Calcul acustic si acustica arhitecturala. Calculul acustic al sistemului de ventilație și aer condiționat în clădirile moderne Selectarea numărului de semnalizatoare într-un anumit tip de încăpere

Clădirea proiectată trebuie să fie echipată cu dispozitive de avertizare la incendiu de tip 2.

Pentru a alerta oamenii despre un incendiu, vor fi conectate la dispozitiv alarme de incendiu de tip Mayak-12-3M (OOO Elektrotekhnika i Avtomatika, Omsk, Rusia) și alarme luminoase „TS-2 SVT1048.11.110” (panel „Exit”). folosit S2000-4 (CJSC NVP Bolid).

Cablul rezistent la foc KPSEng(A)-FRLS-1x2x0,5 este utilizat pentru rețeaua de alarmă de incendiu.

Pentru e-mail tensiunea de alimentare a echipamentului U = 12 V, se utilizează o sursă electrică redundantă. sursa de alimentare "RIP-12" isp.01 cu capac pentru baterie reincarcabila. 7 Ah Baterii reîncărcabile sursa de e-mail sursele de alimentare asigură funcționarea echipamentului timp de cel puțin 24 de ore în modul standby și 1 oră în modul „Foc” când sursa principală de alimentare este oprită.

Cerințe de bază pentru SOUE sunt prevăzute în NPB 104-03 „Sisteme de avertizare și control pentru evacuarea persoanelor în caz de incendii în clădiri și structuri”:

3. Ipoteze de proiectare acceptate

Pe baza dimensiunilor geometrice ale spațiilor, toate spațiile sunt împărțite în doar trei tipuri:

„Coridorul” - lungimea depășește lățimea de 2 sau mai multe ori;
„Sală” - o suprafață de peste 40 mp. (nu este utilizat în acest calcul).

Am plasat un anunț într-o cameră de tip „Camere”.

4. Tabelul valorilor de atenuare audio

În aer, undele sonore sunt atenuate din cauza vâscozității aerului și a atenuării moleculare. Presiunea sonoră se atenuează proporțional cu logaritmul distanței (R) de la sirenă: F (R) = 20 lg (1/R). Figura 1 prezintă un grafic al atenuării presiunii sonore în funcție de distanța până la sursa de sunet F (R) =20 lg (1/R).

Orez. 1 - Graficul atenuării presiunii sonore în funcție de distanța până la sursa de sunet F (R) = 20 lg (1 / R)

Pentru a simplifica calculele, mai jos este un tabel cu valorile reale ale nivelurilor de presiune acustică de la anunțătorul Mayak-12-3M la diferite distanțe.

Tabel - Presiunea sonoră generată de o singură sirenă atunci când aceasta este pornită la 12V la o distanță diferită de sirenă.

5. Selectarea numărului de sirene dintr-un anumit tip de încăpere

Planurile de etaj arată dimensiunile geometrice și suprafața fiecărei încăperi.

În conformitate cu ipoteza făcută mai devreme, le împărțim în două tipuri:

"Camera" - suprafata pana la 40 mp;
„Coridorul” - lungimea depășește lățimea de 2 sau mai multe ori.

Este permisă plasarea unui anunț într-o cameră de tip „Camere”.

Într-o încăpere de tip „Coridor” – vor fi amplasate mai multe semnalizatoare, la distanță uniformă în toată încăperea.

Ca rezultat, se determină numărul de semnalizatoare dintr-o anumită cameră.

Selectarea unui „punct calculat” - un punct pe planul sonor în aceasta camera, pe cât posibil de sirenă, în care este necesar să se asigure un nivel sonor de cel puțin 15 dBA peste nivelul sonor admis de zgomot constant.

Ca rezultat, se determină lungimea liniei drepte care leagă punctul de montare a anunțului cu „punctul calculat”.

Punct de proiectare - un punct pe planul sonor dintr-o încăpere dată, cât mai departe posibil de sirenă, la care este necesar să se asigure un nivel sonor de cel puțin 15 dBA peste nivelul sonor admis de zgomot constant, conform NPB 104 -03 p.3.15.

Pe baza SNIP 23-03-2003 paragraful 6 „Norme de zgomot permis” și „Tabelul 1” prezentate în același loc, derivăm valorile nivelului de zgomot admisibil pentru o pensiune de specialiști în muncă egale la 60 dB.

La calcul, trebuie luată în considerare atenuarea semnalului la trecerea prin uși:

protectie la foc -30 dB(A);
standard -20 dB(A)

Convenții

Acceptăm următoarele convenții:

N sub. – înălțimea suspensiei sirenei de la podea;
1,5m - nivel la 1,5 metri de podea, la acest nivel exista un plan sonor;
h1 - exces peste nivelul de 1,5 m până la punctul de suspendare;
W este lățimea camerei;
D - lungimea camerei;
R este distanța de la anunț până la „punctul calculat”;
L - proiecția R (distanța de la anunț până la nivelul de 1,5 m pe peretele opus);
S este zona sunetului.

5.1 Calcul pentru tipul de cameră „Cameră”

Să definim „punctul calculat” - punctul care este cât mai departe posibil de anunț.

Pentru suspendare, se aleg pereții „mai mici”, opuși pe lungimea încăperii, în conformitate cu NPB 104-03 din clauza 3.17.

Orez. 2 - Proiecția verticală a montajului anunțului de perete pe airbag

Amplasăm anunțul în mijlocul „Camerei” - în centrul părții scurte, așa cum se arată în Fig. 3

Orez. 3 - Amplasarea sirenei în mijlocul „Camerei”

Pentru a calcula mărimea R, este necesar să aplicați teorema lui Pitagora:

D - lungimea camerei, conform planului, este de 6.055 m;
W - latimea camerei, conform planului, este de 2.435 m;
Dacă sirena va fi plasată peste 2,3 m, atunci în loc de 0,8 m, trebuie să luați dimensiunea h1 care depășește înălțimea suspensiei peste nivelul de 1,5 m.

5.1.1 Determinați nivelul presiunii acustice la punctul de proiectare:

P \u003d Rdb + F (R) \u003d 105 + (-15,8) \u003d 89,2 (dB)

Pdb - presiunea sonoră difuzorului, conform celor. informația către semnalizatorul Mayak-12-3M este de 105 dB;
F (R) - dependența presiunii sonore de distanță, egală cu -15,8 dB conform Fig. 1 când R=6,22 m.

5.1.2 Determinați valoarea presiunii acustice, în conformitate cu NPB 104-03 p.3.15:

5.1.3 Verificarea corectitudinii calculului:

P \u003d 89.2\u003e P r.t. \u003d 75 (condiția este îndeplinită)

SOUEîntr-o zonă protejată.

5.2 Calcul pentru o cameră de tip „Coridor”.

Anunțurile sunt așezate pe un perete al coridorului cu un interval de 4 lățimi. Primul este plasat la o distanță lată de intrare. Numărul total de anunțatori este calculat prin formula:

N \u003d 1 + (L - 2 * W) / 3 * W \u003d 1 + (26,78-2 * 2,435) / 3 * 2,435 \u003d 4 (buc.)

D - lungimea coridorului, conform planului, este de 26,78 m;
W - lățimea coridorului, conform planului, este de 2.435 m.

Cantitatea este rotunjită în sus la cel mai apropiat număr întreg. Amplasarea semnalizatoarelor este prezentată în fig. 4.

Fig. 4 - Amplasarea semnalizatoarelor într-o încăpere de tip „Coridor” cu lățimea mai mică de 3 metri și distanța „până la punctul calculat”

5.2.1 Determinați punctele calculate:

„Punctul calculat” este situat pe peretele opus la o distanță de două lățimi de axa semnalizatorului.

5.2.2 Determinați nivelul presiunii acustice la punctul de proiectare:

P \u003d Rdb + F (R) \u003d 105 + (-14,8) \u003d 90,2 (dB)

Pdb - presiunea sonoră difuzorului, conform celor. informația către semnalizatorul Mayak-12-3M este de 105 dB;
F (R) - dependența presiunii sonore de distanță, egală cu -14,8 dB conform Fig. 1 când R=5,5 m.

