CONTRIBU II LA STUDIUL PROPAG RII I LIMIT RII ZGOMOTULUI...
228
1 UNIVERSITATEA TEHNIC DE CONSTRUCII BUCURETI FACULTATEA DE INSTALAII Doctorand: Lector fizician ANDREESCU N. LUMINIA-SANDA (cs.ANGHEL) CONTRIBUII LA STUDIUL PROPAGRII I LIMITRII ZGOMOTULUI ÎN INSTALAII Conductor tiinific: Prof.univ.dr.ing. HERA DRAGO Martie 2010
Transcript of CONTRIBU II LA STUDIUL PROPAG RII I LIMIT RII ZGOMOTULUI...
1
UNIVERSITATEA TEHNIC DE CONSTRUCII BUCURETI FACULTATEA DE INSTALAII
Doctorand: Lector fizician ANDREESCU N. LUMINIA-SANDA
(cs.ANGHEL)
CONTRIBUII LA STUDIUL PROPAGRII I LIMITRII
ZGOMOTULUI ÎN INSTALAII
Conductor tiinific: Prof.univ.dr.ing. HERA DRAGO
Martie 2010
2
3
! " ! #! $
! ! %
&!%
'& (( ) * +
((# ) ,
' ! # - .)/)01
((, 2 3
'$4( (
4
CUPRINS
Introducere 9
Capitolul 1 Surse i sisteme acustice 12
1.1. Surse acustice(sonore) 12
1.1.1. Sursa monopol (sfera pulsant) 14
1.1.1.1.Caracteristicile sursei monopol 14
1.1.1.2.Calculul nivelului de presiune sonor în funcie de nivelul de
putere sonor 15
1.1.1.2.1.Surs omnidirecional aflat în câmp liber 17
1.1.1.2.2.Surs direcional aflat în câmp liber 17
1.1.1.2.3.Surs aflat într-o încpere 19
1.1.2.Sursa dipol 25
1.1.3. Sursa cuadripol 28
1.1.4. Sursa liniar 29
1.1.5. Sursa plan finit 31
1.1.6. Surse plane circulare ce radiaz într-un semiplan 33
1.2. Sisteme acustice 33
1.2.1 Caracteristicile unui sistem acustic 33
1.2.1.1 Inertana acustic 34
1.2.1.2.Capacitatea acustic 34
1.2.1.3.Rezistena acustic 35
1.2.1.4.Impedana acustic 36
1.2.2 Tipuri de sisteme acustice 36
1.2.2.1.Tub sonor cu seciune constant 36
1.2.2.2.Tub cu seciune variabil 41
1.2.2.3.Filtre acustice 43
1.2.2.3.1.Filtrul trece-jos 44
1.2.2.3.2.Filtrul trece-sus 46
1.3.Concluzii 48
Capitolul 2 Surse de zgomot în instalaiile de ventilare i climatizare ce echipeaz cldirile
50
2.1 Zgomotele produse de piesele în micare ale echipamentelor 51
2.1.1.Ventilatoare 51
2.1.1.1.Zgomotele aerodinamice 51
5
2.1.1.2.Zgomotele nearodinamice 52
2.1.1.3.Legea de variaie a zomotului ventilatoarelor 56
2.1.2.Compresoare 57
2.1.2.1.Zgomotul generat de ventilele i supapele de refulare
i aspiraie 58
2.1.2.2.Zgomotul generat demotorul electric 58
2.1.3.Pompe 59
2.1.3.1.Zgomotele de origine hidraulic 59
2.1.3.2.Zgomotele de origine electromagnetic 60
2.1.3.3.Zgomotele de origine mecanic 60
2.1.3.4.Zgomotele de origine aerodinamic 60
2.2. Zgomotele datorate curgerii fluidelor prin cile de propagare 60
2.2.1.Tubulatur rigid 61
2.2.1.1. Fenomene acustice în tubulatur 61
2.2.1.2.Calculul nivelului de zgomot transmis de la interiorul tubulaturii
spre exterior 63
2.2.1.2.1.Relaia d’Allen 63
2.2.1.2.2.Relaia ASHRAE 63
2.2.2.Coturi 68
2.2.3.Ramificaii 70
2.2.4.Variaiile seciunilor 72
2.2.5.Uniti de distribuie aer 73
2.2.6 Guri de refulare i aspiraie 75
2.2.6.1.Metoda simplificat de calcul a nivelului
de zgomot regenerat 76
2.2.6.2.Metoda VDI i ASHRAE de calcul a nivelului de zgomot
regenerat 77
2.3. Zgomotul structural 78
2.4.Concluzii 79
Capitolul3 Metode de evaluare a zgomotului 81
3.1.Zgomotul ca factor nociv 81
3.1.1.Afeciuni ale organului auditiv 81
3.1.2Afeciuni ale diverselor organe ale corpului 82
3.1.3.Reducerea productivitii muncii 82
3.1.4.Reducerea inteligibilitii vorbirii 82
6
3.2.Aciunea duntoare a vibraiilor 83
3.3.Metode de evaluare a zgomotului 84
3.3.1.Criterii pentru elaborarea metodelor de evaluare a zgomotului 84
3.3.2.Metode de evaluare a zgomotului 85
3.3.2.1.Curbele NC (Noise Criteria) 85
3.3.2.2.Curbele RC (Room Criteria) 86
3.3.2.3.Curbele NR (Noise Rating) 84
3.3.2.4. Evaluarea global 91
3.3.2.5.Comparaie între metodele de evaluare 91
3.4.Limite admisibile 91
3.4.1.Directive i standarde europene 92
3.4.1.1.Directiva Consiliului Comunitii Europene 89/106/CEE
92
3.4.1.2.Directiva 2000/14/CE 93
3.4.1.3.Directiva 2002/49/CE a Parlamentului European
i a Consiliului CE 93
3.4.2.Standarde româneti armonizate 95
3.5.Concluzii 96
Capitolul 4 Metode de reducere a zgomotului generat de instalaiile de ventilare i
climatizare 98
4.1. Atenuatoare de zgomot 98
4.1.1. Atenuatoare reactive (filtre acustice) 99
4.1.1.1.Atenuator cu camere de expansiune 100
4.1.1.1.1Atenuator cu lrgirea brusc a seciunii 100
4.1.1.1.2.Atenuator cu lrgirea treptat a seciunii 103
4.1.1.2.Atenuatoare cu camere de rezonan 104
4.1.2. Atenuatoare cu absorbie 106
4.1.2.1.Atenuator drept 106
4.1.2.2.Atenuator cu lamele 107
4.1.2.3. Atenuator fagure 109
4.1.2.4.Atenuator circular cu bulb interior 110
4.1.2.5.Atenuator cu camer de presiune 110
4.1.2.6.Atenuator cu icane 111
4.1.3.Atenuatoare active 112
4.2.Carcasarea echipamentelor 113
7
4.3. Ecrane acustice 118
4.3.1. Calculul atenurii unui ecran în funcie de spectrul acustic al sursei 120
4.3.2.Calculul atenurii unui ecran folosind numrul lui Fresnel 121
4.3.2.1.Determinarea atenurii cu ajutorul formulelor de calcul 121
4.3.2.1.1.Sursa monopol 122
4.3.2.1.2.Sursa liniar 123
4.3.2.2.Determinarea atenurii cu abacul Maekawa 123
4.3.2.3.Determinarea atenurii cu ajutorul tabelelor 124
4.4. Dispozitive antivibratile 126
4.4.1.Izolatori (amortizoare) din cauciuc 127
4.4.2. Izolatori (amortizoare) cu arcuri metalice 128
4.4.3. Izolatori (amortizoare) din pâsl i plut 128
4.5. Atenuarea obinut de cile de propagare 129
4.5.1.Tubulatur rigid 129
4.5.2.Tubulatur rigid izolat la exterior 131
4.5.3.Coturi 133
4.5.4.Ramificaii 136
4.5.5.Variaiile seciunilor 137
4.5.6.Plenumuri 139
4.5.7.Uniti de distribuie aer 141
4.5.8.Guri de aspiraie i refulare 142
4.5.9.Captul tubulaturii 142
4.5.10.Plafoane suspendate 144
4.6.Concluzii 145
Capitolul 5 Cercetri de laborator privind reducerea zgomotului pe cile de propagare
msurile de reducere a zgomotului în instalaiile de ventilare i climatizare
146
5.1.Modul de lucru 147
5.1.1.Determinarea nivelului de presiune sonor fr atenuator 148
5.1.2.Determinarea nivelului de presiune sonor
cu atenuator instalat 150
5.1.3.Calculul pierderii prin inserie 152
5.2. Determinri experimentale 152
5.2.1.Caracteristicile atenuatoarelor pentru care s-au fcut determinri
experimentale
8
5.2.1.1.Atenuator circular fr bulb 153
5.2.1.2.Atenuator rectangular cu lamele paralele 153
5.2.1.3.Atenuator activ ACTA 154
5.3.Calculul pierderii prin inserie D 154
5.3.1.Atenuator circular fr bulb interior 154
5.3.2.Atenuator rectangular cu lamele paralele 155
5.3.3.Atenuator activ ACTA 156
5.4. Concluzii 157
Capitolul 6 Determinri IN SITU. Soluii pentru reducerea zgomotului i încadrarea în
limitele admisibile 159
6.1.Determinri experimentale pentru reducerea nivelului de zgomot la slile de
reuniuni ale Hotelului NOVOTEL –Bucuret 159
6.2.Determinri nivelului sonor produs de ventilatoarele instalaiei de rcire a
aerului. Msuri pentru reducerea zgomotului 168
6.3.Reducerea nivelului de zgomot produs de o instalaie
de rcire a apei (chiller) 186
6.4.Reducerea nivelului de zgomot produs de ventilatoarele axiale aferente
centralei de tratare a aerului tip York 191
Capitolul 7 Evaluarea nivelului de zgomot în instalaii 197
7.1. Calea de propagare 1 200
7.2. Calea de propagare 2 206
7.3.Calea de propagare 3 214
Capitolul 8 Concluzii i perspective de cercetare 221
Anexa 1 225
Bibliografie 226
9
INTRODUCERE Acustica, tiina studiului producerii, propagrii i percepiei undelor sonore
(sunetelor), precum i a efectelor acestora, este o ramur a fizicii. În folosirea curentã,
termenul “sunet “ se referã nu numai la fenomenul din aer responsabil pentru senzaia de
auz dar i la om sau animal. Sunt considerate ca “sunete” si perturbaiile cu frecvene joase
(infrasunetele) sau cu frecvene înalte (ultrasunetele) care sunt recepionate de un organ
auditiv uman sau animal; se poate vorbi de sunet subacvatic, sunet în solide sau sunet în
structuri.
Disciplinele cu care este asociat sunt diverse: mecanica solidelor i a fluidelor,
chimia, fizica materialelor, electronica, arhitectura, muzica, medicina, tiinele pmântului
i atmosferei, etc… În figura de mai jos sunt prezentate domeniile acusticii i disciplinele
cu care acestea se asociaz. Primul inel arat subdiviziunile tradiionale ale acusticii, iar cel
exterior prezint câmpurile tehnice i artistice în care se aplic acustica.
Figura 1 Domeniile acusticii
Undele sonore sunt mijloace de transmitere a informaiilor. Efectele fizice ale
undelor sonore asupra corpurilor cu care interacioneaz reprezint alte arii de interes i de
aplicaie.
tiinele pmântului
tiinele vieii
tiinele pmântului tiine aplicate
tiinele vieii
Arte
10
Interesul oamenilor pentru fenomenele sonore este vechi, dar acest interes nu a fost
de origine tiinific. Primele cercetri referitoare la aceste fenomene au fost fcute în sec 6
î.Hr. când adepii colii Pitagoreice au studiat funcionarea unei corzi vibrante pentru
construirea unei scri muzicale. Natura ondulatorie a sunetului a fost enunat de ctre
filozofii greci Aristotel i Chrissippe i arhitectul roman Vitruve.
În secolul 17, în urma sudiilor oamenilor de tiin, acustica a devenit tiin
separat de arta muzical i arhitectur.
Zgomotul este un sunet nedorit. O alt definiie este aceea c zgomotul reprezint
un complex de sunete i frecvene i intensiti diferite suprapuse în mod aleatoriu.
Zgomotul este un fenomen vechi de când lumea. În anul 44 î.Hr., Julius Cezar
declara: „Regret, dar nici un vehicul cu roi nu va fi autorizat s intre în incinta cetii între
ora precedent crepusculului i rsritul soarelui. Cei care au intrat în cetate s stea
nemicai.”, devenind astfel un precursor al reducerii zgomotului…..
În zilele noastre, acustica i zgomotul sunt pretutindeni. Poluarea prin zgomot
ocup un loc important în viaa de toate zilele.
Reducerea zgomotului din instalaiile este o ramur tânr a acusticii a aprut acum
cincizeci de ani. La sfâritul anilor 1940, boom-ului din fabricarea echipamentelor de aer
condiionat i s-a asociat lupta împotriva zgomotelor emise de acestea. .În timpul perioadei
de început erau puine informaii disponibile despre componentele echipamentelor care
produceau zgomot i despre modul cum reacionau oamenii la zgomotele de diverse nivele.
Astfel, inginerii proiectani ai echipamentelor HVAC erau în faa dilemei de a gsi soluii
tehnice la problemele aprute datorit zgomotelor. Nu era necesar numai gsirea unor
soluii de reducere a zgomotului ci gsirea i unor criterii pentru determinarea pân la ce
nivel zgomotulul poate fi acceptabil.
La sfâritul anilor 1950, s-au fcut progrese importante în dezvoltarea unor
tehnologii pentru fabricarea de echipamente HVAC mai silenioase decât cele de pîn
atunci i s-au introdus criteriile pentru anticiparea rspunsului oamenilor la zgomote.
În 1957 Beranek a introdus curbele Noise Criteria (NC) pentru evaluarea
zgomotului produs de sistemele HVAC în termeni de nivele NC. Introducerea acestor
curbe a reprezentat un pas înainte semnificativ în diagnosticarea zgomotelor i gsirea unor
soluii care pot fi folosite în proiectarea unor echipamente silenioase.
Curbele NC sunt i în prezent cele mai folosite curbe de evaluare în SUA. Aceste
curbe definesc limitele pe care spectrul în band de frecven nu trebuie s-l depeasc
11
pentru fiecare tip de încpere sau activitate. De exemplu, curba NC 35 este utilizat pentru
asigurarea confortului acustic în birouri.
