando las curvas de la Fig. cuatro

En los canales de ramificación, cuyas dimensiones transversales son menos de la mitad de la longitud de onda de la onda de sonido, las causas físicas de atenuación son similares a las causas de atenuación en curvas y curvas. Esta atenuación se determina de la siguiente manera (Fig. 5).

Basado en la ecuación de continuidad del medio:

A partir de la condición de continuidad de la presión (r p + r 0 = r pr) y la ecuación (7), la potencia sonora transmitida se puede representar mediante la expresión

y la reducción del nivel de potencia sonora en el área de la sección transversal del ramal

	(11)
	(12)
	(13)

Con un cambio repentino en la sección transversal de un canal con dimensiones transversales inferiores a la mitad de la longitud de onda (Fig. 6 a), se puede determinar una disminución en el nivel de potencia del sonido de la misma manera que con la ramificación.

La fórmula de cálculo para tal cambio en la sección transversal del canal tiene la forma

(14)

donde m es la relación entre el área de la sección transversal más grande del canal y la más pequeña.

La reducción en los niveles de potencia del sonido cuando los tamaños de los canales son mayores que las medias longitudes de onda no planas debido a un estrechamiento repentino del canal es

Si el canal se expande o se estrecha gradualmente (Fig. 6 b y 6 d), entonces la disminución del nivel de potencia sonora es igual a cero, ya que no hay reflexión de ondas con una longitud inferior a las dimensiones del canal.

En elementos simples de los sistemas de ventilación, se toman los siguientes valores de reducción en todas las frecuencias: calentadores y enfriadores de aire 1,5 dB, acondicionadores de aire centrales 10 dB, filtros de malla 0 dB, la unión del ventilador a la red de conductos de aire 2 dB.

La reflexión del sonido desde el extremo del conducto ocurre si la dimensión transversal del conducto es menor que la longitud de la onda sonora (Fig. 7).

Si una onda plana se propaga, entonces no hay reflexión en un conducto grande y podemos suponer que no hay pérdidas por reflexión. Sin embargo, si una abertura conecta una habitación grande y un espacio abierto, entonces solo las ondas sonoras difusas dirigidas hacia la abertura, cuya energía es igual a una cuarta parte de la energía del campo difuso, ingresan a la abertura. Por tanto, en este caso, el nivel de intensidad del sonido se atenúa en 6 dB.

Las características de la directividad de la emisión de sonido por las rejillas de distribución de aire se muestran en la fig. ocho.

Cuando la fuente de ruido está ubicada en el espacio (por ejemplo, en una columna en una habitación grande) S = 4p r 2 (radiación en una esfera completa); en la parte media de la pared, pisos S = 2p r 2 (radiación hacia el hemisferio); en un ángulo diédrico (radiación en 1/4 de esfera) S = p r 2 ; en el ángulo triédrico S = p r 2 /2.

La atenuación del nivel de ruido en la habitación se determina mediante la fórmula (2). El punto calculado se selecciona en el lugar de residencia permanente de las personas más cercano a la fuente de ruido, a una distancia de 1,5 m del suelo. Si el ruido en el punto de diseño lo crean varias rejillas, el cálculo acústico se realiza teniendo en cuenta su impacto total.

Cuando la fuente de ruido es un tramo de un conducto de aire de tránsito que atraviesa el local, los datos iniciales para el cálculo según la fórmula (1) son los niveles de potencia sonora en octavas del ruido emitido por el mismo, determinados por la fórmula aproximada:

donde L pi es el nivel de potencia sonora de la fuente en la i-ésima banda de frecuencia de octava, dB;

D L' Рneti - atenuación en la red entre la fuente y la sección de tránsito bajo consideración, dB;

R Ti - aislamiento acústico de la estructura de la sección de tránsito del conducto de aire, dB;

S T - superficie de la sección de tránsito, que entra en la habitación, m 2 ;

F T - área de la sección transversal de la sección del conducto, m 2 .

La fórmula (16) no tiene en cuenta el aumento de la densidad de energía sonora en el conducto debido a las reflexiones; las condiciones de incidencia y paso del sonido a través de la estructura de conductos son significativamente diferentes a las del paso del sonido difuso a través de los recintos de la sala.

Los puntos de asentamiento están ubicados en el territorio adyacente al edificio.

El ruido del ventilador se propaga a través del conducto de aire y se irradia al espacio circundante a través de una rejilla o eje, directamente a través de las paredes de la carcasa del ventilador o de una tubería abierta cuando el ventilador está instalado fuera del edificio.

Cuando la distancia del ventilador al punto calculado es mucho mayor que sus dimensiones, la fuente de ruido puede considerarse como una fuente puntual.

En este caso, los niveles de presión sonora de octava en los puntos calculados están determinados por la fórmula

donde L Pocti es el nivel de octava de la potencia sonora de la fuente de ruido, dB;

D L Pseti - reducción total del nivel de potencia sonora a lo largo del trayecto de propagación del sonido en el conducto en la banda de octava considerada, dB;

D L ni - indicador de directividad de radiación de sonido, dB;

r - distancia desde la fuente de ruido hasta el punto calculado, m;

W - ángulo espacial de emisión de sonido;

b a - atenuación del sonido en la atmósfera, dB/km.