5.2.3 Determinați valoarea presiunii acustice, în conformitate cu NPB 104-03 p.3.15:

R.t. \u003d N + ZD \u003d 60 + 15 \u003d 75 (dB)

N este nivelul sonor admis al zgomotului constant, pentru pensiuni este de 75 dB;
ZD - marja de presiune acustică egală cu 15 dB.

5.2.4 Verificarea corectitudinii calculului:

Р=90,2 > Р р.т=75 (condiția este îndeplinită)

Astfel, ca rezultat al calculelor, tipul de anunț selectat „Mayak-12-3M” oferă și depășește valoarea presiunii sonore, oferind astfel o audibilitate clară. semnale sonore SOUEîntr-o zonă protejată.

În conformitate cu calculul, vom aranja semnalizatoarele sonore, vezi Fig.5.

Fig. 5 — Planul de amplasare a anunţurilor la el. 0.000

Revista de inginerie și construcții, N 5, 2010
Categorie: Tehnologie

Doctor în științe tehnice, profesor I.I.Bogolepov

GOU Universitatea Politehnică de Stat din Sankt Petersburg
și GOU St. Petersburg State Marine Technical University;
maestrul A.A. Gladkikh,
GOU Universitatea Politehnică de Stat din Sankt Petersburg

Sistemul de ventilație și aer condiționat (VVKV) este cel mai important sistem pentru clădiri și structuri moderne. Cu toate acestea, pe lângă aerul de calitate necesar, sistemul transportă zgomotul în incintă. Acesta provine din ventilator și din alte surse, se răspândește prin conductă și iradiază în camera ventilată. Zgomotul este incompatibil cu somnul normal, procesul educațional, munca creativă, munca performantă, odihna bună, tratamentul și obținerea de informații de înaltă calitate. V codurile de constructieși regulile Rusiei, o astfel de situație s-a dezvoltat. Metoda de calcul acustic al SVKV al clădirilor, utilizată în vechiul SNiP II-12-77 „Protecție împotriva zgomotului”, este depășită și, prin urmare, nu a fost inclusă în noul SNiP 23-03-2003 „Protecție împotriva zgomotului”. Asa de, metoda veche depășit și nu există încă un nou, general recunoscut. Următoarea este o metodă aproximativă simplă pentru calculul acustic al UHVAC în clădirile moderne, dezvoltată folosind cele mai bune practici de fabricație, în special pe nave maritime.

Calculul acustic propus se bazează pe teoria liniilor lungi de propagare a sunetului într-o țeavă îngustă acustic și pe teoria sunetului în încăperi cu un câmp sonor aproape difuz. Se efectuează în scopul evaluării nivelurilor de presiune acustică (denumite în continuare SPL) și a conformității acestora cu standardele actuale de zgomot admise. Acesta prevede determinarea SPL din SVKV datorită funcționării ventilatorului (denumit în continuare „mașină”) pentru următoarele grupuri tipice de spații:

1) în camera în care se află mașina;

2) în încăperi prin care trec conductele de aer în tranzit;

3) în incinta deservită de sistem.

Date și cerințe inițiale

Calculul, proiectarea și controlul protecției persoanelor de zgomot se propune a fi efectuat pentru cele mai importante benzi de frecvență de octave pentru percepția umană și anume: 125 Hz, 500 Hz și 2000 Hz. O bandă de frecvență de octave de 500 Hz este o valoare medie geometrică în intervalul benzilor de frecvență de octave normalizate la zgomot de 31,5 Hz - 8000 Hz. Pentru zgomot constant, calculul implică determinarea SPL în benzi de frecvență de octave din nivelurile de putere sonoră (SPL) din sistem. Valorile SPL și SPL sunt legate de relația generală = - 10, unde SPL este relativ la valoarea de prag de 2·10 N/m; - USM raportat la valoarea de prag de 10 W; - zona de propagare a frontului undelor sonore, m.

SPL trebuie determinat la punctele de proiectare ale încăperilor cu zgomot, folosind formula = + , unde este SPL-ul sursei de zgomot. Valoarea care ia în considerare influența camerei asupra zgomotului din ea este calculată prin formula:

unde este coeficientul luând în considerare influența câmpului apropiat; - unghiul spațial de emisie al sursei de zgomot, rad.; - coeficientul de directivitate a radiației, luat în funcție de datele experimentale (în prima aproximare este egal cu unu); - distanța de la centrul emițătorului de zgomot până la punctul calculat în m; = - constanta acustica a incaperii, m; - coeficientul mediu de absorbție acustică a suprafețelor interioare ale încăperii; - suprafața totală a acestor suprafețe, m; - coeficient care ține cont de încălcarea câmpului sonor difuz în cameră.

Valorile indicate, punctele de proiectare și normele de zgomot admise sunt reglementate pentru spații diverse clădiri SNiPOM 23-03-2003 „Protecție împotriva zgomotului”. Dacă valorile SPL calculate depășesc nivelul de zgomot admis în cel puțin una dintre cele trei benzi de frecvență indicate, atunci este necesar să se elaboreze măsuri și mijloace de reducere a zgomotului.

Datele inițiale pentru calculul acustic și proiectarea UHCS sunt:

- schemele de amenajare utilizate la construirea structurii; dimensiunile mașinilor, conductelor de aer, supapelor de control, cotului, teurilor și distribuitoarelor de aer;

- viteza de circulatie a aerului in reteaua si ramificatii - conform termenilor de referinta si calcul aerodinamic;

- desene de amenajare generală a spațiilor deservite de SVKV - conform proiectului de construcție al unității;

- caracteristicile de zgomot ale mașinilor, supapelor de control și distribuitoarelor de aer SVKV - conform documentatie tehnica pentru aceste produse.

Caracteristicile de zgomot ale mașinii sunt următoarele niveluri de zgomot aerian SPL în benzi de frecvență de octave în dB: - SPL de zgomot care se propagă de la mașină în conducta de aspirație; - Zgomotul USM care se propagă de la mașină la conducta de refulare; - Zgomotul USM emis de corpul mașinii în spațiul înconjurător. Toate caracteristicile de zgomot ale mașinii sunt în prezent determinate pe baza măsurătorilor acustice în conformitate cu legislația națională sau standarde internaționale si altii documente de reglementare.

Caracteristicile de zgomot ale amortizoarelor, conductelor de aer, fitingurilor reglabile și distribuitoarelor de aer sunt prezentate de zgomotul aerian SLM în benzi de frecvență de octave în dB:

- Zgomot USM generat de elementele sistemului atunci când fluxul de aer trece prin acestea (generare de zgomot); - USM de zgomot disipat sau absorbit în elementele sistemului atunci când fluxul de energie sonoră trece prin acestea (reducerea zgomotului).

Eficiența generării și reducerea zgomotului de către elementele UHCS este determinată pe baza măsurătorilor acustice. Subliniem că valorile și trebuie specificate în documentația tehnică relevantă.

În același timp, se acordă atenția cuvenită acurateței și fiabilității calculului acustic, care sunt incluse în eroarea rezultatului prin valori și .

Calcul pentru locația în care este instalată mașina

Să existe un ventilator în camera 1 în care este instalată mașina, al cărui nivel de putere sonoră, radiat în conducta de aspirație, refulare și prin corpul mașinii, este valorile în dB și . Lăsați ventilatorul de pe partea laterală a conductei de refulare să aibă un amortizor cu o eficiență a amortizorului în dB (). La locul de muncă situat la o distanţă de maşină. Peretele care desparte camera 1 de camera 2 se afla la o distanta de masina. Constante de absorbție a sunetului încăperii 1: = .

Pentru camera 1, calculul prevede rezolvarea a trei probleme.

prima sarcină. Respectarea normei de zgomot admisibil.