În Europa, Comitetul Tehnic nr.43 al Organizaiei Internaionale de Standartizare
(ISO-TC 43) care se ocup de problemele de acustic în construcii a propus în 1971
utilizarea curbelor NR (Noise Rating) pentru evaluarea nivelurilor zgomotelor. În România
se folosesc începând cu 1986 curbele de zgomot (Cz), similare curbelor NR.
Protecia la zgomot este stipulat ca cerin esenial în Directiva Consiliului
Europei nr.89/106/CEE i Documentele Interpretative aprobate la 30 noiembrie 1993 i
este definit astfel:”Construca trebuie proiectat i executat astfel încât zgomotul
perceput de utilizatori sau persoanele aflate în apropiere s fie meninut la un nivel care
s nu afecteze sntatea acestora i s le permit s doarm, s se odihneasc i s
lucreze în condiii satisfctoare.” Aceast cerin impune crearea unor condiii de confort
care s permit asigurarea intimitii în sensul non-inteligibilitii vorbirii între locuine,
camere de hotel.
Protecia la zgomot este cerin de calitate (F) în construcii, aa cum este prevzut
în legea nr.10/1995.
Reducerea zgomotului este o problem de sistem. Prin sistem înelegem o
combinaie între sursa de zgomot-mediu-receptor.
Cunoaterea tipurilor de zgomote pe care le produc aceste surse, ajut la gsirea
unor soluii specifice fiecrei surse ,pentru asigurarea unui confort acustic.
În studiul problemelor de zgomot exist mai multe etape:
1. Identificarea surselor de zgomot Identificarea surselor dominante este problema
cea mai grea care se pune .Nu este suficient doar determinarea surselor importante de
zgomot ci trebuie aflat i de ce acest zgomot este dominant, de ce se produce i modul cum
se transmite. Dac aceste probleme sunt lmurite, soluiile pentru reducerea zgomotului
devin mult mai uor de gsit. Pornind de la surs, transmisia zgomotului se face pe cale
aerian (propagarea prin aer) i pe cale structural (propagarea prin corpuri materiale).
2. Cunoaterea efectelor zgomotului asupra oamenilor Pornind de la cunoaterea
nivelurilor de zgomot produse de surs i de la limitele admisibile ale acestora, se pot
stabili valorile reducerilor necesare astfel încât s nu fie periclitat sntatea oamenilor.
3. Studierea i punerea în aplicare a soluiilor tehnice pentru diminuarea
zgomotului, în vederea încadrrii acestuia în limitele admisibile
12
CCAAPPIITTOOLLUULL 11 SSUURRSSEE II SSIISSTTEEMMEE AACCUUSSTTIICCEE
11..11..SSUURRSSEE AACCUUSSTTIICCEE ((SSOONNOORREE))
Sursele acustice sunt corpuri care emit energie acustic în spaiu. Astfel, se produce
o perturbaie local a presiunii, aceasta propagându-se din aproape în aproape în mediul
înconjurtor. Noiunile de surs acustic i surs sonor practic se confund. Totui o
deosebire exist. Astfel, sursa acustic desemneaz un izvor de unde elastice de orice
frecven, care se propag în spaiu i care sunt sau nu recepionate de un observator. Sursa
sonor este un izvor de unde elastice care exist simultan cu un receptor uman care le
recepioneaz i le interpreteaz sub forma senzaiei de sunet, dac frecvena este cea
corespunztoare.
Din punct de vedere al modului în care radiaz în spaiu energia acustic, o surs
poate fi caracterizat prin: intensitate acustic, putere acustic, directivitate, caracteristica
de frecven, tria sursei, modul de radiaie în timp.
Tabelul 1.1. Puterile acustice ale unor surse
acustice
Sursa Puterea [W] Rachet la rampa de lansare 107
Ciocan pneumatic 1000
Voce puternic 10-3
Voce normal 20 x 10-6
Fonetul frunzelor 10-9 Sub aspectul puterii acustice, sursele acustice cunoscute acoper un domeniu foarte
larg, raportul dintre puterea corespunztoare uneia din cele mai intense surse (racheta la
pornire) i puterea uneia din cele mai slabe surse (fonetul frunzelor) fiind egal cu 1016 W.
Unele surse radiaz energie acustic uniform în toate direciile, în timp ce altele
(cele mai numeroase) radiaz cea mai mare parte din energie în anumite direcii. În primul
caz sursa este nedirecional sau omnidirecional, iar în cel de-al doilea caz sursa este
direcional.
O surs devine cu atât mai direcional cu cât lungimea de und a sunetului radiat
este mai mic în raport cu dimensiunile acesteia.
Câmpul sonor corespunztor poate fi caracterizat printr-un factor de directivitate
Dθ a sursei, sau printr-un indice de directivitate dθ.
13
Factorul de directivitate D este dat de relaia [13]:
24
),,(),,(
dW
rII
rID
s
π
ϕθϕθθ ==
(1.1) în care :
(r,,) este intensitatea undei într-un punct,
2m
W
Is este intensitatea în acelai punct, dat de o surs omnidirecional, de aceeai putere W, care ar radia în câmp liber, în mod uniform (punctul s-ar afla pe o sfer de raz d),
2m
W
Între factorul de directivitate i indicele de directivitate exist relaia [13]:
θθ = Dlogd 10 (1.2)
În cazul unei surse nedirecionale D = 1.
Dac radiaia sursei sonore nu este uniform, adic sursa este caracterizat printr-un
factor de directivitate D 1, atunci intensitatea acustic dup o direcie i la o distan r
de centrul sursei este dat de relaia [13]:
θθ πD
rW
I24
=
2m
W
(1.3) În raport cu caracteristica de frecven, o surs poate produce: un sunet pur, un
sunet complex sau un zgomot. Sunetul pur se datoreaz unei vibraii armonice, fiind
caracterizat de o singur frecven. Sunetul complex conine un numr de sunete pure ale
cror fecvene pot s constituie sau nu o serie armonic. Un asemenea sunet este alctuit
dintr-un sunet fundamental i o serie de componente de frecvene înalte.
Zgomotul este datorat unei vibraii acustice cu un spectru continuu, cel puin într-o
anumit band de frecvene.
Pentru numeroase surse, energia acustic nu este repartizat uniform în tot spectrul,
zgomotul putând conine i anumite sunete discrete, preponderente. Determinarea
componentelor în cazul unui sunet complex, sau determinarea formei spectrului în cazul
unui zgomot, se face printr-o operaie de analiz. Cunoaterea spectrului zgomotului
produs de o surs sonor sau existent într-o încpere oarecare are mare importan pentru
stabilirea mijloacelor celor mai adecvate de izolare fonic sau de insonorizare a încperii
zgomotoase.
În funcie de radiaia în timp a unei surse sonore, aceasta poate fi continu, sau
intermitent (discontinu), în ultimul caz sunetele emise putând fi de durat foarte scurt
14
impulsuri sonore – sau putând avea o oarecare durat, întrerupt de perioade de linite care
se succed la intervale regulate sau neregulate.
Sursele acustice se împart în dou mari categorii : naturale i artificiale. Indiferent
de natura lor, exist un numr mic de elemente fizice oscilante ireductibile care stau la
baza oricrui sistem acustic. Acestea sunt sursele acustice fundamentale. În cazul
sistemelor de ventilare i climatizare, sursele de zgomot pot fi reduse în esen la o surs
fundamental sau la o combinaie de cîteva surse fundamentale ireductibile.
1.1.1 Sursa monopol (sfera pulsant) 1.1.1.1 Caracteristicile sursei monopol
Sursa monopol este cel mai simplu tip de surs acustic. În practic, o surs de
form oarecare este considerat surs monopol dac cea mai mare dimensiune a sa este mai
mic decât cea mai mare lungime de und a sunetului.
Sursa monopol este o sfer ce se contract i se dilat periodic, raza variind
sinusoidal în timp. Prin modificarea periodic a diametrului su sunt generate unde sferice,
ale cror lungimi de und sunt mai mari decât raza sferei.
Figura 1.1. Sursa monopol (sfera pulsant)
Ca ipotez de lucru se consider c stratul de aer de la suprafaa sferei nu se
desprinde de aceasta în timpul vibraiilor, deci nu are loc fenomenul de cavitaie. În cazul sferei pulsante[13],
[ ])(exp4
),( 0 krtir
Qctrp −= ω
πρ [ ]Pa
(1.4) în care :
p(r,t) este presiunea la distana r i la un anumit moment de timp t, [ ]Pa
ρ0 este densitatea aerului,
3m
kg
15
c este viteza sunetului în aer,
sm
ω este pulsaia,
srad
t este timpul, [s] k este numrul de und, [m-1] r este distana fa de centrul sferei, [m]
Q este tria sursei,
sm3
Valoarea presiunii acustice este aceeai pentru orice surs având trii egale. Ca
surse monopol, pot fi considerate capetele deschise ale unei evi prin care curge aer, având
dimensiunile mai mici decât lungimea de und a sunetului produs, guri de aspiraie,
difuzoare, ventilatoare, etc.
În acest caz , presiunea acustic depinde de diametrul sursei.
Intensitatea acustic medie se poate calcula cu relaia [13]:
+== 22222
220
0
2
mW
1322 )ak(rQck
cp
I max
(1.5) Puterea sursei acustice W este [13]:
[ ]W1
218
4 22
2220
2022
2202
akak
Ucaak
QckrISIW
+⋅=
+⋅=== πρ
πρπ
(1.6) Între puterea sursei i presiune exist relaia [13]:
2
2
4 rW
cp
πρ=
(1.7)
1.1.1.2 Calculul nivelului de presiune sonor în funcie de nivelul de putere sonor 1.1.1.2.1 Surs omnidirecional aflat în câmp liber
Pentru o surs omnidirecional aflat în câmp liber, între nivelul de presiune la o
anumit distan fa de receptor i nivelul de putere exist relaia [13]:
22 41
log104
log10d
Ld
WL Wp ππ
+== [dB]
(1.8) în care :
Lp este nivelul de presiune acustic, [dB]
W este puterea acustic, [W]
16
Lw este nivelul de putere sonor, [dB]
d este distana surs-receptor, [m]
O alt relaie de legtur între nivelul de presiune la distana d fa de receptor i
nivelul de putere este [13]:
Lp = Lw – 20 log d - 11 [dB] (relaia Beranek)
(1.9) în care :
Lp este nivelul de presiune sonor, [dB]
Lw este nivelul de putere sonor al sursei, [dB]
d este distana surs –receptor, [m]
Relaia Beranek este una dintre ecuaiile cele mai importante i mai folosite relaii
din acustica tehnic.
Nivelul de presiune în punctul A aflat la distana r1 fa de surs este :
[ ]dB11log20 11 −−= rLL wp (1.10)
Nivelul de presiune în punctul B aflat la distana r2 fa de surs este :
[ ]dB11log20 22 −−= rLL wp (1.11)
Diferena nivelurilor de presiune acustic dintre punctul B i A este :
[ ]dBlog201
221 r
rLL pp =−
(1.12) Rescriind, obinem :
[ ]dBlog201
212 r
rLL pp −=
(1.13) în care :
Lp1 este nivelul de presiune sonor msurat la distana r1 fa de surs, [dB]
Lp2 este nivelul de presiune sonora msurat la distana r2 fa de surs, [dB]
Astfel, se poate msura nivelul de presiune acustic într-un punct r1 i apoi se poate
calcula nivelul de presiune acustic în orice puncte aflate pe aceeai linie fa de surs.
Dac r2 este dublul lui r1, rescriind formula (1.13), se obine :
r1
A
r2
B
17
dB62log2012 ==− pp LL
(1.14)
Pentru fiecare dublare a distanei surs-receptor, nivelul de presiune sonor scade
cu 6dB.
Pentru o surs având nivelul de putere sonor de 89 dB, nivelul de presiune calculat
cu ambele formule este identic , iar la fiecare dublare a distanei, nivelul de presiune
sonor scade cu 6 dB.
În tabelul 1.2 sunt comparate rezultatele obinute pentru nivelurile de presiune
acustic, calculate cu relaiile (1.8) i (1.12). Se observ c nivelurile de presiune sonor
sunt aceleai, indiferent de relaia cu care sunt calculate.
Tabelul 1.2.Comparaie între relaiile de calcul ale
nivelului de presiune acustic
22 41
log104
log10d
Ld
WL Wp ππ
+== 1
221 20
rr
logLL pp =−
Lw [dB]
d [m] Lp [dB]
Lw [dB]
d [m] Lp [dB]
5 64 5 64
10 58 10 58
15 54 15 54 89
20 52
89
20 52
1.1.1.2.2 Surs direcional aflat în câmp liber
Cele mai multe surse nu radiaz energie uniform în toate direciile, ci emit
preferenial pe o anumit direcie, care formeaz unghiul θ fa de o ax de referin, deci
sunt direcionale.Sursele de zgomot din instalaii sunt cel mai adesea direcionale.
În figura 1.2. este reprezentat repartiia intensitii acustice pentru un ventilator
axial .
Figura 1.2.Repartiia intensitii acustice pentru un ventilator axial [14]
18
Pentru sursa monopol direcional aflat în câmp liber exist mai multe relaii de
legtur între nivelul de presiune sonor i cel al nivelului de putere, [6], [13],[46],[32].
(1.15)
(1.16)
(1.17)
(1.18)
în care:
Lp este nivelul de presiune sonor, [dB]
Lw este nivelul de putere sonor al sursei, [dB]
d este distana surs – receptor, [m]
D este factorul de directivitate
este unghiul solid
d este indicele de directivitate
Factorul de directivitate depinde de directivitatea sursei în funcie de poziia sursei
în raport cu pereii reflecttori ai încperii în care se afl.
În tabelul 1.3. este prezentat factorul de directivitate pentru sursele monopol.
Tabelul 1.3.Valorile factorului de directivitate pentru sursele monopol [46]
Pentru o surs având nivelul de putere sonor de 85 dB, nivelul de presiune calculat
cu relaiile de calcul (1.15-18) sunt foarte apropiate, iar la fiecare dublare a distanei,
nivelul de presiune sonor scade cu 6 dB.
Surs
suspendat :
D = 1; = 4
Surs în apropierea
unui semiplan
perfect reflectant :
D = 2; = 2
Surs într-un unghi
diedru drept :
D = 4; =
Surs în vecintatea a trei
plane :
D = 8; =2π
19
1.1.1.2.3 Surs aflat într-o încpere
Dac sursa se afl într-o încpere, radiaz energie acustic într-un punct direct
(câmp direct) sau prin reflexia undelor acustice pe pereii încperii .