Si hay una fila de varios ventiladores, rejillas u otra fuente de ruido extendida de tamaño limitado, entonces el tercer término en la fórmula (17) se toma igual a 15 lgr.

Cálculo de ruido estructural

El ruido estructural en las habitaciones adyacentes a las cámaras de ventilación se produce como resultado de la transferencia de fuerzas dinámicas del ventilador al techo. El nivel de presión de sonido de octava en la habitación aislada adyacente está determinado por la fórmula

Para ventiladores ubicados en la sala técnica fuera del techo sobre la sala aislada:

(20)

donde L Pi es el nivel de potencia sonora en octava del ruido aéreo emitido por el ventilador en la cámara de ventilación, dB;

Z c - resistencia total a las olas de los elementos de los aisladores de vibraciones, en los que está instalada la máquina de refrigeración, N s / m;

Carril Z: impedancia de entrada del techo: la placa de soporte, en ausencia de un piso sobre una base elástica, la placa del piso, si está disponible, N s / m;

S - área de piso condicional de la sala técnica sobre la sala aislada, m 2;

S = S 1 para S 1 > S u /4; S = S u /4; con S 1 ≤ S u /4, o si la sala técnica no está ubicada sobre la sala aislada, pero tiene una pared común con ella;

S 1 - el área de la sala técnica sobre la sala aislada, m 2;

S u - área de la habitación aislada, m 2;

S en - el área total de la sala técnica, m 2;

R - Aislamiento propio del ruido aéreo por superposición, dB.

Determinación de la reducción de ruido requerida

La reducción requerida en los niveles de presión sonora de octava se calcula por separado para cada fuente de ruido (ventilador, grifería, grifería), pero al mismo tiempo, el número de fuentes de ruido del mismo tipo en términos del espectro de potencia sonora y la magnitud de la Se tienen en cuenta los niveles de presión sonora creados por cada uno de ellos en el punto calculado. En general, la reducción de ruido requerida para cada fuente debe ser tal que los niveles totales en todas las bandas de frecuencia de octava de todas las fuentes de ruido no excedan los niveles de presión de sonido permisibles.

En presencia de una fuente de ruido, la reducción requerida en los niveles de presión de sonido de octava está determinada por la fórmula

donde n es el número total de fuentes de ruido tenidas en cuenta.

El número total de fuentes de ruido n al determinar D L tr i la reducción requerida en los niveles de presión de sonido de octava en áreas urbanas debe incluir todas las fuentes de ruido que crean niveles de presión de sonido en el punto de diseño que difieren en menos de 10 dB.

Al determinar D L tri para puntos de diseño en una habitación protegida del ruido del sistema de ventilación, el número total de fuentes de ruido debe incluir:

Al calcular la reducción de ruido del ventilador requerida: la cantidad de sistemas que sirven a la habitación; no se tiene en cuenta el ruido generado por los dispositivos y accesorios de distribución de aire;

Al calcular la reducción de ruido requerida generada por los dispositivos de distribución de aire del sistema de ventilación considerado, - el número de sistemas de ventilación que sirven a la habitación; no se tiene en cuenta el ruido del ventilador, los dispositivos de distribución de aire y los accesorios;

Al calcular la reducción de ruido requerida generada por elementos perfilados y dispositivos de distribución de aire del ramal considerado, el número de elementos perfilados y estranguladores, cuyos niveles de ruido difieren entre sí en menos de 10 dB; el ruido del ventilador y rejillas no se tiene en cuenta.

Al mismo tiempo, el número total de fuentes de ruido tenidas en cuenta no tiene en cuenta las fuentes de ruido que crean en el punto de diseño el nivel de presión sonora 10 dB inferior al admisible, si su número no es superior a 3 y 15 dB. inferior al admisible, si su número no es superior a 10.

Como puede ver, el cálculo acústico no es una tarea fácil. La precisión necesaria de su solución es proporcionada por especialistas acústicos. La eficiencia de la supresión del ruido y el costo de su implementación dependen de la precisión del cálculo acústico realizado. Si se subestima el valor de la reducción de ruido requerida calculada, las medidas no serán lo suficientemente efectivas. En este caso, será necesario eliminar las deficiencias en la instalación operativa, lo que inevitablemente se asocia con costos significativos de materiales. Si se sobrestima la reducción de ruido requerida, los costos injustificados se imputan directamente al proyecto. Entonces, solo debido a la instalación de silenciadores, cuya longitud es 300-500 mm más larga de lo requerido, los costos adicionales para objetos medianos y grandes pueden ascender a 100-400 mil rublos o más.

Literatura

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6. Reducción del ruido en edificios y zonas residenciales. ed. G. L. Osipova, E. Ya. Yudina. Moscú: Stroyizdat, 1987.

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