Dacă conductele de aspirație și refulare sunt scoase din camera mașinilor, atunci calculul SPL în camera în care se află se face după următoarele formule.

Octave SPL la punctul de proiectare al camerei sunt determinate în dB prin formula:

unde - Zgomotul USM emis de corpul mașinii, ținând cont de acuratețea și fiabilitatea utilizând . Valoarea indicată mai sus este determinată de formula:

Dacă localul este amplasat n sursele de zgomot, SPL din fiecare dintre care la punctul calculat sunt egale, apoi SPL total din toate acestea este determinat de formula:

Ca rezultat al calculului acustic și al proiectării SVKV pentru camera 1, în care este instalată mașina, trebuie să se asigure că standardele de zgomot admise sunt îndeplinite la punctele de proiectare.

a 2-a sarcină. Calculul valorii SPL în conducta de evacuare a aerului din camera 1 în camera 2 (camera prin care trece conducta de aer în tranzit), și anume, valoarea în dB se face după formula

A treia sarcină. Calculul valorii SPL radiată de perete cu suprafața izolată fonic din camera 1 către camera 2, și anume valoarea în dB, se realizează prin formula

Astfel, rezultatul calculului în camera 1 este îndeplinirea standardelor de zgomot în această încăpere și primirea datelor inițiale pentru calculul în camera 2.

Calcul pentru încăperile prin care trece conducta în tranzit

Pentru camera 2 (pentru încăperile prin care trece conducta de aer), calculul prevede rezolvarea următoarelor cinci probleme.

prima sarcină. Calculul puterii sonore radiate de pereții conductei de aer în camera 2, și anume, determinarea valorii în dB după formula:

În această formulă: - vezi mai sus sarcina a 2-a pentru camera 1;

\u003d 1,12 - diametrul echivalent al secțiunii conductei cu o zonă în secțiune transversală;

- lungimea camerei 2.

Izolarea fonică a pereților unei conducte cilindrice în dB se calculează prin formula:

unde este modulul dinamic de elasticitate al materialului peretelui conductei, N/m;

- diametrul interior al conductei în m;

- grosimea peretelui conductei în m;

Izolarea fonică a pereților conductelor dreptunghiulare se calculează după următoarea formulă în DB:

unde = este masa unei suprafețe unitare a peretelui conductei (produsul densității materialului în kg/m și grosimea peretelui în m);

- frecvența medie geometrică a benzilor de octave în Hz.

a 2-a sarcină. Calculul SPL la punctul de proiectare al încăperii 2, situat la distanță de prima sursă de zgomot (conducta de aer), se efectuează după formula, dB:

A treia sarcină. Calculul SPL la punctul de proiectare al camerei 2 de la a doua sursă de zgomot (SPL radiat de peretele camerei 1 către camera 2 - valoarea în dB) se efectuează conform formulei, dB:

a 4-a sarcină. Respectarea normei de zgomot admisibil.

Calculul se efectuează după formula în dB:

Ca rezultat al calculului acustic și al proiectării SVKV pentru camera 2, prin care trece conducta de aer în tranzit, trebuie să se asigure că standardele de zgomot admise sunt îndeplinite la punctele de proiectare. Acesta este primul rezultat.

a 5-a sarcină. Calculul valorii SPL în conducta de refulare din camera 2 în camera 3 (camera deservită de sistem), și anume valoarea în dB conform formulei:

Valoarea pierderilor datorate emisiei de putere acustică de zgomot de către pereții conductelor de aer pe tronsoane drepte ale conductelor de aer cu o lungime unitară în dB/m este prezentată în Tabelul 2. Al doilea rezultat al calculului din camera 2 este obținerea datele inițiale pentru calculul acustic al sistemului de ventilație din camera 3.

Calcul pentru camerele deservite de sistem

În încăperile 3 deservite de SVKV (pentru care este destinat în cele din urmă sistemul), punctele de proiectare și normele de zgomot admisibil sunt adoptate în conformitate cu SNiP 23-03-2003 „Protecția împotriva zgomotului” și termenii de referință.

Pentru camera 3, calculul presupune rezolvarea a două probleme.

prima sarcină. Calculul puterii sonore radiate de conducta de aer prin deschiderea de distribuție a aerului de evacuare în încăperea 3, și anume determinarea valorii în dB, se propune a fi realizat astfel.

Problemă privată 1 pentru sistemul de viteză mică cu viteza aerului v<< 10 м/с и = 0 и трех типовых помещений (см. ниже пример акустического расчета) решается с помощью формулы в дБ:

Aici

() - pierderi la amortizorul din camera 3;

() - pierderi în tee din camera 3 (vezi formula de mai jos);

- pierdere datorată reflexiei de la capătul conductei (vezi tabelul 1).

Sarcina generală 1 constă în rezolvarea pentru multe dintre cele trei camere tipice folosind următoarea formulă în dB:

Aici - SLM al zgomotului care se propagă de la mașină în canalul de refulare în dB, ținând cont de acuratețea și fiabilitatea valorii (acceptat conform documentației tehnice pentru mașini);

- SLM a zgomotului generat de fluxul de aer în toate elementele sistemului în dB (acceptat conform documentației tehnice pentru aceste elemente);

- USM de zgomot absorbit și disipat în timpul trecerii fluxului de energie sonoră prin toate elementele sistemului în dB (acceptat conform documentației tehnice pentru aceste elemente);

- valoarea care ia în considerare reflectarea energiei sonore de la capătul de evacuare al conductei de aer în dB, este preluată din Tabelul 1 (această valoare este zero dacă include deja );

- o valoare egală cu 5 dB pentru UACS de viteză mică (viteza aerului în rețea este mai mică de 15 m / s), egală cu 10 dB pentru UACS de viteză medie (viteza aerului în rețea este mai mică de 20 m / s) și egal cu 15 dB pentru UACS de mare viteză (viteza în rețea este mai mică de 25 m/s).

Tabelul 1. Valoare în dB. Benzi de octave

Alegerea materialelor de acoperire

Distribuția difuzoarelor

Ieșirea rezultatelor calculului

Plasarea corectă a aplicațieiRatura pentru orice caracteristică acustică a sălii vă permite să obțineți o bună calitate a percepției diferitelor sunete: vorbire, muzică, zgomot. În locația spectatorilor care participă la eveniment, este necesar să se asigure volumul necesar, inteligibilitatea și sunetul fără distorsiuni în întreaga gamă de frecvență a semnalului audio. În acest scop, oferim serviciul de profesionist calcul acustic. Vă permite să alegeți materialul de acoperire al suprafețelor, inteligibilitatea vorbirii șicompoziția sistemului audio.

Firma noastra realizeaza calcule electroacustice pentru diverse obiecte: stadioane, piscine, terenuri de tenis,alte facilităţi sportive, săli de concerte, restaurante, zone deschise, temple, săli pentru concerteși conferințe. Calculând acustica, experții țin cont de caracteristicile arhitecturale ale încăperii și de specificul evenimentului desfășurat în aceasta. Nivelul optim de presiune sonoră necesar este diferit în cazul difuzării de anunțuri ale crainicului, muzică de fundal, un concert de vedetă sau muzică clasică.

La calculul echipamentului de sunet pentru o anumită sală, se efectuează o analiză a spațiilor. Pe baza acestuia se alege distribuția optimă a câmpului sonor și amplasarea difuzoarelor. Se utilizează un plan, secțiuni ale camerei, o descriere a materialelor de finisare ale tavanului și pereților.

La comanda un calcul acustic , ar trebui să furnizați datele inițiale care indică dimensiunile generale ale amplasamentului, înălțimea tavanului, materialele, natura evenimentului. Furnizați desene sau schițe. Dacă este necesar, antreprenorul de proiect efectuează măsurători la fața locului.