Dac receptorul primete energia acustic direct de la surs (câmp direct), nivelul
de presiune se calculeaz cu relaia [34], [9]:
210 0 54p w
DL L log ,
dθ= + +
π
Lw [dB] d [m] D Lp [dB]
85 5 8 69,56
85 10 8 63,54
85 15 8 60,01
85 20 8 57,52
20 11p wL L log d Dθ= − + −
Lw [dB] d [m] D Ω Lp [dB]
85 5 8 /2 68,02
85 10 8 /2 62
85 15 8 /2 58,48
85 20 8 /2 55,98
( )20 10 10p wL L log d log D logθ= − + − Ω
Lw [dB] d [m] D Lp [dB]
85 5 8 /2 69,06
85 10 8 /2 63,04
85 15 8 /2 59,52
85 20 8 /2 57,02
20p wL L d log dθ= + −
Lw [dB] d [m] d Lp [dB]
85 5 9 69,02
85 10 9 63,00
85 15 9 59,48
85 20 9 56,98
20
210 0 5 [dB]4p w
DL L log ,
dθ= + +
π
(1.19) în care :
Lp este nivelul de presiune sonor, [dB] Lw este nivelul de putere sonor al sursei, [dB] d este distana surs –receptor, [m] D este factorul de directivitate
Dac receptorul primete energie din reflexiile succesive de pe pereii încperii
(câmp difuz sau câmp reverberant), nivelul de presiune se calculeaz cu relaia [34], [9]:
410 [dB]p w
l
L L logR
= +
(1.20) în care :
Lp este nivelul de presiune sonor, [dB]
Lw este nivelul de putere sonor al sursei, [dB]
Rl este coeficientul de absorbie al încperii, [m2]
Într-o încpere, receptorul se afl în câmp total (nivelul sonor este dat atât de
energia provenit direct de la surs, cât i de energia provenit din reflexiile succesive de
pe pereii încperii) i nivelul de presiune acustic Lp se calculeaz cu relaia[34], [9]:
2
410 [dB]
4p Wl
DL L lg
d Rθ
= + + π
(1.21) în care :
Lp este nivelul de presiune acustic într-o încpere la distana r de la sursa, [dB]
Lw este nivelul de putere acustic în banda de frecven a sursei, [dB]
D este factorul de directivitate al sursei
Surs
Receptor Traiectorie direct
21
d este distana de la punctul de msur la surs, [m]
Rl este constanta de absorbie al localului, [m2]
Factorul de directivitate D depinde de dispunerea sursei în încpere. Se disting
patru tipuri de surse (tabelul 1.4).
Tabelul 1.4. Valorile factorului de directivitate pentru sursele monopol [46]
Sursa situat departe de plan : D = 1
Surs suspendat
Surs care nu se afl lâng un perete
În apropierea unui semiplan perfect reflectant :
D = 2
Într-un unghi diedru drept : D = 4
Surs aflat între perei i
plafoane
În vecintatea a trei plane : D = 8
În colurile interioare ale
pereilor cldirii Coeficientul de absorbie al încperii Rl se calculeaz cu relaia [33]:
1 1 2 2 3 3 1 2 3 4 aerR S S S A A A V= α + α + α +…+ + + +…+ α
(1.22) în care :
S1, S2, S3, … sunt ariile suprafeelor încperii, [m2]
α1, α2, α3, … sunt coeficienii de absorbie ai sunetului pentru suprafeele S1, S2, S3,
A1, A2, A3, …sunt ariile suprafeelor de absorbie ale încperii, [m2]
αaer este coeficientul de absorbie al aerului
V este volumul încperii, [m3]
Coeficientul α este specific fiecrui tip de material în parte. O suprafa cu un
coeficient α = 1 absoarbe întreaga energie a sunetului. O suprafa cu un coeficient α = 0
reflect total sunetul incident. Coeficientul α depinde de frecven i de aceea valorile lui α
trebuie cunoscute pentru fiecare frecven în parte.
Termenul 4αaerV reprezint cantitatea de energie sonor absorbit de aer.
Numrul ocupanilor din încpere are efect asupra nivelului de presiune sonor din
încpere. De exemplu, într-o sal de concerte 75% din absorbia sunetului se datoreaz
ocupanilor.
22
Mobila din încpere influeneaz i ea nivelul sonor datorit faptului c difract,
reflect sau absoarbe sunetul.
O alt metod de calcul a coeficientului de absorbie al încperii este metoda
simplificat. În aceast metod se foloete coeficientul de absorbie mediu.
Coeficientul de absorbie al încperii se calculeaz cu relaia [34]:
1T
lT
SR
α=− α
[m2]
(1.23) în care :
αT se calculeaz cu relaia :
4T aer
VS
α = α + α
(1.24) V este volumul încperii, [m3]
S este suprafaa total, [m2]
α este coeficientul mediu de absorbie specific fiecrui tip de încpere
αaer este coeficientul de absorbie al aerului
Din punct de vedere acustic, încperile se clasific [5] astfel :
Încperi cu absorbie redus : camere cu suprafee dure i grele, fr mobilier i
fr nici un tratament acustic cu material absorbant.
Încperi cu absorbie mic : camere cu suprafee grele, de exemplu panouri, fr
nici un tratament acustic dar poate exista o cantitate limitat de mobilier .
Încperi cu absorbie medie : camere care au tavane tapetate cu material acustic i
sunt prevzute cu carpete, tapet , draperii.
Încperi „parial anecoice” : camere care au tavane tapetate cu material acustic
mobilate
Încperi „anecoice” : camere care sunt tratate special pentru a absorbi sunetul.
Birourile, slile de clas sunt considerate încperi cu absorbie medie[34] .
În câmp direct, termenul 24 r
Dπ
θ este preponderent.
Diferena Lp – Lw (în afar de câmpul apropiat) depinde de distana surs-receptor.
În câmp difuz, diferena Lp – Lw depinde doar de constanta de absorbie a încperii.
Punctele în care contribuia câmpului acustic direct este egal cu cea a câmpului
acustic difuz se afl la distan numit distan critic rc [34]:
[m]16
lc
R Dr θ=
π
(1.25)
23
Tabelul 1.5. Valorile coeficientului mediu de absorbie în funcie de tipul încperii [34]
Coeficientul mediu de absorbie al încperii, pentru frecvenele [Hz] Tipul încperii
63 125 250 500 1000 2000 4000
Anecoice 0,26 0,30 0,35 0,40 0,43 0,46 0,52
Parial anecoice 0,24 0,22 0,18 0,25 0,30 0,36 0,42
Cu absorbie medie 0,25 0,23 0,17 0,20 0,24 0,29 0,34
Cu absorbie mic 0,25 0,23 0,15 0,15 0,17 0,20 0,23
Cu absorbie redus 0,26 0,24 0,12 0,10 0,09 0,11 0,13
Coeficientul de absorbie al aerului αaer
0 0 0 0 0 0,0009 0,0029
Thompson (1987) i Schultz (1991) [51] au artat c teoria câmpului difuz nu este
valabil în încperile mobilate i au adus completri în formulele de calcul ale nivelului de
presiune sonor.
Relaia Thompson are urmtoarea form :
2
4
10 10 0 5 [dB]44
d
p w
l
VD e SdL L log log N ,
dR
−αθ
= + + + +
π
(1.26) în care :
D – factor de directivitate
α – coeficient de absorbie al aerului
d – distana surs-receptor, [m]
Rl – constanta de absorbie a încperii [m2]
N – numrul surselor punctuale în care poate fi descompus sursa
V –volumul încperii, [m3]
S – aria total a încperii, [m2].
Relaia Thomson are ca punct de pornire ecuaia clasic, dar cu modificri bazate
pe msurri experimentale. Este recomandat s fie folosit pentru spaiile mari, precum
colile sau bisericile.
Relaia Schultz este de forma:
10 5 3 10 0 5 [dB]p wL L log d logV log log N ,= − − − ν + +
(1.27) în care :
24
d – distana surs-receptor, [m]
N – numrul surselor punctuale în care poate fi descompus sursa
V – volumul încperii, [m3]
ν – frecvena central a benzii de octav, [Hz]
Relaia de mai sus este folosit pentru surse monopol precum difuzoarele sau gurile
de aspiraie i este valabil pentru un numr de maxim trei surse monopol.
Pentru patru sau mai multe surse punctuale, relaia Schultz este :
27 6 5 3 1 3 15 8 [dB]p wsL L , log h log X log , log N ,= − − − ν + + (1.28)
în care :
Lws – nivelul de putere corespunztoare unei singure surse, [dB]
h – înlimea la care se afl plafonul, [m]
X – raportul dintre aria suprafeei podelei deservit de surs i ptratul înlimii
plafonului.
Ecuaia clasic pentru calculul relaiei dintre Lp i Lw d rezultate bune în cazul
câmpului apropiat i câmpului reverberant.
În figura 1.3 este prezentat comparaia între nivelurile de presiune acustic dintr-o
încpere calculate cu ecuaia clasic, relaia Thompson i ecuaia Schultz pentru acelai tip
de surs sonor.
Figura 1.3.Comparaia între nivelurile de presiune acustic dintr-o încpere, calculate cu
ecuaia clasic, relaia Thompson i ecuaia Schultz pentru acelai tip de surs sonor.
70
75
80
85
90
95
100
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
d(m)
Lp(dB)
ecuaia cîmpului difuz
ecuaia clasic
ecuaia Thompson
ecuaia Schultz
25
1.1.2 Sursa dipol
Dipolul este un model de surs sonor compus din dou surse punctiforme,
apropiate una fa de alta i având între ele distana d.
Factorul de directivitate D difer de cel al sursei punctiforme.
Factorul de directivitate [12] în acest caz este :
2kd
D cos sinθ = θ
în care :
d – distana dintre cele dou surse care formeaz sursa dipol, [m] k – nr. und, [m-1]
Figura 1.4.Sursa dipol
Când 02
=kd, sursa se comport ca o sfer pulsant [12], producând în spaiu presiuni
acustice duble fa de cele datorate fiecrei surse punctiforme în parte. Presiune acustic
dubl se obine i pentru punctele situate pe o ax perpendicular pe mijlocul distanei
dintre cele dou surse punctiforme.
Pentru ca presiunea acustic s se anuleze trebuie s fie îndeplinit condiia :
( ) ( )2 10 0 1 2
2 2 2
nkd kdcos sin sin n , , ,....
+ π θ = θ = =
Pentru n = 0 relaia de mai sus se poate scrie : 2
sindλθ = .
26
Dac 2
dλ< , presiunea acustic nu se anuleaz în nicio direcie. Curba de
directivitate se îngusteaz doar pentru unghiuri din ce în ce mai apropiate de 2π± .
Figura 1.5.Curba de directivitate pentru 2
dλ< [12]
Dac 2
dλ= , presiunea acustic devine zero în puncte situate pe direcia celor dou
surse monopol. Pe aceast direcie, radiaia unei surse este anulat de radiaia celeilalte
surse.
Figura 1.6.Curba de directivitate pentru 2
dλ= [12]
Dac 34
dλ= , presiunea acustic devine zero în punctele situate pe drepte care
formeaz unghiuri de 42° cu normala la segmentul care unete cele dou surse. În acest
caz, în jurul sursei exist patru loburi de radiaie.
27
Figura 1.7. Curba de directivitate pentru 34
dλ= [12]
Dac d = λ , presiunea acustic devine zero în punctele situate pe pe drepte care
formeaz unghiuri de 42° cu normala la segmentul ce unete cele dou surse. În acest caz,
în jurul sursei exist patru loburi de radiaie, doar c lobul principal de radiaie, de-a lungul
axului normal pe segmentul S1S2 este mai îngust. .
Figura 1.8. Curba de directivitate pentru d = λ [12]
Pentru o anumit distan d, sursa dipol devine cu atât mai directiv cu cât lungimea
de und se micoreaz, deci cu cât frecvena crete.
Intensitatea acustic a sursei se determin cu relaia [12] : 2 2
22
0 0
42 2 2
maxp A kdI cos sin
c cr = = θ ρ ρ
2m
W
(1.29) Intensitatea acustic maxim se obine pentru = 0°.
28
Puterea total radiat de sursa dipol se poate calcula cu relaia [12] : 2
0
41
A sin kdW
c sin kdπ = + ρ
(1.30) Puterea acustic a unei surse dipol se poate exprima astfel în funcie de puterea
acustic a unei surse punctuale [12] :
2 1s
sin kdW W
kd = +
(1.31) în care : Ws este puterea sursei punctiforme, [W]
1.1.3 Surs cuadripol
Cuadripolul este un model de surs sonor compus din patru surse punctiforme,
dispuse lateral (fig. 1.9.a) sau longitudinal (fig. 1.9.b).
Figura 1.9.Sursa cuadripol
În cazul surselor cuadripol laterale, presiunea acustic se calculeaz cu relaia [28]:
( ) 244
Q ckp r, ,t k dD cos sin
rρθ = θ θπ
(1.32) În cazul surselor cuadripol longitudinale, presiunea acustic se calculeaz cu relaia
[28] :
( ) 2 244
Q ckp r, ,t k dD cos
rρθ = θπ
(1.33)
a) b)
29
În figura urmtoare sunt redate curbele de directivitate ale unei surse cuadripol
longitudinale, pentru diferite valori ale raportului dintre distana dintre surse i lungimea de
und.
Figura 1.10.Curbele de directivitate ale unei surse cuadripol longitudinale [16]
1.1.4 Sursa liniar
Un alt tip de surs acustic este surs liniar. Tubulatura din sistemele de ventilare
i climatizare este un exemplu de astfel de surs.
Figura 1.11 Sursa liniar [16]
Pentru un element de lungime dx , puterea este : dW W( x,t )dx= .
30
Dac r(x) este distana elementului dx pân la receptor, atunci asimilând acest
element unei surse punctuale se poate exprima presiunea acustic elementar dp în punctul
R [16]:
( ) ( )( )
2 022
W x,t dxcd p
r xρ= ⋅
π
(1.34) Dac sursa se afl deasupra unui plan perfect absorbant atunci 2 se înlocuiete cu
4. Prin integrare, rezult :
( )( )
2 022e
W x,t dxcp ( t )
r xρ= ⋅
π
(1.35) Nivelul de presiune pe o perioad t1 – t0 este [13] :
1
0
2
2 20 0
110 10 10 2
xe
px
p W( x )L log log dx log
p I r ( x )
= = − π
[dB]
(1.36) în care :
−=
1
0
),(1
)(01
t
t
txWtt
xW [dB]
(1.37) Relaia între nivelul de presiune i cel de putere calculeaz cu relaia [13] :
10 [dB]p wL L log dL= + π
(1.38) în care :
Lp – nivelul de presiune acustic, [dB]
Lw – nivelul de putere acustic, dB]
d – distana surs-receptor, [m]
L – lungimea sursei liniare, [m]
Relaia între nivelurile de presiune sonor msurate la distanele r1 i r2 fa de
surs, pentru o surs de putere W este :
22 1
1
10 [dB]p , p ,
rL L log
r= −
(1.39) în care :
Lp1– nivelul de presiune sonor msurat la distana r1 [m] fa de surs, [dB]
Lp2– nivelul de presiune sonor msurat la distana r2 [m] fa de surs, [dB]
La o dublare a distanei fa de surs, nivelul de presiune sonor scade cu 3 dB.