La calcularea puterii unui sistem acustic, nivelul de zgomot este luat în considerare ca unul dintre parametri. Depinde de numărul de oameni din sală și de acțiunile lor. Este nevoie de mai multă presiune sonoră pe ringul de dans. Distanța ascultătorilor față de sursele de semnal sonor contează și ea. Sunt amplasate astfel încât să asigure uniformitatea câmpului sonor pentru toate scaunele. Dacă camera are balcoane și un mezanin, atunci se adaugă linii de întârziere pentru acestea și se efectuează calcule pentru fiecare zonă în ansamblu.

Folosind serviciul oferit de companie pentru calcularea și selectarea unui sistem acustic, puteți organiza o difuzare sonoră de înaltă calitate oriunde: într-un restaurant, club sau stadion. Conform calculelor noastre, specialiștii noștri efectuează și instalarea echipamentelor și configurarea acestuia.

Baza pentru proiectarea unui sistem de sunet sau a unui sistem de sunet pentru spații este un calcul acustic. Cu ajutorul calculului acustic, puteți înțelege care difuzoare sunt cele mai bune pentru o cameră dată și cum să le poziționați cel mai bine pentru a asigura o distribuție uniformă a sunetului. Cu ajutorul calculului sunetului, este, de asemenea, posibil să se convină cu clientul în ce zone trebuie schimbat nivelul de volum al semnalului sonor pentru a asigura confortul publicului. O altă sarcină care poate fi efectuată folosind calculul acustic este calculul absorbției sunetului, selectarea materialelor de fațare pentru sala sau camera în care va fi instalat sistemul de sunet, pentru a asigura inteligibilitatea vorbirii de înaltă calitate și o bună percepție a muzicii.

Problema tratamentului acustic al diferitelor încăperi este foarte relevantă în prezent. Odată cu apariția noilor modele de echipamente de înregistrare și reproducere a sunetului, acesta a devenit obligatoriu.

Industria modernă oferă o selecție uriașă de materiale de finisare cu proprietăți de frecvență diferite, ceea ce permite, cu alegerea corectă a acestora, obținerea caracteristicilor de frecvență necesare ale spațiilor sălilor de cinema, studiourilor de înregistrare, studiourilor de vorbire, sălilor de concert, gărilor, aeroporturilor. , săli de conferințe, cluburi de noapte și multe altele.

Alegerea materialelor s-a făcut după diverse criterii, inclusiv economice. În acest fel, pot fi selectate materiale cu costuri reduse, îndeplinind totuși toate cerințele de frecvență a încăperii. Corectitudinea alegerii materialelor va fi confirmată prin calculul caracteristicilor de frecvență.

Pentru a crea un model pentru calculul acustic, sunt necesare toate dimensiunile halei. În programul specializat EASE se realizează un model 3D al sălii, copie exactă, cu toate dimensiunile, în care materialele sunt selectate în funcție de coeficientul de absorbție a sunetului pentru a realiza timpul de reverberație recomandat pentru un anumit tip de sală și scopul acestuia.

Figura prezintă grafice pentru diferite săli:

1 - săli pentru oratori și muzică de orgă;

2 - săli pentru muzică simfonică;

3 - săli de muzică de cameră, săli de operă;

4 - săli polivalente, săli de teatre muzicale și de teatru, săli de sport;

5 - săli de curs, săli de ședințe, săli de teatru de teatru, săli de cinema, săli de pasageri.

De îndată ce timpul de reverberație estimat recomandat a atins rezultatul dorit, în modelul de sală sunt instalate simulatoare de sisteme acustice (difuzoare). Fișierele de simulare a difuzoarelor se află în baza de date a programului de calcul acustic EASE și sunt actualizate periodic. În modelul 3D al holului (camerei), puteți distribui simulatoarele de sistem acustic după cum doriți, pentru aceasta, specialiștii folosesc anumite reguli care trebuie respectate pentru sălile de sondare și alte încăperi. Ca și în realitate, boxele pot fi amplasate pe o bază (de exemplu: pe podea sau pe o scenă), la o înălțime (difuzoare suspendate) și încorporate în tavan sau în perete.

La calcul, programul va emite mai mulți parametri prin care se poate forma o imagine acustică favorabilă.

Presiunea sonoră - calcul

Acest parametru descrie distribuția presiunii sonore pe suprafața zonei spectatorilor fără a lua în considerare reflexiile. Gradul de denivelare: diferența dintre valorile presiunii maxime și minime caracterizează corectitudinea utilizării sistemelor acustice și locațiile acestora.

Rata de pierdere a consoanelor

Rata pierderilor consonante sau PIERDERE DE ARTICULAȚIE- afișarea grafică a pierderii articulației consoanelor în procente. Acesta este un criteriu invers, 0% este valoarea ideală a parametrului, care descrie absența pierderii consoanelor; 100% este cea mai proastă valoare a parametrului, care descrie pierderea completă a consoanelor.

de la 0% la 7% - cel mai bun rezultat;
de la 7% la 11% - un rezultat bun;
de la 11% la 15% - un rezultat satisfăcător;
peste 15% - un rezultat prost.

În acustică, termenul „inteligibilitate” înseamnă capacitatea de a auzi și de a distinge corect toate fonemele, adică elementele constitutive ale limbii. Inteligibilitatea vorbirii este cel mai important parametru în evaluarea calității reproducerii sunetului și depinde în primul rând de înțelegerea corectă a consoanelor. Reverberația și nivelurile ridicate de zgomot de fundal distorsionează inteligibilitatea vorbirii. Procentul de consoane „pierdute” oferă o estimare a inteligibilității mesajului și este notat cu ALCons.

Cu un semnal acustic, cum ar fi vorbirea, care este extrem de variabil temporal și cu tot felul de zgomot ambiental, un raport semnal-zgomot suficient de mare (cel puțin 10 dB) contribuie la cea mai bună percepție a mesajului. Inteligibilitatea scade pe măsură ce distanța dintre sursă și ascultător crește până la distanța limită. Pentru distanțe mari, inteligibilitatea rămâne constantă, indiferent de distanța până la ascultător, dar depinde de timpul de reverberație.

Orice poziție a ascultătorului este caracterizată de o anumită valoare a lui Alcons. Reducerea acestei valori este destul de dificilă, deoarece implică schimbarea geometriei încăperii și/sau a materialelor din aceasta.

Inteligibilitatea vorbirii

Inteligibilitatea vorbirii este evaluată folosind un coeficient STI. Acest parametru este principalul coeficient de evaluare a calității sunetului unui sistem muzical. Pentru diferite tipuri de spații sau sarcini, există intervale în care este necesar ca valoarea coeficientului STI să se potrivească.

Coeficientul STI depinde de toți parametrii: dimensiunile încăperii, distanța emițătorului de sunet, nivelul de zgomot, audiența, căptușeala camerei, timpul de reverberație, nivelul presiunii sonore.

de la 0,6 la 1 - cel mai bun rezultat;
de la 0,45 la 0,6 - un rezultat bun;
de la 0,3 la 0,45 - Rezultat satisfăcător;
0 la 0,3 este un rezultat prost.

Factorul de claritate muzicală.

Coeficient de claritate muzicală C80.

0dB - pentru orgă, muzică romantică;
+2dB - pentru muzică clasică, cor, cânt bisericesc;
+4dB - pentru pop. Muzică;
+6dB - pentru rock and roll.

Firma noastra realizeaza calcule acustice profesionale de orice complexitate, specialistii pregatiti in programul de specialitate EASE au un certificat care se elibereaza la centrul de instruire AFMG din Berlin, care confirma certificatul prevazut mai jos:

Calculul acustic al camerei este necesar pentru instalarea precisă a sistemelor acustice în hol. Calculul acustic este, de asemenea, efectuat pentru a optimiza proprietățile acustice ale încăperii.

Optimizarea amplasării difuzoarelor într-o cameră dreptunghiulară

Pentru a obține o reproducere a sunetului de înaltă calitate, caracteristicile acustice ale camerei de ascultare trebuie aduse mai aproape de anumite valori optime. Acest lucru se realizează prin formarea geometriei „corecte acustic” a încăperii, precum și cu ajutorul finisării acustice speciale a suprafețelor interioare ale pereților și tavanului.

Dar de foarte multe ori trebuie să ai de-a face cu o cameră a cărei formă nu se mai poate schimba. In acelasi timp, rezonantele proprii ale camerei pot avea un efect extrem de negativ asupra calitatii sunetului echipamentului. Un instrument important pentru reducerea influenței rezonanțelor camerei este optimizarea aranjamentului reciproc al sistemelor acustice unul față de celălalt, structurile care înconjoară și zona de ascultare.

Calculatoarele propuse sunt concepute pentru calcule în încăperi simetrice dreptunghiulare cu fond scăzut de absorbție a sunetului.

Aplicarea practică a rezultatelor acestor calcule va reduce efectul modurilor de cameră, va îmbunătăți echilibrul tonal și va egaliza răspunsul în frecvență al sistemului AC-room la frecvențe joase.
De remarcat că rezultatele calculelor nu duc neapărat la crearea unei scene sonore „ideale”, ele privesc doar corectarea defectelor acustice cauzate în primul rând de influența rezonanțelor nedorite ale încăperii.
Dar rezultatele calculelor pot fi un bun punct de plecare pentru căutarea ulterioară a locației optime a difuzoarelor în ceea ce privește preferințele individuale ale ascultătorului.

Determinarea locurilor primelor reflexii

Ascultătorul din sala de muzică percepe nu doar sunetul direct emis de difuzoare, ci și reflexiile de pe pereți, podea și tavan. Reflexiile intense din unele zone ale suprafețelor interioare ale încăperii (zonele primelor reflexii) interacționează cu sunetul direct al difuzoarelor, ceea ce duce la o modificare a răspunsului în frecvență al sunetului perceput de ascultător. În același timp, la unele frecvențe, sunetul este amplificat, iar la unele este semnificativ slăbit. Acest defect acustic, numit „filtrare cu pieptene”, are ca rezultat „colorarea” nedorită a sunetului.

Controlul intensității reflexiilor timpurii îmbunătățește calitatea scenei sonore, făcând difuzoarele să sune mai clar și mai detaliat.Cele mai importante reflexii timpurii sunt din zonele situate pe pereții laterali și pe tavan între zona de ascultare și difuzoare. În plus, reflexiile de pe peretele din spate pot avea un impact mare asupra calității sunetului dacă zona de ascultare este prea aproape de aceasta.

Se recomandă amplasarea materialelor fonoabsorbante sau a structurilor de difuzare a sunetului (difuzoare acustice) în zonele în care se află locurile de reflexie timpurie. Finisajul acustic al zonelor de reflexie timpurie ar trebui să fie adecvat intervalului de frecvență în care se observă cel mai mult distorsiunile acustice (efect de filtrare cu pieptene).

Dimensiunile liniare ale acoperirilor acustice aplicate trebuie sa fie cu 500-600 mm mai mari decat dimensiunile zonelor primelor reflexii. Se recomandă coordonarea parametrilor finisajului acustic necesar în fiecare caz specific cu inginerul acustic.

Plată
Rezonator Helmholtz

Rezonatorul Helmholtz este un sistem oscilator cu un grad de libertate, prin urmare are capacitatea de a răspunde la o frecvență specifică corespunzătoare propriei frecvențe.

O trăsătură caracteristică a rezonatorului Helmholtz este capacitatea sa de a efectua oscilații naturale de joasă frecvență, a căror lungime de undă este mult mai mare decât dimensiunile rezonatorului în sine.

Această proprietate a rezonatorului Helmholtz este utilizată în acustica arhitecturală pentru a crea așa-numitele absorbante de sunet rezonante cu slot (Slot Resonator). În funcție de design, rezonatoarele Helmholtz absorb bine sunetul la frecvențe medii și joase.

V caz general Designul absorbantului este un cadru din lemn montat pe suprafața unui perete sau tavan. Pe cadru este fixat un set de scânduri de lemn, între care se lasă goluri. Spațiul interior al cadrului este umplut cu material fonoabsorbant. Frecvența de absorbție a rezonanței depinde de secțiunea transversală a scândurilor de lemn, de adâncimea cadrului și de eficiența de absorbție a sunetului a materialului izolator.

fo = (c/(2*PI))*sqrt(r/((d*1,2*D)*(r+w))), Unde

w- latimea scandurii de lemn,

r- latimea golului,

d- grosimea scândurii de lemn,

D- adâncimea cadrului

Cu este viteza sunetului în aer.

Dacă benzi de diferite lățimi sunt utilizate într-un singur design și fixate cu goluri inegale, precum și un cadru cu o adâncime variabilă, este posibil să construiți un absorbant care funcționează eficient într-o bandă largă de frecvență.

Designul rezonatorului Helmholtz este destul de simplu și poate fi asamblat din materiale ieftine și disponibile direct în sala de muzică sau în studio în timpul lucrărilor de construcție.

Calculul unui panou de absorbție de joasă frecvență tip de conversie (NCKP)

Absorbantul de panou de tip conversie este un mijloc destul de popular de tratare acustică a sălilor de muzică datorită designului său simplu și eficienței de absorbție destul de ridicate în regiunea cu frecvență joasă. Panoul absorbant este un cadru-rezonator rigid cu un volum de aer închis, etanșat ermetic de un panou flexibil și masiv (membrană). Ca material membranar, se folosesc de obicei foi de placaj sau MDF. Un material eficient de absorbție a sunetului este plasat în interiorul cadrului.

Vibrațiile sonore pun în mișcare membrana (panoul) și volumul de aer atașat. În acest caz, energia cinetică a membranei este convertită în energie termică din cauza pierderilor interne din materialul membranei, iar energia cinetică a moleculelor de aer este convertită în energie termică datorită frecării vâscoase în stratul absorbant de sunet. Prin urmare, numim acest tip de absorbant un absorbant de conversie.

Absorbantul este un sistem de masă-arc, deci are o frecvență de rezonanță la care funcționarea sa este cea mai eficientă. Absorbantul poate fi reglat la intervalul de frecvență dorit modificându-și forma, volumul și parametrii membranei. Calculul exact al frecvenței de rezonanță a unui panou absorbant este o problemă matematică complexă, iar rezultatul depinde de un număr mare de parametri inițiali: metoda de fixare a membranei, dimensiunile geometrice ale acesteia, designul carcasei, caracteristicile carcasei. absorbant de sunet etc.

Cu toate acestea, utilizarea unor ipoteze și simplificări ne permite să obținem un rezultat practic acceptabil.

În acest caz, frecvența de rezonanță fo poate fi descris prin următoarea formulă de evaluare:

fo=600/sqrt(m*d), Unde

m este densitatea suprafeței membranei, kg/mp

d- adâncimea cadrului cm

Această formulă este valabilă pentru cazul în care spațiul interior al absorbantului este umplut cu aer. Dacă în interior este plasat un material poros fonoabsorbant, atunci la frecvențe sub 500 Hz, procesele din sistem încetează să fie adiabatice și formula se transformă într-un alt raport, care este utilizat în calculatorul online „Calculul unui absorbant de panou”:

fo=500/sqrt(m*d)

Umplerea volumului intern al structurii cu un material poros fonoabsorbant reduce factorul de calitate (Q) al absorbantului, ceea ce duce la o extindere a domeniului de funcționare al acestuia și o creștere a eficienței de absorbție la frecvențe joase. Stratul de absorbție a sunetului nu trebuie să atingă suprafața interioară a membranei, de asemenea, este de dorit să se lase un spațiu de aer între absorbantul de sunet și peretele din spate al dispozitivului.
Gama teoretică de frecvență de funcționare a unui panou absorbant este în +/- o octavă în raport cu frecvența de rezonanță calculată.