31
1.1.5 Sursa plan finit O surs plan este o suprafa ce radiaz energie într-o încpere. În apropierea
sursei plane nivelul sonor nu se modific.
Figura 1.12..Sursa plan finit [13]
Calculul nivelului de presiune acustic în funcie de nivelul de putere acustic se
face astfel :
Dac b
d <π
atunci [13],[34,[21] :
10 0 5 [dB]4p wL L log ,bcπ= + +
(1.40)
Dac b c
d< <π π
atunci [13],[34,[22]:
10 10 4 0 5 [dB]p wL L log d log( c ) ,= − − +
(1.41)
Dac c
d >π
atunci [13],[34, [22]:
20 11 0 5 [dB]p wL L log d ,= − − +
(1.42) în care :
Lp – nivelul de presiune acustic, [dB] Lw – nivelul de putere acustic, [dB] d – distana surs-receptor, [m] b – cea mai mic dimensiune a sursei, [m] c – cea mai mare dimensiune a sursei, [m]
Dac b c
r< <π π
, sursa plan se comport ca o surs liniar aflat la aceeai distan
fa de receptor, adic scade cu 3 dB la dublarea distanei.
c
b
x
y
R (Receptor)
O
b < c
32
Dac c
r >π
, sursa plan se comporta ca o surs monopol aflat la aceeai distan
fa de receptor, adic scade cu 6 dB la dublarea distanei.
Figura 1.13. Variaia nivelului de presiune acustic în funcie
de distana surs-receptor
Ellis a artat c apar erori mari dac se calculeaz nivelul de presiune acustic
pentru puncte aflate la marginea sursei plane.
Relaia între nivelurile de presiune sonor msurate la distanele r1 i r2 fa de
surs, pentru o surs de putere W se calculez astfel :
I. Dac 10 r< i πb
r <2 , atunci :
2 1 [dB]p, p,L L=
(1.43)
II. Dac 1
br >
π i 2
cr <
π, atunci [13] :
22 1
1
10 [dB]p, p ,
rL L log
r= −
(1.44)
III. Dac 1 2
cr ,r >
π, atunci [13]:
22 1
1
20 [dB]p , p ,
rL L lg
r= −
(1.45) în care :
Lp1 – nivelul de presiune acustic msurat la distana r1 fa de surs, [dB]
Lp [dB]
br =
π c
r =π
0 dB -3 dB
-6 dB
d [m]
33
Lp2 – nivelul de putere acustic msurat la distana r2 fa de surs, [dB] b – limea sursei, [m] c – lungimea sursei, [m]
1.1.6 Surse plane circulare ce radiaz într-un semiplan
Figura 1.14. Surs plan circular [28]
Intensitatea sunetului în punctul de recepie M, aflat pe axa perpendicular ridicat
din centrul care reprezint sursa este dat de relaia [13] : 2
2 2 2 2 20 0
2 21
2 2 2
R R
A
W dA W( x )dx W xdx W RI ln
r ( l x ) x l l
π = = = = + Ω π + +
2m
W
Legtura între nivelul de presiune acustic i cel de putere acustic este [13], [34] :
2
10 1 3p W
RL L lg ln
l
= + + −
[dB]
(1.46) Variaia celui de-al doilea termen, care depinde de distana l, arat o descretere de
aproximativ 6 dB la fiecare dublare a distanei, începând de la o distan fa de surs egal
cu diametrul discului circular ce constituie sursa.
11..22.. SSIISSTTEEMMEE AACCUUSSTTIICCEE
1.2.1 Caracteristicile unui sistem acustic
Caracteristicile unui sistem acustic sunt [31] : inertana acustic; capacitatea
acustic i rezistena acustic.
Aceste mrimi depind de modul în care se efectueaz deplasarea mediului pentru
diferite surse acustice i de modul în care este limitat mediul elastic.
34
Punerea în eviden a acestor caracteristici se face prin modelare, apelând la
reprezentri din domeniul circuitelor serie de curent alternativ.
1.2.1.1 Inertana acustic
Inertana acustic este legat de efectul masei de gaz puse în micare de perturbaia
de presiune ce se propag în lungul unui tub.
Considerm un tub de seciune S, umplut pe toat lungimea cu gaz de masa MM i
acionat de forta F1, prin intermediul unui piston. Viteza momentan a gazului din tub este
v i variaz în timp.
Ecuaia dinamic a masei de gaz din tub este [31]:
1M
dvM F
dt=
(1.47) Relaia poate fi transformat astfel încât s fie pus în eviden presiunea
exercitat asupra gazului din tub [31] :
( ) 1Md vSM F
S Sdt S=
(1.48) în care :
MA = MM / S2 – masa acustic sau inertana acustic,
2m
kg
p1 = F1/S – presiunea indus în masa de gaz din tub, [Pa]
U = vS – viteza volumic sau flux de vitez volumic,
sm3
De aici rezult :
1 A
dUp M
dt=
1.2.1.2 Capacitatea acustic Capacitatea acustic este o mrime legat de variaia volumului unui gaz la
aplicarea unei presiuni p.
Pentru modelare, se imagineaz o cavitate umplut cu gaz, având un orificiu de
legtur cu exteriorul. Se consider c dimensiunile cavitii sunt mici fa de lungimea de
und a sunetului. Presupunând c aerul se comport elastic, rezult [31]:
2 MF k x=
(1.49)
35
Sau, în alt form [31]:
2
1
M
F vdtC
=
(1.50) în care :
CM este compliana mecanic (inversul constantei elastice kM). Presiunea este [31]:
22 2
1
M A
F Up ( vS )dt
S S C i C= = =
ω [Pa]
(1.51) în care :
CA = S2CM reprezint capacitatea acustic. Se definete reactana capacitiv [31]::
2C
A
p iiX
U C= = −
ω
(1.52)
Pe baza definiiei A
dVC
p= , se poate exprima astfel[31]: :
2A
VC
c=
ρ
(1.53) Expresia reactanei capacitive este [31]::
2
C
cX
Vρ= −ω
1.2.1.3 Rezistena acustic
Rezistena acustic intervine la deplasarea forat a aerului prin deschideri mici sau
tuburi înguste. Ea se datoreaz vâscozitii mediului fluid. Rezistena mecanic, care se
opune forei aplicate F3, apare ca produsul vitezei de deplasare a aerului cu un coeficient
RM, care este direct proportional cu coeficientul de vâscozitate η al gazului i lungimea
tubului i invers proporional cu seciunea S a tubului.
3 MF R v=
(1.54) F3 exprimat în termeni acustici, dup procedeele aplicate mrimilor acustice
prezentate anterior, conduce la [31]:
3 MF R vSS S S
=
(1.55)
36
3 Ap R U=
(1.56) în care :
32
MA
p RR
U S= =
(1.57) reprezint rezistena acustic.
1.2.1.4 Impedana acustic
În cazul unui sistem acustic, impedana acustic se calculeaz ca la circuitul
electric în curent alternativ [31]:
A A AZ R iX= +
(1.58) în care :
RA este rezistena acustic; XA reactana acustic (suma reactanelor inductiv i capacitiv)
A i cX X X= +
(1.59) Impedana acustic specific ZS reprezint o proprietate caracteristic unui mediu,
legat de propagarea undelor acustice iar impedana acustic ZA permite caracterizarea unui
sistem acustic (rezonatori, tuburi, pâlnii, etc.) prin care se transmit sunete.
Noiunea de impedan apare i în caracterizarea sistemelor mecanice vibrante, aici
purtând denumirea de impedan mecanic ZM.
Cele trei mrimi sunt definite matematic în continuare: [28]
S A M
p p p F pSZ , Z , Z
U S= = = = =
ν ν ν ν
(1.60) 1.2.2 Tipuri de sisteme acustice 1.2.2.1 Tub sonor cu seciune constant
Tubul sonor este alctuit dintr-un tub rigid, de lungime l, seciune circular i
diametru D. Seciunea S a tubului este constant. Se presupune c undele de presiune din
tub sunt plane, deci sunt îndeplinite urmtoarele conditii : il D> λ < λ .
Ecuaia general a undelor este :
( ) ( ) ( )i t kx i t kxx,t Ae Beω − ω +Φ = +
37
Presiunea într-un punct va fi :
( ) ( )( )kxtikxti BeAeikdt
p +− +−=Φ∂−= ωω
(1.61)
(1.62)
Figura 1.15.Tub sonor cu seciune constant [28]
Viteza frontului de und este :
( ) ( )( )i t kx i t kxxv ik Ae Be
dxω − ω +∂Φ= = − −
(1.63) în care :
Pi = iωρA amplitudinea presiunii undei directe
Pr = -iωρB amplitudinea presiunii undei reflectate
U = vxS viteza volumic
Folosind aceste notaii obtinem :
( ) ( )kxtir
kxtii ePePp +− += ωω
(1.64) ( ) ( )( )i t kx i t kx
i r
SU Pe P e
cω − ω += −
ρ
(1.65) Impedana acustic a tubului este :
ikx ikxi r
A ikx ikxi r
Pe P ep cZ
U S Pe P e
−
−
+ρ= = ⋅−
(1.66) Impedana caracteristic a tubului este :
A
cZ
Sρ=
(1.67) Pentru calculul impedanei acustice se pun condiii la cele dou capete ale tubului
[12]:
La intrare (x = -1)
38
ikl ikli r
l c ikl ikli r
Pe P eZ Z
Pe P e
−
−
+=−
(1.68) La ieire (x = 0)
li
ric PP
PPZZ
−+
=0
(1.69) Dac se utilizeaz factorul de reflexie [12]:
11
22
11
cc
z
zz
PP
Ri
r
ρρ
=
+−==
(1.70) atunci expresiile de mai sus se pot scrie :
RR
ZZ c −+=
11
0
(1.71)
iklikl
iklikl
cl e
eReZZ −
−
−+
=Re
(1.72) Din relaia 1.74, obinem :
c
c
ZZZZ
R+−
=0
0
(1.73) Zl se poate exprima în funcie de Z0 :
0
0
cl c
c
Z iZ tan klZ Z
Z iZ tan kl+=+
(1.74)
00
l cc
c
Z iZ tan klZ Z
Z iZ tan kl−=−
(1.75) Presiunea în tub se poate exprima în funcie de presiunea la intrare [12]:
( ) tic
c
i ekxiZkxZZZ
Pp ωsincos
20
0
−+
=
(1.76)
Dac Z0 Zc, atunci R 0 i în tub apare o und reflectat, existând condiii de
formare a undelor staionare prin interferena undei directe cu cea reflectat i aprând
astfel noduri (minime de presiune acustic) i ventre (maxime de presiune acustic).
Poziia nodurilor i ventrelor de presiune variaz cu frecvena sunetului care se propag în
39
tub i cu natura impedanei, funcie de natura suprafeei de discontinuitate : tub închis sau
tub deschis.
În tubul închis la un capt cu un capac rigid i perfect reflectant, viteza particulei
este nul, astfel încât impedana terminal devine infinit.
Factorul de reflexie acustic este [12]:
11
1
0
0 =+
−=
ZZZZ
Rc
c
(1.77) Impedana de intrare este [12]:
l cZ iZ ctg lcω= −
(1.78) Impedana de intrare are formula unei reactane, aerul din tub reactionând ca un arc
simplu sau ca o capacitate electric, dac :
02 ll , Z
cω π< <
(1.79) Pentru aer (c = 340 m/s) :
2 85340 2
l ,l
πν π< ν <
(1.80)
Pentru frecvene joase, atâta timp cât 85l
ν < , cotangenta funciei ia valori pozitive,
astfel încât Zl rmâne negativ. Aerul din tub acioneaz ca un resort simplu sau o
capacitate electric.
Pentru frecvene înalte, valoarea cotangentei devine când pozitiv, când negativ,
astfel încât putem avea pentru Zl valori negative sau pozitive, caracterul impedanei
corespunzând unei comportri alternative inductiv-capacitive a aerului din tub.
Seciunea de intrare a tubului, se va considera deschis : o seciune închis nu ar
avea sens, pentru c ar conduce la un tub care nu poate radia energie acustic.
Dac tubul este deschis la intrare, Zl = 0 , i în acest caz :
0ctg lcω =
(1.81) Atunci :
( )2 1 1 2 32
n l n n ; ; ...c
ω π= − =
(1.82)
40
în care ωn este pulsaia de rezonan a tubului deschis la un capat i închis la cellalt.
Frecvena de rezonan i lungimea de und a sunetului emis la rezonan
(fundamental i armonic) de ctre acest tub va fi :
2 14
42 1
n
nc
ll
n
−ν =
λ =−
(1.83)
Din relaiile de mai sus reiese c frecvena de rezonan nu depinde de sectiunea
tubului, cu condiia ca pereii si s fie rigizi. În realitate, frecvena de rezonan este
dependent într-o oarecare msur de seciunea tubului.
Pentru n = 1 se obine frecvena sunetului fundamental 1 4cl
ν = . Pentru alte valori
ale lui n se obin frecvenele diferitelor armonice. Pentru astfel de tuburi, unda acustic se
propag de la captul deschis în lungul tubului, se reflect cu schimbarea semnului, se
întoarce, se reflect la captul deschis fr schimbare de semn i pornete împreun cu o
nou und direct. În cazul sunetului fundamental cele dou unde sunt în concordan de
faz, în felul acesta producându-se o întrire a sunetului din tub.
Presiunea într-un punct oarecare al acestui tub este :
2 i tip P cos kxe ω=
(1.84)
Valoarea amplitudinii ei este maxim P = 2Pi pe peretele rigid de închidere (x = 0).
În aceste condiii, se obin ventre în punctele distanate cu un numr par de /4 de
acest capt i noduri pentru seciunile distanate cu un numr impar de /4. Pentru vitezele
de vibraie ale particulelor de aer se obin noduri pe suprafa rigid, deci variaia este în
opoziie de faz cu presiunea.
La frecvene joase, pentru 2
klπ< , respectiv
4cl
ν < , aerul din tub se manifest ca o
inductan electric sau ca o mas (inertan)
La frecvene înalte, Zl va fi alternativ mai mic sau mai mare ca 0, manifestându-se
ca un resort.