Trebuie remarcat faptul că, în majoritatea cazurilor, abordarea simplificată descrisă este destul de suficientă. Dar, uneori, rezolvarea unei probleme acustice critice necesită o determinare mai precisă a caracteristicilor de rezonanță ale unui panou absorbant, ținând cont de mecanismul complex al deformațiilor de îndoire a membranei. Acest lucru necesită calcule acustice mai precise și destul de greoaie.

Calculul dimensiunilor camerelor studio în conformitate cu recomandările EBU/ITU, 1998

Bazat pe o metodologie dezvoltată în 1993 de Robert Walker după o serie de studii efectuate în cadrul Departamentului de Cercetare, Divizia de Inginerie a Forțelor Aeriene. Drept urmare, a fost propusă o formulă care reglementează raportul dimensiunilor liniare ale încăperii într-un interval destul de larg.

În 1998, această formulă a fost adoptată ca standard de către Uniunea Europeană de Radiodifuziune (Uniunea Europeană de Radiodifuziune, Recomandarea tehnică R22-1998) și Uniunea Internațională a Telecomunicațiilor (Recomandarea Uniunii Internaționale de Telecomunicații ITU-R BS.1116-1, 1998) și recomandată pentru utilizat la construirea de studiouri și săli de ascultare a muzicii.
Raportul arată astfel:

1,1 w/h<= l/h <= 4.5w/h - 4,

l/h< 3, w/h < 3

unde l este lungimea, w este lățimea și h este înălțimea camerei.

În plus, trebuie excluse raporturile întregi dintre lungimea și lățimea camerei și înălțimea acesteia în intervalul +/- 5%.

Toate dimensiunile trebuie să corespundă distanțelor dintre principalele structuri de închidere ale încăperii.

Calculul difuzorului Schroeder

Efectuarea calculelor în calculatorul propus presupune introducerea datelor într-un mod interactiv și apoi afișarea rezultatelor pe ecran sub forma unei diagrame. Calculul timpului de reverberație se efectuează conform metodei descrise în SNiP 23-03-2003 „Protecția împotriva zgomotului” în benzi de frecvență de octave conform formulei Eyring (Carl F. Eyring):

T (sec) = 0,163*V / (−ln(1−α)*S + 4*µ*V)

V - volum hol, m3
S - suprafața totală a tuturor suprafețelor de închidere a halei, m2
α - coeficientul mediu de absorbție a sunetului în cameră
µ - coeficient ținând cont de absorbția sunetului în aer

Timpul de reverberație calculat rezultat este comparat grafic cu valoarea recomandată (optimă). Timpul optim de reverberație este cel la care sunetul materialului muzical dintr-o cameră dată va fi cel mai bun sau la care inteligibilitatea vorbirii va fi cea mai mare.

Valorile optime ale timpului de reverberație sunt normalizate de standardele internaționale relevante:

DIN 18041 Calitate acustică în încăperi de dimensiuni mici și mijlocii, 2004
EBU Tech. 3276 - Condiții de ascultare pentru program sonor, 2004
IEC 60268-13 (ediția a 2-a) Echipamente pentru sistem de sunet - Partea 13, 1998

Descriere:

Normele și reglementările în vigoare în țară prevăd că proiectele trebuie să prevadă măsuri de protecție împotriva zgomotului a echipamentelor utilizate pentru întreținerea vieții umane. Un astfel de echipament include sisteme de ventilație și aer condiționat.

Calculul acustic ca bază pentru proiectarea unui sistem de ventilație (aer condiționat) cu zgomot redus

V. P. Gusev, doctor în tehnologie. stiinte, cap. laborator de protecție împotriva zgomotului pentru echipamente de ventilație și inginerie (NIISF)

Baza pentru proiectarea atenuării zgomotului sisteme de ventilație iar aerul condiționat este un calcul acustic - o aplicație obligatorie la proiectul de ventilație al oricărei instalații. Sarcinile principale ale unui astfel de calcul sunt: determinarea spectrului de octave al aerului, zgomotul structural de ventilație în punctele calculate și reducerea necesară a acestuia prin compararea acestui spectru cu spectrul admisibil conform standardelor de igienă. După selectarea măsurilor constructive și acustice pentru asigurarea reducerii zgomotului necesar, se efectuează un calcul de verificare a nivelurilor presiunii acustice preconizate la aceleași puncte de proiectare, ținând cont de eficacitatea acestor măsuri.

Materialele prezentate mai jos nu pretind a fi complete în prezentarea metodei de calcul acustic al sistemelor (instalațiilor) de ventilație. Acestea contin informatii care clarifica, completeaza sau dezvaluie intr-un mod nou diverse aspecte ale acestei tehnici folosind exemplul calculului acustic al unui ventilator ca sursa principala de zgomot intr-un sistem de ventilatie. Materialele vor fi utilizate în pregătirea unui set de reguli pentru calculul și proiectarea atenuării zgomotului instalațiilor de ventilație pentru noul SNiP.

Datele inițiale pentru calculul acustic sunt caracteristicile de zgomot ale echipamentului - niveluri de putere sonoră (SPL) în benzi de octave cu frecvențe medii geometrice de 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Hz. Pentru calcule orientative, uneori sunt utilizate niveluri corectate de putere sonoră ale surselor de zgomot în dBA.

Punctele calculate sunt situate în habitatele umane, în special, la locul unde este instalat ventilatorul (în camera de ventilație); în încăperi sau în zone adiacente locului de instalare a ventilatorului; în încăperi deservite de un sistem de ventilație; în încăperi în care trece conductele de aer în tranzit; în zona dispozitivului de admisie sau evacuare a aerului sau doar admisia de aer pentru recirculare.

Punctul calculat este în camera în care este instalat ventilatorul

În general, nivelurile de presiune acustică într-o încăpere depind de puterea sonoră a sursei și de factorul de directivitate al emisiei de zgomot, de numărul de surse de zgomot, de locația punctului de proiectare în raport cu sursa și de structurile clădirii înconjurătoare și de dimensiunea si calitatile acustice ale camerei.

Nivelurile de presiune sonoră de octave generate de ventilator (ventilatoare) la locul de instalare (în camera de ventilație) sunt egale cu:

unde Фi este factorul de directivitate al sursei de zgomot (adimensional);

S este aria unei sfere imaginare sau a unei părți a acesteia care înconjoară sursa și care trece prin punctul calculat, m 2 ;

B este constanta acustică a încăperii, m 2 .

Punctul calculat este situat în camera adiacentă încăperii în care este instalat ventilatorul

Nivelurile octave ale zgomotului aerian care pătrunde prin gard în încăperea izolată adiacentă încăperii în care este instalat ventilatorul sunt determinate de capacitatea de izolare fonică a gardurilor încăperii zgomotoase și de calitățile acustice ale încăperii protejate, care este exprimată prin formula:

(3)

unde L w - nivelul de presiune a sunetului în octava în camera cu o sursă de zgomot, dB;

R - izolarea de zgomotul aerian de către structura de închidere prin care pătrunde zgomotul, dB;

S - suprafața anvelopei clădirii, m 2 ;

B u - constanta acustica a incaperii izolate, m 2 ;

k - coeficient care ține cont de încălcarea difuziunii câmpului sonor din cameră.

Punctul calculat este situat în camera deservită de sistem

Zgomotul de la ventilator se propagă prin conducta de aer (conducta de aer), se atenuează parțial în elementele sale și pătrunde în încăperea deservită prin grilajele de distribuție a aerului și de admisie a aerului. Nivelurile octave ale presiunii sonore într-o cameră depind de cantitatea de reducere a zgomotului din conducta de aer și de calitățile acustice ale acestei încăperi:

(4)

unde L Pi este nivelul puterii sonore în octava i-a radiat de ventilator în conducta de aer;

D L networki - atenuare in canalul de aer (in retea) intre sursa de zgomot si incapere;

D L amintiți-vă - la fel ca în formula (1) - formula (2).

Atenuarea în rețea (în canalul de aer) Rețeaua D L R - suma atenuărilor în elementele sale, situate secvenţial de-a lungul undelor sonore. Teoria energetică a propagării sunetului prin conducte presupune că aceste elemente nu se influențează reciproc. De fapt, o succesiune de elemente modelate și secțiuni drepte formează un singur sistem de undă, în care principiul independenței de atenuare în cazul general nu poate fi justificat pe tonuri sinusoidale pure. În același timp, în benzile de frecvență octava (large), undele staționare create de componentele sinusoidale individuale se compensează reciproc și, prin urmare, abordarea energetică, care nu ține cont de modelul de undă în conductele de aer și ia în considerare fluxul de energie sonoră, poate fi considerat justificat.

Atenuarea în secțiunile drepte ale conductelor de aer din material tablă se datorează pierderilor datorate deformării pereților și emisiei de sunet în exterior. Scăderea nivelului de putere sonoră D L R la 1 m a lungimii secțiunilor drepte ale conductelor metalice de aer, în funcție de frecvență, poate fi apreciată din datele din Fig. unu.

După cum se poate observa, în canalele dreptunghiulare, atenuarea (scăderea SAM) scade odată cu creșterea frecvenței sunetului, în timp ce cea a unei conducte circulare crește. În prezența izolației termice pe conductele metalice de aer, prezentate în fig. 1 valorile ar trebui să fie aproximativ dublate.

Conceptul de atenuare (reducere) a nivelului debitului de energie sonoră nu poate fi identificat cu conceptul de modificare a nivelului de presiune acustică în conducta de aer. Pe măsură ce o undă sonoră călătorește printr-un canal, cantitatea totală de energie pe care o transportă scade, dar acest lucru nu se datorează neapărat unei scăderi a nivelului presiunii sonore. Într-un canal care se îngustează, în ciuda atenuării fluxului total de energie, nivelul presiunii sonore poate crește datorită creșterii densității energiei sonore. În schimb, într-o conductă în expansiune, densitatea energiei (și nivelul presiunii sonore) poate scădea mai repede decât puterea totală a sunetului. Atenuarea sunetului într-o secțiune cu secțiune variabilă este egală cu:

(5)

unde L 1 și L 2 sunt nivelurile medii ale presiunii sonore în secțiunile inițiale și finale ale secțiunii de canal de-a lungul undelor sonore;

F 1 și F 2 - zone de secțiune transversală, respectiv, la începutul și la sfârșitul secțiunii de canal.

Atenuarea la coturi (în coturi, coturi) cu pereți netezi, a căror secțiune transversală este mai mică decât lungimea de undă, este determinată de reactanța tipului de masă suplimentară și de apariția unor moduri de ordin superior. Energia cinetică a fluxului la viraj fără modificarea secțiunii transversale a canalului crește din cauza neuniformității rezultată a câmpului de viteză. Turnul pătrat acționează ca un filtru trece jos. Cantitatea de reducere a zgomotului la o viraj în domeniul undelor plane este dată de o soluție teoretică exactă:

(6)

unde K este modulul coeficientului de transmisie a sunetului.

Pentru a ≥ l /2, valoarea lui K este egală cu zero, iar unda sonoră plană incidentă este teoretic reflectată complet de rotația canalului. Reducerea maximă a zgomotului este observată atunci când adâncimea de răsucire este aproximativ jumătate din lungimea de undă. Din Fig. 2.

În desenele reale, conform datelor lucrărilor, atenuarea maximă este de 8-10 dB, când jumătate din lungimea de undă se încadrează în lățimea canalului. Odată cu creșterea frecvenței, atenuarea scade la 3-6 dB în regiunea lungimilor de undă apropiate ca mărime de dublul lățimii canalului. Apoi crește din nou ușor la frecvențe înalte, ajungând la 8-13 dB. Pe fig. Figura 3 prezintă curbele de atenuare a zgomotului la viraje de canal pentru unde plane (curba 1) și pentru incidența aleatorie, difuză a sunetului (curba 2). Aceste curbe sunt obținute pe baza datelor teoretice și experimentale. Prezența unui maxim de reducere a zgomotului la a = l /2 poate fi utilizată pentru a reduce zgomotul cu componente discrete de joasă frecvență prin ajustarea dimensiunilor canalului la ture la frecvența de interes.

Reducerea zgomotului la viraje mai mici de 90° este aproximativ proporțională cu unghiul de viraj. De exemplu, reducerea zgomotului la o viraj de 45° este egală cu jumătate din reducerea zgomotului la o viraj de 90°. Pe curbele cu un unghi mai mic de 45°, reducerea zgomotului nu este luată în considerare. Pentru curbele netede și curbe drepte ale conductelor de aer cu palete de ghidare, reducerea zgomotului (nivelul de putere acustică) poate fi determinată folosind curbele din Fig. 4.

În canalele de ramificare, ale căror dimensiuni transversale sunt mai mici de jumătate din lungimea de undă a undei sonore, cauzele fizice ale atenuării sunt similare cu cauzele atenuării în coturi și coturi. Această atenuare se determină după cum urmează (Fig. 5).

Pe baza ecuației de continuitate medie:

Din condiția continuității presiunii (r p + r 0 = r pr) și ecuația (7), puterea sonoră transmisă poate fi reprezentată prin expresia

și reducerea nivelului de putere sonoră la secțiunea transversală a ramificației

	(11)
	(12)
	(13)

Cu o schimbare bruscă a secțiunii transversale a unui canal cu dimensiuni transversale mai mici decât semilungimi de undă (Fig. 6 a), o scădere a nivelului de putere sonoră poate fi determinată în același mod ca și la ramificare.

Formula de calcul pentru o astfel de modificare a secțiunii transversale a canalului are forma

(14)

unde m este raportul dintre secțiunea transversală mai mare a canalului și cea mai mică.

Reducerea nivelurilor de putere sonoră atunci când dimensiunile canalelor sunt mai mari decât semilungimile de undă neplanare din cauza îngustării bruște a canalului este

Dacă canalul se extinde sau se îngustează treptat (Fig. 6 b și 6 d), atunci scăderea nivelului de putere sonoră este egală cu zero, deoarece nu există o reflexie a undelor cu o lungime mai mică decât dimensiunile canalului.

În elementele simple ale sistemelor de ventilație, se iau următoarele valori de reducere la toate frecvențele: încălzitoare și răcitoare de aer 1,5 dB, aparate de aer condiționat centrale 10 dB, filtre cu plasă 0 dB, joncțiunea ventilatorului cu rețeaua de conducte de aer 2 dB.

Reflexia sunetului de la capătul conductei are loc dacă dimensiunea transversală a conductei este mai mică decât lungimea undei sonore (Fig. 7).

Dacă o undă plană se propagă, atunci nu există reflexie într-o conductă mare și putem presupune că nu există pierderi de reflexie. Cu toate acestea, dacă o deschidere conectează o cameră mare și un spațiu deschis, atunci intră doar undele sonore difuze îndreptate spre deschidere, a căror energie este egală cu un sfert din energia câmpului difuz. Prin urmare, în acest caz, nivelul de intensitate a sunetului este atenuat cu 6 dB.

Caracteristicile directivității emisiei de sunet prin grilajele de distribuție a aerului sunt prezentate în fig. opt.

Când sursa de zgomot este situată în spațiu (de exemplu, pe o coloană într-o cameră mare) S = 4p r 2 (radiație într-o sferă plină); în partea de mijloc a peretelui, etaje S = 2p r 2 (radiație în emisferă); într-un unghi diedru (radiație în 1/4 sferă) S = p r 2 ; în unghiul triedric S = p r 2 /2.

Atenuarea nivelului de zgomot în încăpere este determinată de formula (2). Punctul calculat este selectat la locul de reședință permanentă a persoanelor cel mai apropiat de sursa de zgomot, la o distanță de 1,5 m de podea. Dacă zgomotul în punctul de proiectare este creat de mai multe grătare, atunci calculul acustic se face ținând cont de impactul total al acestora.