Dac intrarea tubului este deschis, impedana de intrare este zero i :
0tan lcω =
(1.85)
din care rezult pulsaia, frecvena i respectiv lungimea de und la rezonan :
41
(1.86)
Dac n = 1, frecvena fundamental este : 1 2cl
ν = , fiind de dou ori mai mare ca a
tubului deschis la un capt i închis la cellalt. Pentru alte valori ale lui n, se obin
frecvenele celorlalte armonice.
Frecvena sunetului fundamental într-un tub deschis la ambele capete este de dou
ori mai mare decât frecvena sunetului fundamental într-un tub închis la un capt, ambele
tuburi având aceeai lungime.
Tubul deschis d octava superioar a sunetului dat de tubul închis de aceeai
lungime. Pentru a obine sunete de aceeai înlime, trebuie ca tubul deschis s fie de dou
ori mai lung decât cel închis.
Presiunea într-un punct al tubului este :
tii kxeiPp ωsin2−=
(1.87)
iar în seciunea de ieire (x = 0) amplitudinea ei este nul, presiunea incident i cea
reflectat fiind în opoziie de faz.
Dac tubul este închis la captul opus intrrii cu un capac a crui impedan este
egal cu impedana caracteristic a tubului, Z0 = Zc. În acest caz Zl = Zc iar factorul de
reflexie este nul. În tub exist numai unda progresiv i nu apare fenomenul de rezonan.
Acesta este cazul tubului de lungime infinit.În cazul tubulaturiide lungime mare în raport
cu lungimea de und a sunetului propagat, este necesar întroducerea unei mrimi de
distribuie pentru a caracteriza din punct de vedere acustic o poriune unitar din lungimea
conductei.Aceast mrime include inertana unitar i capacitatea acustic unitar :
0
1 20
li
A
MSS
Cc
ρ=
=ρ
(1.88) 1.2.2.2 Tub cu seciune variabil
În aceast categorie se consider tuburile sau tubulaturacu seciune circular sau
dreptunghiular constant, dar cu variaii în trepte ale sectiunii de-a lungul tubului.
(fig.1.16)
42
Dac lungimea de und a sunetului este mai mic decât diametrul tubului sau
diametrul seciunii, undele se propag de-a lungul axului tubului ca într-un mediu întins.
Dac lungimea de und este mare fa de dimensiunile seciunii, propagarea
undelor este asemntoare cu cele întâlnite la trecerea dintr-un mediu cu o anumit
impedan, într-un mediu cu o alt impedan.
Figura 1.16.Tub cu seciune variabil [28]
Datorit variaiei de seciune, o parte din und incident se reflect, iar cealalt
parte se transmite prin seciunea liber a conductei.
Considerm o und plan care se propag în prima seciune de canal S1 .Ajungând
la schimbarea de seciune, definit prin abscisa x = 0, unda acustic se reflect i o parte se
transmite mai departe (se refract). Aceasta înseamn c numai o parte din energia acustic
se transmite mai departe.
Presiunea acustic se poate scrie :
Pentru unda incident : i t i xi ip Pe eω − ω=
Pentru unda reflectat : i t i xr rp P e eω ω=
Pentru unda transmis (refractat) : i t -i xt tp Pe eω ω=
Se consider c impedana acustic este aceeai în ambele seciuni ale tubului.
În seciunea x = 0, se pune condiia ca presiunile de o parte i de alta a seciunii s
fie egale :
i r tp p p+ = (1.89)
i curgerea fluidului de-a lungul conductei s fie continu :
( )1 2 i r tS v – v S v= . (1.90)
inând seama c :
0
p p pSZ ; v
v z c= = =
ρ
(1.91)
rezult:
43
( )1 2
i r t
i r t
P P P
S P P S P
+ =− =
(1.92)
Rezolvând sistemul 1.94, se pot determina expresiile amplitudinilor presiunilor
reflectate i transmise, în funcie de presiunea incident:
12
12
11
r
i
P sP s
−=+
(1.93)
în care: s12 = S1/S2 este raportul ariilor celor dou seciuni ale tubului.
Coeficientul de reflexie * i coeficientul de transmisie * sunt :
2
12
12
11
r
t
W s*
W s −ρ = = +
( )
122
12
4
1t
i
W s*
W sτ = =
+
(1.94)
în care: s12 > 1, unda acustic incident este reflectat fr schimbare de faz, echivalent cu
trecerea undei dintr-un mediu mai puin dens într-unul mai dens; s12 < 1, unda acustic incident este reflectat cu schimbare de faz, echivalent cu
trecerea dintr-un mediu mai dens într-unul mai puin dens; s12 = 1, rezult Pr = 0 si Pt = Pi , deci nu se modific nimic în propagarea undei.
Energia transmis de cealalat parte a planului în care se produce schimbarea de
seciune, este cu atât mai mic, cu cât raportul dintre ariile seciunilor tubului este mai
mare.
Dac s12 =3 , coeficientul de transmisie * = 0,75 , iar atenuarea introdus de tubul
cu schimbare de seciune este :
1 110 10 1 2dB
0 75L log log ,
,∆ = = =
τ
(1.95) Atenuarea introdus prin schimbarea de seciune este destul de mic. Pentru
obinerea de valori mari ale atenurii trebuie luate tuburi cu raportul s12 cât mai mare.
1.2.2.3 Filtre acustice Exist situaii când este necesar transmiterea sau oprirea sunetelor de anumite
frecvene. În aceste cazuri se folosesc filtrele acustice care permit atenuarea unor sunete
nedorite din spectrul recepionat. Pentru oprirea sunetelor de frecvene înalte i trecerea
44
celor de frecven joas se folosete filtrul trece-jos, iar pentru oprirea sunetelor de
frecvene joase i trecerea celor de frecven înalt se folosete filtrul trece-sus.
1.2.2.3.1 Filtrul trece-jos
Filtrul trece-jos este format dintr-un tub care prezint lrgiri i îngustri ale seciunii
transversale. El are forma din fig. 1.17, în care S1 i S3 pot fi egale sau diferite.
Figura 1.17.Filtrul trece-jos [28]
Datorit reflexiei care se produce în dreptul planului în care are loc prima
schimbare de seciune (x = 0), în poriunea de tub cu seciunea S1 exist o und incident i
o und reflectat.
( ) ( )11
i kx tt ip P e− −ω=
(1.96) ( ) ( )
11
i kx tr rp P e +ω=
(1.97)
În cavitatea de seciune S2 avem o und transmis din prima seciune S1 i o und
reflectat în dreptul planului în care are loc cea de-a doua schimbare de seciune (x = l) :
( ) ( )22
i kx tt tp P e− −ω=
(1.98) ( ) ( )
22
i kx tr rp P e +ω=
(1.99)
În a treia poriune a tubului, de seciune S3, avem o singur und i anume unda
transmis dincolo de planul în care are loc cea de-a doua schimbare de seciune :
( ) ( )33
i x l i tt tp P e e− − ω=
(1.100)
Scriind relaiile de condiie de continuitate a presiunilor i continuitate a curgerii în
cele dou seciuni de jonciune a poriunilor de conduct, obinem :
( )1 1 2 2
1 1 1 2 2 2
Pentru 0 i r t r
i r t r
P P P P ;x
S P P S ( P P );
+ = += + = +
45
(1.101)
2 2 3
2 2 2 3 3
Pentru ikl ikl
t r t
ikl iklt r t
P e P e P ;x l
S ( P e P e ) S P ;
−
−
+ == − =
(1.102)
Pentru punerea în eviden a modului în care lucreaz filtrul, este necesar
determinarea valorii presiunii transmise în poriunea a treia (Pt3 )în funcie de valoarea
presiunii incidente, în prima poriune a tubului (Pi1).
Rezolvarea primului sistem se va face pentru determinarea elementelor undei de
presiune transmise în seciunea S3 în raport cu presiunea incident din seciunea S1. Se
calculeaz factorul de transmisie T13 i coficientul de transmisie al puterii acustice *13 :
313
1 13 12 23
21
t
i
PT
P ( s )cos kl i( s s )sin kl= =
+ + +
(1.103) 3 13
2 2 2 21 13 12 23
41
t
i
W s*
W ( s ) cos kl ( s s ) sin klτ = −
+ + +
(1.104) în care :
1 2 112 23 13 12 23
2 3 3
S S Ss ; s ; s s s
S S S= = = ⋅ =
(1.105) De obicei, la filtrele acustice S1 = S3, deci s13 = s12 i s23 = 1/s12
Astfel, expresia devine :
13
2
2 212
12
11 1
14
tan kl*
( s ) tan kls
+τ =+ +
(1.106)
Pentru kl = n, rezult *13 = l, energia acustic se transmite integral, obinându-se
pentru lungimea poriunii de seciune S2 valoarea :
1 2 32
nn
nl n ; n , , ,...
kλπ= = =
(1.107) În acest caz atenuarea este mic.
Pentru ( )
212 π−= n
kl
2 1 2 11 2 3
2 4n
( n ) ( n )l ; n , , ,...
k− π − λ= = =
(1.108)
coeficientul de transmisie acustic este minim : *13 = )1(
4
12
212
+ss
.
În acest caz atenuarea devine maxim.
46
În cazul unui filtru acustic la care lungimea cavitii este 4
lλ= , frecvena de
atenuare este aproximativ ν = 1700 Hz. În figura 1.18. este reprezentat caracteristica de
atenuare a unui astfel de filtru.
Deoarece caracteristica nu este foarte ascuit, atenuarea se realizeaz pe un grup
de frecvene în jurul celei calculate.
Figura 1.18.Caracteristica de atenuare a unui filtru trece-jos
Curba a fost trasat pentru l =5 cm i s12 =4.
În banda în care frecvena este mai mic decât 4cl
ν = , coeficientul de transmisie
scade cu cât frecvena sunetului crete, aceasta însemnând c sunetele de frecvene joase
sunt mai bine transmise, în timp ce sunetele de frecvene înalte sunt puternic atenuate.
Sunetele ale cror frecvene depesc frecvena la care coeficientul de transmisie
este minim, încep s fie mai puin atenuate; coeficientul de transmisie începe s creasc.
Pentru realizare unei atenuri pe un interval mai larg, se pot utiliza mai multe filtre
legate în serie.
1.2.2.3.2 Filtrul trece – sus
Filtrul trece-sus se realizeaz dintr-o conduct de seciune constant, având în
lungul su o serie de derivaii, cu axele normale pe axul tubului.
Figura 1.19.Filtru trece-jos
47
Pentru simplificare se consider un filtru constituit dintr-un tub având seciunea
circular S i prevzut cu o singur derivaie.
Prin practicarea acestui orificiu, în dreptul planului corespunztor punctului de
îmbinare (x = 0), se produce o reflexie asfel încât în poriunea tubului din stânga planului
considerat exist o singur und incident i o singur und reflectat :
( ) i t – kxi ip Pe ω=
(1.109) ( ) i t kx
r rp P e ω += (1.110)
În dreapta planului corespunztor (x = 0), exist o und transmis în lungul tubului
i o und tarnsmis în derivaia tubului :
( ) i t – kxt tp Pe ω=
(1.111)
i td dp P e ω=
(1.112) Se consider c presiunea din derivaie nu variaz cu x (x = 0).
Pentru punerea în eviden a modului în care lucreaz filtrul elementar, este
necesar determinarea valorii presiunii transmise în lungul tubului Pt dincolo de seciunea
derivaiei în funcie de valoarea presiunii incidente Pi.
Utilizând condiiile de presiune i relaiile de mai sus pentru (x = 0) se obine :
1 1 1
i r t dc c d
Pi Pr Pt Pd
( P P ) P PZ Z Z
+ = = − = +
(1.113)
în care Zd este impedana acustic a derivaiei.
Din aceste ecuaii se obin :
(1.114)
cd
d
r
t
ZZZ
PP
5,0+=
în care:
Zc este impedana caracteristic a conductei principale i are expresia :
0c
cZ
Sρ=
(1.115)
Zd este impedana derivaiei este necunoscut, i are forma general :
cd
c
r
i
ZZZ
PP
5,05,0
+−=
48
d d dZ R iX= +
(1.116)
Coeficientul de reflexie este : 2 2
0
2 20
2
2
r r
i id d
( c S )W P*
cW P ( R ) XS
ρρ = = = ρ + +
(1.117) Coeficientul de transmisie este :
2 2 2
2 20
2
t t d d
i id d
W P R X*
cW P ( R ) XS
+τ = = = ρ + +
(1.118)
Se poate calcula energia transmis prin tubul de derivaie, prin intermediul
coeficientului de transmisie :
( )02
20
1
2
dd
d d
c S R* * *
cR X
S
ρτ = − ρ −τ =
ρ + +
(1.119)
Coeficientul de transmisie crete cu frecvena. Pentru = 0, coeficientul de
transmisie are o valoare minim, apropiat de zero. Pe msur ce frecvena crete,
coeficientul de transmisie crete, sunetele înalte fiind mai puin atenuate decât cele joase.
11..33.. CCOONNCCLLUUZZIIII
Într-o cldire, nivelul de zgomot al instalaiei de ventilare i climatizare constitie
mai mult de 60 % din nivelul de zgomot al tuturor echipamentelor aferente unei cldiri.
Principalele surse de zgomot într-o instalaie de ventilare i climatizare sunt :
piesele în micare ale diferitelor echipamente (ventilatoare, compresoare, pompe), curgerea
fluidelor prin ci de propagare: tubulatur, ramificaii, coturi, variaii de seciune, uniti de
distribuie a aerului i vibraiile care excit structurile. Acestea sunt surse complexe de
zgomot i pot fi studiate prin reducerea lor la cazurile simple ale surselor fizice
fundamentale, fiind combinaii ale acestora.
Ventilatoarele, gurile de aspiraie i refulare, grilele, difuzoarele compresoarele,
chillerele aflate pe terasa unei cldiri pot fi considerate surse monopol.
Tubulatura i difuzoarele foarte înguste i de lungime mare sunt considerate surse
liniare.
Chillerele aflate în încperi sunt considerate surse linare.
49
Dac un echipament este montat lâng peretele unei încperi, atunci o parte din
energia acustic este radiat prin perete în încpere, iar peretele este considerat surs plan
de lungime finit.
Aceast modelare a surselor de zgomot este necesar în calculul estimativ al
nivelului de presiune acustic la diverse distane, în funcie de puterea acustic.
50
CCAAPPIITTOOLLUULL 22 SSUURRSSEE DDEE ZZGGOOMMOOTT ÎÎNN IINNSSTTAALLAAIIIILLEE DDEE VVEENNTTIILLAARREE II
CCLLIIMMAATTIIZZAARREE CCEE EECCHHIIPPEEAAZZ CCLLDDIIRRIILLEE
Principalele surse de zgomot într-o instalaie de ventilare i climatizare sunt :
• Piesele în micare ale diferitelor echipamente:
• Ventilatoare
• Compresoare
• Pompe
• Curgerea fluidelor prin ci de propagare: tubulatur, ramificaii, coturi,
variaii de seciune, uniti de distribuie a aerului
• Vibraiile care excit structurile
Zgomotul se propag pe cale aerian sau cale structural.
În figura 2.1. sunt prezentate cile de transmitere a zgomotului într-o cldire.
Figura 2.1. Cile de transmisie a zgomotului [6]
(1) calea aerian de transmitere a zgomotului unei instalaii prin tubulatur;
(2) calea aerian de transmitere a zgomotului unei instalaii prin deschizturi spre
spaiile ocupate, direct sau indirect;
(3) calea aerian de transmitere a zgomotului unei instalaii prin structur spre spaiile ocupate;
(4) calea aerian de transmitere a zgomotului unei instalaii prin tubulatur spre
spaiile ocupate adiacente;
51
(5) calea structural : vibraiile sunt transmise întâi structurii cldirii, tubulaturii i
apoi spaiilor ocupate.
2.1.ZGOMOTELE PRODUSE DE PIESELE ÎN MICARE ALE ECHIPAMENTELOR
2.1.1.Ventilatoare
Ventilatoarele sunt principalele surse de zgomot din echipamentele de ventilare.
Zgomotul total produs de ventilatoare se compune dintr-un zgomot de natur
aerodinamic i dintr-un zgomot de origine nearodinamic.
Cile de transmisie a zgomotelor produse de ventilatoare sunt prin traversarea
carcasei ventilatorului, prin gura de aspiraie i prin gura de refulare.
2.1.1.1. Zgomotele aerodinamice [5], [13], [21], [22], [25], [31] se datoreaz
turbulenei aerului în interiorul ventilatorului i anume :
-la intrarea în rotor ;
-ca urmare a aciunii tietoare a paletelor;
-de-a lungul suprafeei paletelor în zonele în care aerul se desprinde de acestea ;
-la capetele paletelor –unde aerul prsete suprafaa acestora pentru a intra in
spaiul carcasei;
-în interiorul carcasei –în locul în care aerul îi modific direcia i viteza;
-în zona în care rotorul este mai aproape de carcas i unde vitezele neuniforme ale
curenilor de aer care ies din canalele dintre palete, lovind peretele carcasei, dau natere la
fenomene de pulsaie.
Nivelul de zgomot depinde de tipul rotorului i forma paletelor
Zgomotul aerodinamic are o componenta de rotaie i o componenta turbionar.
Componenta de rotaie este asociat impulsului datorat curentului de aer, de fiecare
dat când o palet trece printr-un punct dat i este constituit dintr-o serie de tonuri discrete
la frecvene fundamentale de trecere a paletei i a armonicilor acesteia .
Zgomotul datorat componentei de rotaie este caracteristic tuturor tipurilor de
ventilatoare. Ori de câte ori o palet trece printr-un punct dat, particulele de aer din acel
punct primesc un impuls. Ritmul de repetare al acestui impuls (frecvena de trecere a
paletei) determin tonul fundamental al zgomotului de acest tip.
Frecvena fundamental este:
52
[ ]HznN
p 60=υ
(2.1) în care :
N este viteza de rotaie
N este numrul de palete ale rotorului.
Dac se dubleaz numrul paletelor, se dubleaz i frecvena fundamental.
Spectrul acestui tip de zgomot este continuu.
Componeta turbionar se datoreaz neomogenitilor locale i a celor de la intrarea
i ieirea rotorului, fiind produs de apariia pulsaiilor aerului în jurul unor obstacole fixe
sau în jurul paletelor în micare.
Zgomotul aerodinamic depinde de forma paletelor, de presiune i de viteza
periferic a rotorului. Intensitatea depinde de puterea a cincea i în unele cazuri de puterea
a opta a vitezei periferice. La dublarea vitezei, nivelul de zgomot crete cu 15-24dB.
Zgomotul datorat palelor ventilatoarelor axiale este de obicei mai mare decât al
ventilatoarelor centrifugale.
2.1.1.2. Zgomotele nearodinamice [5], [13], [21], [22], [25], 31] au ca
origine :
1. Proasta echilibrare a rotorului (dac ventilatorul este fixat fr montaj
antivibratil pe o structur fix) i vibraiile datorate carcasei.
2. Zgomotul de rulare i de paliere Ventilatoarele având o viteza de rotaie
mic (inferioar sau egal cu 1500 rot/min) pot fi echipate cu paliere lise. Aceste paliere
suport încrcturi mici, dar sunt foarte silenioase. Pentru viteze superioare sau încrcri
axiale importante, sunt necesari rulmenii cu bile.
3. Zgomotul motorului electric Câmpul magnetic creaz un zgomot care
acoper o mare parte din spectrul acustic al ventilatorului. Nivelul de zgomot datorat
motorului electric este în general redus –este cu 10-15dB mai mic decât nivelul zgomotului
ventilatorului.
4. Zgomotul datorat transmisiei mecanice se datoreaz proastei echilibrri a
motorului.
Zgomotele de origine neaerodinamic sunt cel mai adesea datorate unor defecte
particulare i sunt mai puin importante decât cele de origine aerodinamic. Pe de alt
parte, aceste zgomote sunt o parte important a nivelului sonor al încperii unde este
instalat ventilatorul.
53
Mult timp s-a crezut c zgomotul produs de ventilatoare în instalaie depinde de
viteza la gura de refulare. Din aceast cauz, ventilatoarele vechi erau caracterizate prin
viteze reduse la gurile de refulare.
Tehnica modern arat c ventilatoarele pot refula aerul cu viteze mari,
meninându-se în domeniul unor funcionri silenioase, cu condiia ca aceste viteze s
corespund unor anumite limite ale presiunii statice dezvoltate în ventilator.
O regul care se aplic în cazul construirii ventilatoarelor în scopul obinerii unei
funcionri silenioase este ca presiunea dinamic (corespunztoare vitezei de refulare) s
fie :
-15 -20% din presiunea static –în cazul ventilatoarelor cu palete înclinate înainte;
-7-13 % din presiunea static -in cazul ventilatoarelor cu palete înclinate înapoi.
La debitul i presiunea necesar instalaiei, ventilatoarele trebuie alese astfel încât
punctul de funcionare s se gseasc în dreptul sau în preajma randamentului optim.
Dac din motive de proiectare ventilatorul ales este supradimensionat soluia este
neeconomic i duce la o funcionare mai zgomotoas decât pentru un ventilator având
debitul si presiunea necesare. Aceasta se explic prin desprinderea curentului de aer de
suprafaa paletelor, însoit de turbulena care ia natere. Ventilatoarele subdimensionate
sunt de asemenea zgomotoase, datorit vitezelor mai mari pe care le capt aerul în
ventilator.
Pentru caracterizarea zgomotului unui ventilator este necesar cunoaterea nivelului
puterii acustice pentru fiecare band de octav radiat de carcasa ventilatorului i la nivelul
fiecrei guri de refulare sau de aspiraie a ventilatorului.
Valoarea nivelului de putere acustic global Lw (dac nu este indicat de
productor) a zgomotului de natura aerodinamic produs de un ventilator situat la distana
de 1 m de carcasa acestuia, este dat de relaia (2.2) numit relaia Madison-Graham [34] i
relaia (2.3), cunoscut ca relaia Beranek [13].
Lw=10 lgQ+20lgp [dB] (2.2)
Lw=20 lgW-10lgQ [dB] (2.3)
în care:
W este puterea ventilatorului, [kW]
P este presiunea aerului, [Pa]
Q este debitul ventilatorului,
min
3m
54
În tabelul 2.1 sunt prezentate comparativ, din punct de vedere acustic,
caracteristicile principalelor tipuri de ventilatoare.
Tabelul 2.1. Caracteristicile acustice ale ventilatoarelor
Ventilatoare centrifugale
Ventilatoare axiale
Cu palete înclinate înapoi Cu palete înclinate înainte
-zgomotul aerodinamic este redus ca urmare a faptului c turbulena aerului în rotor este mai mic.
-viteza cu care aerul prsete paletele este mai mic decât la ventilatoarele cu palete înclinate înainte;
-zgomotul mecanic este mare (pentru c necesit o turaie mai mare pentru a-i realiza presiunea) la dimensiuni mici ale mainii;
-sunt avantajoase la dimensiuni mari, la care turaia este mic;
-cele cu profil aerodinamic la dimensiuni mici, produc zgomot mecanic puternic, datorit turaiilor mari necesar;
-sunt avantajoase în instalaiile în care reeaua de canale este lung i contribuie la atenuarea natural a frecvenelor înalte;
-nivelul de zgomot la debite mari nu crete mult fa de cel corespunztor debitelor reduse.
-au un zgomot mecanic mai mic la dimensiuni mici datorit faptului c turaia este mic;
-nivelul de zgomot are un minimum în zona debitelor reduse, dar crete pe msura creterii debitelor de aer.
-curba nivelului de zgomot are un minimum care se situeaz în dreptul randamentului optim, dar prezint o cretere în zona debitelor reduse. În aceast zon ventilatorul tinde s pulseze, efectele se adun i au ca rezultat o funcionare zgomotoas accentuat i de turaia mare la care trebuie s funcioneze aceste venti-latoare;
-prezint un spectru de linii;
-nivelul de zgomot are un maximum în jurul frecvenei de 300 Hz.
Dac se cunoate doar nivelul global al puterii acustice i în calcule este nevoie de
nivelul de putere în benzi de frecven, atunci în funcie de tipul ventilatorului se adaug
valorile din tabelul 2.2.
55
Tabelul 2.2 Valorile ce trebuie adugate nivelurilor de putere acustic pentru diverse tipuri de ventilatoare [21], [6]
Ventilatoare centrifugale
Frecvena medie a benzii de octav
[Hz] Cu palete înclinate înainte
Cu palete înclinate înapoi
Ventilatoare elicoidale
63 -2 -9 -9
125 -7 -8 -8
250 -12 -7 -7
500 -17 -12 -7
1000 -22 -17 -8
2000 -27 -22 -10
4000 -32 -27 -14
8000 -37 -32 -18
Micarea de rotaie a paletelor ventilatorului produce un zgomot de frecvene bine
definite, care sunt legate de numrul paletelor i de viteza de rotaie, de aceea la valoarea
frecvenei [ ]HznN
p 60=υ se adaug un termen corectiv, care depinde de tipul
ventilatorului
Tabelul 2.3.Termenul corectiv funcie de tipul ventilatorului [21], [6]
Ventilatoare centrifugale
Cu palete înclinate înainte
Cu palete înclinate înapoi
Ventilatoare axiale
+2 +3 +7
Ventilatoarele axiale prezint un spectru de linii; frecvena cea mai joas este cea
corespunztoare turaiei, iar frecvena cea mai înalt corespunde produsului dintre turaie i
numrul de palete. Spre deosebire de ventilatoarele axiale, la care componentele spectrale
nu variaz prea mult în banda de frecvene, spectrele ventilatoarelor centrifugale [21], [41]
prezint urmtoarele particulariti :
-indiferent de înclinarea paletelor, alura rectilinie a curbei scade cu 5dB/octav,
odat cu creterea frecvenei ;
-pentru ventilatoarele de putere mare i care au palete înclinate înapoi, curba
spectral se deplaseaz înspre dreapta pân când valoarea corespunde primei benzi de
octav, ajungând în banda de frecvene în care se gsete frecvena paletei ; la frecvene
inferioare frecvenei paletei, spectrul scade cu o pant de 5 dB/octav ;
56
-ventilatoarele centrifugale cu palete înclinate sau curbate spre înapoi , sunt mai
silenioase decât celelalte tipuri de ventilatoare centrifugale. În acelai timp, la frecvene
medii, produc un nivel sonor mai mare decât ventilatoarele înclinate cu palete înclinate
înainte. Zgomotul discontinuu de rotaie al paletelor reprezint o parte care nu se poate
neglija in cazul frecvenelor joase, el crete cu viteza de rotaie ;
-ventilatoarele centrifugale cu palete înclinate spre înainte creaz un zgomot de
tole, destul de ridicat i în cazul frecvenelor joase. Zgomotul datorat discontinuitilor
paletelor în timpul rotaiei este mai mic decât pentru celelalte tipuri de ventilatoare;
-ventilatoarele centrifugale cu palete înclinate sunt cele mai zgomotoase,
producând un zgomot de rotaie al paletelor discontinuu.
În cazul ventilatoarelor centrifugale nivelul zgomotului este cu atât mai ridicat cu
cât parametrul Rr∆
este mai mic, R fiind raza rotorului în m i r spaiul, msurat radial
între extremitile palelor i carcasa ventilatorului în m.
2.1.1.3. Legea de variaie a zgomotului ventilatoarelor [21]
Cea mai cunsocut i utilizat lege de variaie a zgomotului ventilatoarelor dateaz
din anul 1950. Aceasta este rezultatul msurrilor fcute pe un numr foarte mare de
ventilatoare i are forma:
1
2
1
212 log20log10
pp
LLv
vww ∆
∆++= [dB]
(2.4) în care:
Lw este nivelul de putere acustic, [dB]
qv este debitul volumic,
hm3
p este presiunea, [Pa]
În aplicarea ecuaiei (2.4) se ine cont de legea de similitudine aerodinamic:
31
32
1
212 D
DNN
qq vv =
(2.5)
21
22
21
22
12 DD
NN
pp ∆=∆
(2.6)
57
51
52
31
32
12 DD
NN
PP =
(2.7) în care:
qv-debit volumic,
hm3
p-presiune, [Pa] P –putere, [W]
N-viteza de rotaie,
sm
D-diametrul, [m]
Folosind relaiile (2.5)-(2.7) se poate exprima nivelul de putere acustic în funcie
de viteza de rotaie i diametrul ventilatorului:
1
2
1
212 log70log50
DD
NN
LL ww ++= [dB]
(2.8)
Dac raportul vitezelor este diferit de 1, trebuie s se in cont i de frecvene. În acest caz :
( )( )11
22
1
2
1
212 log10log70log40
υυ
BWBW
DD
NN
LL ww +++= [dB]
(2.9) în care:
N-viteza de rotaie,
sm
D-diametrul, [m]
BW-banda de octav de frecven din care face parte frecvena respectiv, [Hz]
Nivelul de putere acustic global variaz ca 50 log (N2/N1) atunci când viteza de
rotaie se modific de la N1 la N2. Teoretic , pentru fiecare dublare a vitezei de rotaie ,
nivelul de presiune acustic crete cu aproximativ 15 dB. Nivelul de putere acustic
global variaz ca 70 log (D2/D1) atunci când diametrul se modific de la D1 la D2.