Când sursa de zgomot este o secțiune a unei conducte de aer de tranzit care trece prin încăpere, datele inițiale pentru calculul conform formulei (1) sunt nivelurile de putere sonoră de octave ale zgomotului emis de aceasta, determinate prin formula aproximativă:

(16)

unde L pi este nivelul de putere sonoră al sursei în banda de frecvență de octava i-a, dB;

D L' Рneti - atenuare în rețea între sursă și secțiunea de tranzit luată în considerare, dB;

R Ti - izolarea fonică a structurii secțiunii de tranzit a conductei de aer, dB;

S T - suprafața secțiunii de tranzit, care intră în cameră, m 2 ;

F T - aria secțiunii transversale a secțiunii conductei, m 2 .

Formula (16) nu ține cont de creșterea densității energiei sonore în conductă din cauza reflexiilor; condiţiile de incidenţă şi trecere a sunetului prin structura conductei sunt semnificativ diferite de trecerea sunetului difuz prin incintele încăperii.

Punctele de așezare sunt situate pe teritoriul adiacent clădirii

Zgomotul ventilatorului se propagă prin conducta de aer și este radiat în spațiul înconjurător printr-un grătar sau un arbore, direct prin pereții carcasei ventilatorului sau printr-o țeavă deschisă atunci când ventilatorul este instalat în afara clădirii.

Când distanța de la ventilator până la punctul calculat este mult mai mare decât dimensiunile acestuia, sursa de zgomot poate fi considerată o sursă punctuală.

În acest caz, nivelurile presiunii sonore ale octavei la punctele calculate sunt determinate de formulă

(17)

unde L Pocti este nivelul de octavă al puterii sonore a sursei de zgomot, dB;

D L Pseti - reducerea totală a nivelului de putere sonoră de-a lungul traseului de propagare a sunetului în conductă în banda de octave considerată, dB;

D L ni - indicator de directivitate a radiației sunetului, dB;

r - distanta de la sursa de zgomot la punctul calculat, m;

W - unghiul spațial de emisie a sunetului;

b a - atenuarea sunetului în atmosferă, dB/km.

Dacă există un rând de mai multe ventilatoare, grile sau altă sursă extinsă de zgomot de dimensiuni limitate, atunci al treilea termen din formula (17) este luat egal cu 15 lgr.

Calculul zgomotului structural

Zgomotul structural în încăperile adiacente camerelor de ventilație apare ca urmare a transferului forțelor dinamice de la ventilator la tavan. Nivelul de presiune a sunetului de octave în camera izolată adiacentă este determinat de formulă

Pentru ventilatoarele situate în camera tehnică în afara tavanului deasupra încăperii izolate:

(20)

unde L Pi este nivelul octavei de putere sonoră a zgomotului aerian emis de ventilator în camera de ventilație, dB;

Z c - rezistența totală la undă a elementelor izolatoarelor de vibrații, pe care este instalată mașina frigorifică, N s/m;

Banda Z - impedanța de intrare a tavanului - placa de suport, în absența unei podele pe o bază elastică, placa de podea - dacă este disponibilă, N s / m;

S - suprafață condiționată camera tehnica deasupra camerei izolate, m 2;

S = S1 pentru S1 > Su/4; S = Su/4; cu S 1 ≤ S u /4, sau dacă camera tehnică nu este situată deasupra încăperii izolate, ci are un perete comun cu aceasta;

S 1 - suprafața încăperii tehnice deasupra încăperii izolate, m 2;

S u - suprafața încăperii izolate, m 2;

S în - suprafața totală a încăperii tehnice, m 2;

R - izolare proprie a zgomotului aerian prin suprapunere, dB.

Determinarea reducerii zgomotului necesar

Reducerea necesară a nivelurilor de presiune sonoră de octave se calculează separat pentru fiecare sursă de zgomot (ventilator, fitinguri, fitinguri), dar, în același timp, numărul de surse de zgomot de același tip din punct de vedere al spectrului de putere sonoră și al mărimii se iau în considerare nivelurile de presiune acustică create de fiecare dintre ele în punctul calculat. În general, reducerea necesară a zgomotului pentru fiecare sursă ar trebui să fie astfel încât nivelurile totale din toate benzile de frecvență de octave de la toate sursele de zgomot să nu depășească nivelurile admise de presiune sonoră.

În prezența unei singure surse de zgomot, reducerea necesară a nivelurilor de presiune sonoră de octave este determinată de formulă

unde n este numărul total de surse de zgomot luate în considerare.

În numărul total de surse de zgomot n, atunci când se determină D L tri reducerea necesară a nivelurilor de presiune sonoră de octave în zonele urbane, trebuie incluse toate sursele de zgomot care creează niveluri de presiune sonoră la punctul de proiectare care diferă cu mai puțin de 10 dB.

Când se determină DL tri pentru punctele de proiectare dintr-o încăpere protejată de zgomotul sistemului de ventilație, numărul total de surse de zgomot ar trebui să includă:

La calcularea reducerii necesare a zgomotului ventilatorului - numărul de sisteme care deservesc camera; zgomotul generat de dispozitivele și fitingurile de distribuție a aerului nu este luat în considerare;

La calculul reducerii zgomotului necesar generat de dispozitivele de distributie a aerului ale sistemului de ventilatie considerat, - numarul de sisteme de ventilatie care deservesc incaperea; zgomotul ventilatorului, dispozitivelor de distribuție a aerului și fitingurilor nu este luat în considerare;

La calcularea reducerii zgomotului cerută generată de elementele modelate și dispozitivele de distribuție a aerului din ramura considerată, numărul de elemente modelate și șocuri, ale căror niveluri de zgomot diferă unele de altele cu mai puțin de 10 dB; nu se ia in considerare zgomotul ventilatorului si grilajelor.

Totodată, numărul total de surse de zgomot luate în considerare nu ia în considerare sursele de zgomot care creează la punctul de proiectare un nivel de presiune acustică cu 10 dB mai mic decât cel admis, dacă numărul acestora nu este mai mare de 3 și 15 dB. mai mic decât cel permis, dacă numărul lor nu este mai mare de 10.

După cum puteți vedea, calculul acustic nu este o sarcină ușoară. Precizia necesară a soluției sale este asigurată de specialiști acustici. Eficiența suprimării zgomotului și costul implementării acestuia depind de acuratețea calculului acustic efectuat. Dacă valoarea reducerii zgomotului necesar calculată este subestimată, atunci măsurile nu vor fi suficient de eficiente. În acest caz, va fi necesară eliminarea deficiențelor de la unitatea de operare, care este inevitabil asociată cu costuri semnificative cu materiale. Dacă reducerea necesară a zgomotului este supraestimată, costurile nejustificate sunt impuse direct în proiect. Deci, numai datorită instalării amortizoarelor, a căror lungime este cu 300-500 mm mai mare decât este necesar, costurile suplimentare pentru obiectele medii și mari se pot ridica la 100-400 mii de ruble sau mai mult.

Literatură

1. SNiP II-12-77. Protecție împotriva zgomotului. Moscova: Stroyizdat, 1978.

2. SNiP 23-03-2003. Protecție împotriva zgomotului. Gosstroy al Rusiei, 2004.

3. Gusev V.P. Cerințe acustice și reguli de proiectare pentru sisteme de ventilație cu zgomot redus // ABOK. 2004. Nr. 4.

4. Îndrumări pentru calculul și proiectarea atenuării zgomotului instalațiilor de ventilație. Moscova: Stroyizdat, 1982.

5. Yudin E. Ya., Terekhin AS Combaterea zgomotului instalațiilor de ventilație ale minei. Moscova: Nedra, 1985.

6. Reducerea zgomotului în clădiri și zone rezidențiale. Ed. G. L. Osipova, E. Ya. Yudina. Moscova: Stroyizdat, 1987.

7. Khoroshev S. A., Petrov Yu. I., Egorov P. F. Controlul zgomotului ventilatorului. Moscova: Energoizdat, 1981.