Teoretic, pentru fiecare dublare a diametrului rotorului, nivelul de presiune acustic crete
cu aproximativ 20 dB.
2.1.2.Compresoare
Zgomotul produs de compresoare provine de la ventilele sau supapele de refulare i
aspiraie, circulaia gazului supus comprimrii, motorul de antrenare, sistemul de ungere i
lagre.
58
2.1.2.1. Zgomotul generat de ventilele i supapele de refulare i
aspiraie [21], [41] se datoreaz apariiei forelor de impact la închiderea brusc acestora,
precum i comprimrii i destinderii brute a gazului. Circulaia gazului supus comprimrii
reprezint de asemenea o surs important de zgomot, ca urmare a apariiei turbioanelor în
curentul de gaz, mai ales în zona supapelor de aspiraie i refulare i datorit pulsaiei
curentului de gaz în cazul compresoarelor cu piston.
2.1.2.2. Zgomotul generat de motorul electric [21], [41] de antrenare are
urmtoarele componente:
-zgomotul mecanic – apare ca urmare a neechilibrrii rotorului, apariiei forelor de
impact i de frecare în lagre i de vibraia periilor. Nivelul zgomotului periilor crete
odat cu creterea turaiei rotorului i a numrului de lamele.
-zgomotul turbionar –cauzat de circulaia forata a aerului de rcire. Rcirea se
asigur de obicei, cu ajutorul unui ventilator i de aceea zgomotul are caracteristicile
acestuia.
În cazul introducerii aerului de rcire de-a lungul rotorului, acesta se comport
datorit prezenei crestturilor, ca un ventilator centrifugal. Acest zgomot are un caracter
armonic, iar frecvena componentei fundamentale este egal cu produsul dintre turaia
rotorului [rot/s] i numrul de crestturi ale acestuia. Intrarea în rezonan a aerului existent
în golurile i orificiile rotorului i statorului genereaz de asemenea un zgomot turbionar.
-zgomotul electromagnetic- ca urmare a forelor electromagnetice alternative.
Nivelul de zgomot produs de compresoare depinde i de tipul acestora. În ordine
descresctoare a nivelul de zgomot , acestea se ordoneaz astfel :
Compresoare cu micri alternative cu piston
Compresoare rotative:
cu palete,
cu urub
Compresoare spiro-orbitale (SCROLL)
Compresoare centrifugale sau turbo-compresoare
Pentru compresoarele alternative ermetice, zgomotul este radiat de carcasa grupului
moto-compresor, acesta fiind pus în vibraie de mecanisme i de gazul refrigerat.
Frecvenele de rezonan ale carcaselor sunt cu atât mai ridicate, cu cât carcasele sunt mai
scurte i mai groase.
59
Pe baza msurrilor efectuate [5], [13], [43] s-a stabilit relaia de calcul a nivelului
de putere sonor, în funcie de puterea frigorific pentru compresoarele alternative (2.10) i
compresoarele centrifugale (2.11):
][5lg9966 dBPL fW ±+= (2.10)
][4lg1154 dBPL fW ±+= (2.11)
De multe ori este nevoie nu de nivelul de putere global ci de nivelul de putere
pentru diverse frecvene , de aceea se recurge la analiza în benzi de octav .
În tabelul 2.4 sunt valorile ce trebuie adugate la nivelurile de presiune acustic
calculate cu ajutorul expresiilor precedente pentru obinerea spectrelor în benzi de octav.
Tabelul 2.4.Valorile ce trebuie adugate nivelurilor de presiune acustic pentru obinerea
spectrelor în benzi de octav [22]
Frecvena central [Hz] Tip de compresor 63 125 250 500 1000 2000 4000
Centrifugal ermetic -8 -5 -6 -7 -8 -5 -8 Centrifugal semiermetic -8 -6 -7 -3 -4 -7 -12
Alternativ -19 -11 -7 -1 -4 -9 -14 2.1.3.Pompe
Principalele ci de transmitere ale zgomotului produs de pompe sunt pe cale
hidraulic, solid i aerian.
Variaiile presiunii generate de pomp în fluid sunt transmise de-a lungul
tubulaturiii astfel se radiaz energie acustic care se transmite pe cale hidraulic.
Vibraiile (ale corpului pompei i carcasei motorului) se transmit pe cale solid la
structurile vecine (supori, conducte) i din aproape în aproape la structura cldirii
Zgomotul generat de pomp este radiat in încpere pe cale aerian.
Zgomotul total produs de pompe se compune dintr-un zgomot de natur hidraulic,
unul de origine electromagnetic, un zgomot de natur mecanic i un zgomot de origine
aerodinamic.
2.1.3.1. Zgomotele de origine hidraulic [25], [23, [21], [43] apar datorit
curgerii fluidelor, a fenomenului de cavitaie i a celui de turbulen.
Zgomotele datorate curgerii fluidelor apar din cauza frecrilor fluidelor cu pereii
conductelor. Intensitatea zgomotelor depinde de viteza de curgere.
60
Zgomotele de cavitaie apar atunci când presiunea pe partea de aspiraie este
insuficient. Aceste zgomote se caracterizeaz printr-un spectru de band larg.
Zgomotele de turbulen provin de la regenerarea zgomotelor prin coturi, variaii de
seciune. Aceste zgomote au un spectru larg i pot produce vibraiile structurilor
învecinate.
2.1.3.2. Zgomotele de origine electromagnetic [25], [23, [21], [43] sunt
create de câmpul magnetic care prin intermediul forelor alternative, tangeniale,
longitudinale i radiale (cele mai ridicate) genereaz vibraii care se transmit structurilor
învecinate Aceste zgomote se caracterizeaz prin mai multe componente tonale într-o
gam larg de frecvene.
2.1.3.3. Zgomotele de origine mecanic apar la contactul dintre dou piese
în micare . 2.1.3.4. Zgomotele de origine aerodinamic [22], [21], [43] se datoreaz
curgerii aerului necesar rcirii motorului.
Nivelul de zgomot al pompelor depinde de tipul pompei i de condiiile sale de
funcionare i de puterea electric.
De obicei fabricanii furnizeaz nivelul de putere sonor al zgomotului de origine
hidraulic i al zgomotelor transmise pe cale aerian i solid. Dac aceste carcatetistici nu
sunt disponibile se pot efectua calcule estimative.
Relaia de calcul [22] a nivelului de zgomot generat de o pomp este:
LW=48+10 lgPe [dB] (2.12)
în care :
Pe este puterea electric a pompei, [W]
22..22.. ZZGGOOMMOOTTEELLEE DDAATTOORRAATTEE CCUURRGGEERRIIII FFLLUUIIDDEELLOORR PPRRIINN CCIILLEE DDEE PPRROOPPAAGGAARREE
O alt surs important de zgomot în instalaiile de ventilare i climatizare o
constituie curgerea fluidelor prin cile de propagare.
Zgomotele datorate curgerii fluidelor prin cile de propagare apar la curgerea
turbulent a aerului i se formeaz :
• în spatele unui obstacol (de exemplu registre, coturi, derivaii)
• dup schimbarea direciei sau un orificiu
61
• datorit rugozitii pereilor .
Principalele ci de propagare sunt: tubulatura, coturile, derivaii, ramificaii.
2.2.1.Tubulatura rigid Tubulatura distribuie aerul necesar ventilrii sau climatizrii încperii i în acelai
timp « transport » zgomotele create în diverse puncte ale reelei: cel al ventilatorului,
zgomotul regenerat la trecerea aerului, cele emise în alte încperi prin interfonie. Pot
transmite de asemenea zgomotul prin pereii si (fenomenul de transparen ).
2.2.1.1.În tubulatura rigid apar patru fenomene acustice [9],
[22],[30]: atenuarea zgomotului ; transmisia zgomotului prin perei; regenerarea
zgomotului datorit vitezei mari a curenilor de aer i a turbulenei i vibraia pereilor
datorat turbulenei producându-se ”zgomotul de tole ”.
Transmisia zgomotului este însoit de :
-atenuarea nivelului de zgomot prin reflexii multiple ale undelor sonore pe pereii
tubulaturii ;
-crearea sau regenerarea zgomotului cauzat de curgerea turbulent a fluidului.
Energia datorat zgomotului regenerat se propag în interiorul tubulaturii i se
adaug energiei sonore existente.
Turbulena pune în vibraie pereii .Aceasta conduce la zgomotul de carcas sau
zgomotul de tole, fiind cauza nivelurilor de presiune acustic prea ridicate în localurile
traversate de tubulaturi e drepte i care nu sunt suficient de bine fixate.
Atenuarea, transparena, zgomotul curgerii fluidului, zgomotul de tole variaz în
funcie de geometria i de cptuirea « acustic » a pereilor tubulaturii.
Figura 2.2. Fenomenele acustice care apar în tubulatur [22]
Regenerare
Transmisie prin perei
Vibraia pereilor i zgomot de tole
Atenuare
62
Transmisia zgomotelor ( transparena acustic) depinde de :
• Spectrul acustic al zgomotului regenerat;
• Coeficientul de transmisie al pereilor;
• Suprafaa conductei care radiaz în încpere.
Exist dou sensuri de transmisie prin perei:de la interior spre exterior; i de la
exterior spre interior .Un zgomot se poate transmite în interiorul tubulaturii de la un
ventilator sau alt surs de zgomot (zgomot „break-in”) i apoi acest zgomot se poate
transmite într-o alt încpere prin tubulatur (zgomot „break-out”).
Figura 2.3.Sensurile de transmisie a zgomotului prin perei la tubulaturadrepte [6], [30]
Spectrul de transmisie acustic spre exterior sau interior este diferit în funcie de
forma conductei.
Tubulaturacilindrice radiaz puin energie la frecvene joase i sunt
« transparente » la frecvene înalte dac nu sunt izolate. Din contr, tubulaturarectangulare
radiaz puin energie la frecvene înalte.
Transmisia zgomotului spre exterior zgomot „break-out”
Puterea acustic a zgomotului vehiculat
Transmisia zgomotului spre interior zgomot „break-in”
63
Figura 2.4. Spectrul pierderii prin transmisie pentru tubulatura rectangular [30]
Figura 2.5. Spectrul pierderii prin transmisie pentru tubulatura circular [30]
2.2.1.2. Calculul nivelului de zgomot transmis de la interiorul tubulaturii spre exterior
Pentru calculul pierderii prin transmisie spre exterior (transmission loss TL)
exist dou relaiide calcul.
2.2.1.2.1. Relaia d’ALLEN [30]
][lg10)( dBS
SRTLL R
lwext +=∆
(2.13) în care:
LW –nivelul de putere acustic radiat spre exterior, [dB]
Rl-indicele de atenuare a pereilor tubulaturii, [m2]
S- seciunea conductei, [m2]
SR- suprafaa total exterioar a conductei, [m2]
2.2.1.2.2. Relaia ASHRAE [6]
iW
iWwext SL
SLL
r
0log10=∆ [dB]
(2.14) în care:
45 dB Lwext
Frecvena [Hz]
Frecvena [Hz]
Lw[dB]
Lw[dB]
50 dB
64
LWi-nivelul de putere acustic în tubulatur, [dB]
LWr –nivelul de putere acustic radiat prin perei, [dB]
S0 –aria suprafeei tubulaturii care genereaz energie în exterior, [m2]
-pentru tubulatura rectangular: S0= 2L(a+b)
- pentru tubulatura circular :S0=Ld
Si seciunea interiorului tubulaturii, [m2]
-pentru tubulatura rectangular:Si=ab
- pentru tubulatura circular:4
2dS i
π=
a-cea mai mic dimensiune a tubulaturii, [m]
b-cea mai mare dimensiune a tubulaturii, [m]
d-diametrul tubulaturii, [m]
L-lungimea poriunii tubulaturii care genereaz energie în exterior, [m]
Cu relaiile (2.13)sau (2.14) se poate calcula nivelul de putere acustic radiat prin
perei:
wexti
WiWr LSS
LL ∆−+= 0log10
(2.15) în care:
LWi-nivelul de putere acustic în tubulatur, [dB]
LWr –nivelul de putere acustic radiat prin perei, [dB]
S0 –aria suprafeei tubulaturii care genereaz energie în exterior, [m2]
Si seciunea interiorului tubulaturii, [m2]
LWext –pierderea prin transmisie prin perei, [dB]
Valorile pentru LWext sunt în tabelul 2.6.
Tabelul 2.6. Pierderea prin transmisie spre exterior prin perei în tubulatura rectangular [6],[42]
Frecvena central a benzii de octav [Hz]
WextL∆ [dB] Dimensiuni [mm x mm]
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
305x305 21 24 27 30 33 36 41 45
305x610 19 22 25 28 31 35 41 45
305x1220 19 22 25 28 31 37 43 45
610x610 20 23 26 29 32 37 43 45
610x1220 20 23 26 29 31 39 45 45
1220x1220 21 24 27 30 35 41 45 45
1220x2440 19 22 25 29 35 41 45 45
65
Tabelul 2.7. Pierderea prin transmisie spre exterior prin perei în conducte circulare [6], [42]
Frecvena [Hz]
WextL∆ [dB] Diametru
l [mm]
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
205 45 53 55 52 44 35 34 45
355 50 60 54 36 34 31 25 20
560 47 53 37 33 33 27 25 29
815 51 46 26 26 24 22 38 32
În cazul tubulaturii rectangulare curba pierderii prin transmisie poate fi împrit în
dou regiuni. Frecvena limit între cele dou regiuni este[6], [42] : 310613
bal ⋅
⋅=υ
(2.16) în care:
a i b sunt dimensiunile tubulaturii, [m]
Pentru lυυ < , pierderea prin transmisie LWext se calculeaz cu relaia [6], [42] :
][17log10L2
Wext dBba
q ++
=∆ υ
(2.17) în care :
q-masa superficial a pereilor tubulaturii,
2m
kg
-frecvena, [Hz]
a , b dimensiunile tubulaturii, [m]
Dac Wi (puterea acustic din tubulatur) este egal cu W r (puterea acustic radiat
prin perei) atunci pierderea prin transmisie LWext se calculeaz cu relaia [6], [42]:
+=∆ba
LLWext
1110log10 3 [dB]
(2.18) în care:
L –lungimea tubulaturii care radiaz energie în exterior, [m]
a i b dimensiunile tubulaturii, [mm]
Dac frecvena este mai mare decât frecvena limit lυυ ≥ , atunci pierderea prin
transmisie se calculeaz cu relaia [6], [42]:
( ) ][45log20 dBqLWext −=∆ υ (2.19)
66
în care:
q-masa superficial a pereilor tubulaturii,
2m
kg
-frecvena, [Hz]
Aceast metod de calcul a pierderea prin transmisie LWext este valabil numai
dac este îndeplinit condiia :
at310144 ⋅=υ
(2.20) în care:
t- este grosimea pereilor tubulaturii, [mm]
a -cea mai mic dimensiune a tubulaturii ,[m]
Metoda de calcul folosind frecvena limit este valabil numai pentru tubulatur din
oel galvanizat.
Cunoscând nivelul puterii acustice generat spre exterior de ctre tubulatur se poate
calcula nivelul presiunii sonore. Tubulatura este surs liniar, iar pentru calculul nivelului
de presiune acustic se folosete relaia:
( ) ][log10 dBdLLL Wp π+= (2.21)
în care:
Lp este nivelul de presiune acustic, [dB]
Lw este nivelul de putere acustic, [dB]
d este distana dintre tubulatur i punctul de msurare, [m]
L este lungimea tubulaturii, [m]
O alt surs de zgomot în cazul tubulaturii este regenerarea zgomotului. Indiferent
Oricare ar fi forma regenerarea zgomotului datorat fluxului de aer este mare la viteze
mari. Aceast regenerare se datoreaz vitezei de trecere i turbulenelor produse de
rugozitatea suprafeelor interioare ale tubulaturii i elementelor de fixare care pot perturba
fluxul de aer.
Nivelul de putere acustic regenerat se calculeaz cu relaia 2.22., conform VDI
[51] :
Lw=7+50lgv+10lgS [dB] (2.22.)
în care: S-aria tubulaturii, [m2]
v-viteza aerului,
sm
67
Lw nivelul de putere acustic, [dB]
Regenerarea în tubulatur este mic în raport cu regenerarea în registre, difuzoare.
Influena vitezei aerului în tubulatur este important pentru regenerarea zgomotului.
La viteze egale creterea seciunii produce creterea nivelului de putere acustic a
zgomotului regenerat.
O dublare a vitezei duce la creterea nivelului zgomotului regenerat de aproximativ
20 dB în fiecare band de octav aa cum este indicat în figura 2.6.
Frecvena [Hz]
Figura 2.6 Zgomotul regenerat în funcie de viteza aerului [42]
Pentru evitarea fenomenului de regenerare a zgomotului, este indicat s nu se
depeasc anumite viteze Valorile vitezei maxime ale aerului ce pot fi atinse în funcie de
nivelele Cz sunt prezentate în tabelul 2.6.
Tabelul 2.6.Valorile maxime ale vitezei în funcie de nivelele Cz [21]
Nivel Cz Viteza maxim pentru tubulatura principal [m/s]
Viteza maxim pentru tubulatura instalate dup
derivaii [m/s]
Viteza maxim pentru tubulatura
terminal [m/s]
20 4,5 3,5 2,0
25 5,0 4,5 2,5
30 6,5 5,5 3,25
35 7,5 6,0 4,0
40 9,0 7,0 5,0
Lw [dB]
Viteza aerului 25
sm
Viteza aerului 15
sm
Viteza aerului 10
sm
68
Vibraiile pereilor tubulaturii provoac zgomotul de tole, acestea provenind de la
turbulenele datorate curgerii fluidului. Frecvena de rotaie a paletelor ventilatorului este
în general cauza zgomotului de tole. Acest zgomot este aproape imperceptibil la viteze
mici. Frecvena de rezonan a tubulaturii rectangulare depinde de seciunea i de
rigiditatea pe care o are.
Tubulatura de seciune circular provoac zgomot datorit vibraiilor pereilor mai
mic decât cel al tubulaturiide seciune rectangular. Aceasta se datoreaz frecvenei de
rezonan mai ridicat decât în cazul tubulaturiide seciune rectangular i difer foarte
mult fa de frecvena paletelor ventilatorului.
2.2.2.Coturi
Coturile creaz pierderi de sarcin i turbulene în reelele aerodinamice, deci sunt
elemente generatoare de zgomot. De asemenea ele pot produce i o atenuare a zgomotului.
Pentru mrirea atenurii, coturile se cptuesc cu materiale absorbante. Pentru limitarea
pierderii de sarcin pot fi echipate cu palete care ghideaz fluxul de aer. Aceste palete
diminueaz nivelul de putere acustic.
Nivelul de zgomot provocat de coturi depinde de geometria i dimensiunile
cotului, unghiul de curbur, viteza aerului , frecvena, materialul absorbant folosit pentru
cptuirea coturilor i numrul paletelor.Regenerarea zgomotului provine de la fluxul de
aer i de la vibraiile pereilor (zgomot de tole).
Zgomotul care provine de la coturi este în principal de origine aerodinamic..
Zgomotul datorat vibraiilor pereilor conductei se datoreaz turbulenei fluxului de aer.
Turbulena este produs de rugozitatea suprafeelor interioarea tubulaturii, de elementele
de fixare. Acest zgomot de tole este neglijabil la viteze mici. Frecvena depinde de debitul
aerului (de exemplu, pentru cel mai mare debit frecvena este de 100 Hz, iar pentru debitul
cel mai mic, frecvena este de 10-40 Hz). Acesta este un zgomot de frecven joas, care
nu produce o jen auditiv, dar produce oboseala ocupanilor încperii. Pentru calculul
zgomotului regenerat exist mai multe metode, dar cea mai des folosit este cea prin care
nivelul de putere acustic se exprim în funcie de numrul Strouhal dv
S r
υ= .
în care:
-frecvena, [Hz]
v- viteza medie a aerului,
sm
d- dimensiunea caracteristic,[m]
69
πS
d4= [m]
(2.24) S- seciunea, [m2]
Nivelul de putere acustic se calculeaz cu relaia [51] :
vSLL whw lg50lg302
lg10 +++= υ [dB]
(2.25) în care:
Lw-nivelul puterii acustice care depinde de tipul cotului, [dB]
-frecvena central a benzii de octav, [Hz]
S-seciuneatubulaturii,[m2]
v-viteza aerului întubulatur,
sm
Valorile termenului corectiv 10lg 2
υ sunt în tabelul 2.7
În figura 2.7 sunt prezentate valorile Lwh –în funcie de tipul coturilor
Figura 2.7 Nivelul de putere Lwh în funcie de tipul coturilor [38]
Numrul lui Strouhal
Lwh
[dB]
Lwh
[dB]
70
Tabelul 2.7 Valorile termenului corectiv 10lg 2
υ [21]
Frecvena[Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000
10lg 2
υ
16 19 22 25 28 31 34
Analizând rezultatele calculelor nivelului zgomotului regenerat în coturi se observ
c dublarea vitezei aerului în conduct duce la o cretere cu aproximativ 10 dB a nivelului
zgomotului regenerat i creterea diametrului efectiv al tubulaturii duce la o diminuare cu
câiva dB a nivelului zgomotului regenerat.
2.2.3.Ramificaii
În ramificaii i derivaii apar dou fenomene acustice: atenuarea i regenerarea
zgomotului vehiculat datorit pierderii de sarcin.
Figura 2.8 Fenomenele acustice dintr-o ramificaie [21]
Regenerarea datorat turbulenelor care apar la schimbarea direciei fluxului de aer
depinde de mai muli parametri:viteza aerului îin conducta principal i în ramura
considerat , razele variaiei de seciune, dimensiunile ramurilor i tubulaturiiprincipale,
turbulena curgerii aerului în amonte fa de ramificaie. Regenerarea este mare la
frecvene joase. Poate atinge valoarea maxim dac v10
sm
.
Exist mai multe metode pentru calculul nivelului zgomotului regenerat. Metoda
VDI [50] este cea mai utilizat. Ea const în calcularea nivelului puterii acustice într-o
ramur cu relaia :
Lw=Lw,h+10log(2- 1)+10log A +G (v2,v3) [dB] (2.26)
Reflexii pariale
Regenerarea zgomotului
71
în care:
Lwh-nivelul de putere redus, [dB]
–frecvena, [Hz]
d1-diametrul conductei în amonte, [m]
v1-viteza aerului în conducta amonte,
sm
A-seciunea ramurii pentru care se calculeaz nivelul de putere, [m2]
G (v2,v3) coeficient funcie de viteze.
Valoarea coeficientului G (v2,v3) este dat în figura 2.9.
Valorile termenului 10log(2- 1)-sunt în tabelul 2.8.
Valorile Lw,h +10 logA pentru ramificaii 900 sunt date în fig 2.10.
Figura 2.9 Valorile termenului G (v2,v3) [21]
Tabelul 2.8.Valorile termenului 10log(2- 1) [21]
Frecvena [Hz] 10 lg (2- 1)
63 16
125 19
250 22
500 25
1000 28
2000 31
4000 34
72
Figura 2.10 Valorile termenului Lw,h +10 l0gA pentru ramificaie de 900 [21]
2.2.4.Variaiile seciunilor
O schimbare a seciunii într-o conduct provoac o pierdere de sarcin i este la
originea a dou fenomene acustice: atenuarea zgomotului de-a lungul conductei i
regenerarea zgomotului provocat prin turbulena aerului.
Regenerarea depinde de viteza aerului , dimensiunile seciunilor i unghiul de
racordare între seciuni.Nivelul zgomotului regenerat este mai mare la frecvene joase.
Turbulenele provoac vibraia conductei i produce aa numitul «zgomot de tole»
la frecvene joase. Regenerarea este legat de viteza aerului .Sub o vitez de 10 sm
,
regenerarea este neglijabil. Cu cât unghiul de racordare este mai mic, cu atât zona de
turbulen este mai mic i deci zgomotul de flux de aer este mai mic.
Este dificil de stabilit o legtur între nivelul zgomotului regenerat i dimensiunile
seciunilor, de aceea nu exist o formul de calcul a nivelului de zgomot regenerat.
Diminuarea nivelului de zgomot prin utilizarea unui racord progresiv în locul unui
racord brusc poate s varieze între 0 -30 dB.
Pentru acelai debit de aer, cu cât raportul seciunilor intrare/ieire este mai mare,
cu atât nivelul de zgomotului regenerat este mai mare. Pentru reducerea zgomotului
regenerat, se recomand s nu se alture o schimbare de seciune cu un alt element
aerodinamic: cot, ramificaie. Asocierea acestora mrete turbulena în interiorul conductei
i produce un zgomot mult mai mare decât dac s-ar aduna nivelele de putere acustic
73
produs de fiecare în parte. O alt recomandare presupune realizarea de variaii de seciune
progresive pentru care unghiul nu depete 100.
2.2.5. Uniti de distribuie aer
Din punct de vedere acustic unitile de distribuie aer produc regenerarea
zgomotului datorit curgerii aerului, acesta fiind fenomenul acustic cel mai important i
atenuarea nivelului de zgomot .
Atenuarea zgomotului este mai mare dac deschiderea registrelor este mai mic,
dar fenomenul de regenerare datorat fluxului de aer este întotdeauna mai mare decât
atenuarea pe care o introduce.
Unitile de distribuie aer sunt elemente aerodinamice generatoare de zgomot, a
cror atenuare este neglijabil.
Regenerarea se datoreaz creterii vitezei aerului datorita îngustrii seciunii de
curgere a aerului prin aripioare i -turbulenelor în aval care genereaz vibraiile pereilor
conductelor.
Nivelul de putere acustic depinde de deschiderea aripioarelor , dimensiunilor
tubulaturii i viteza aerului în conduct.
Pentru un obstacol aflat în faa fluxului de aer, cu cât deschiderea este mai mare, cu
atât frecvena zgomotului generat de turbulena curgerii aerului este mai joas. Emisia
zgomotului se face pentru frecvenele joase. În figura 2.11. este redat influena mrimii
obstacolelor asupra curgerii aerului i asupra regenerrii zgomotului.
Figura 2.11.Influena mrimii obstacolelor asupra curgerii aerului
i regenerrii zgomotului [22]
Obstacol de dimensiuni mici
Obstacol de dimensiuni mari
74
În figura 2.12. sunt date câteva exemple pentru diferite înclinri ale aripioarelor.
Figura 2.12. Nivele ale zgomotului regenerat în funcie de înclinarea aripioarelor [43]
De obicei, productorii prevd în documentaia tehnic nivelul zgomotului
regenerat, dar în absena acestor date estimarea nivelului [32] se face folosind relaia:
][50lg10lg55 dBSvALw −++= (2.27)
în care:
v-viteza aerului în conduct,
sm
S-seciunea conductei, [m2]
A=44 pentru o deschidere de 00
53 pentru 150
65 pentru 450
Pentru unitile de distribuie aer terminale se utilizeaz relaia :
][lg0
1 dBpp
aLw ∆∆
=∆
(2.28) în care:
∆p0-este diferena între presiunea aerului între intrarea i ieirea aerului pentru
deschiderea total a registrului, [Pa]
∆p1-presiunea obinut pentru o deschidere dat, [Pa]
Factorul a difer în funcie de sursele bibliografice i de fabricant :
30 pentru uniti de distribuie aer de aspiraie [32]
Frecvena [Hz]
Lwh [dB]
Frecvena [Hz]
Lwh [dB]
75
10 pentru uniti de distribuie aer de extracie [32]
Se constat c dublând viteza aerului în pasajul liber, nivelul acustic se mrete cu
aproximativ 15 dB. Pentru frecvene înalte, nivelul puterii poate crete cu 8 dB pe banda de
octav .
Unitile de distribuie aer de reglaj produc un zgomot al crui nivel acustic este
direct proporional cu pierderea de sarcin pe care o produce. Trebuie deci s se realizeze o
echilibrare perfect a a ramurilor reelei.
Dac unitile de distribuie aer sunt situate în amonte de grilele de difuzie aer, ele
pot antrena o cretere a nivelului de putere acustic a zgomotului. Pentru acest lucru,
unitile de distribuie aer nu trebuie s fie amplasate prea aproape de aceste terminale sau
de gurile de aspiraie si de extracie, dar pot fi aezate la o distan de 5-10 diametre în
amonte în cazul în care tubulaturase cptuesc cu material absorbant pân la grila de ieire.
2.2.6.Guri de refulare i aspiraie Gurile de refulare i aspiraie prezint pierderi mari de sarcin i deci sunt elemente
generatoare de zgomot. Comportamentul acustic al gurilor se caracterizeaz prin dou
fenomene acustice : regenerarea zgomotului i atenuarea prin reflexii.Nivelul acustic
rezultant în încpere depinde de asemenea de directivitatea i poziia lor. Zgomotul generat
depinde de vitezele de aer care traverseaz gura de aspiraie i suflare.Regenerarea depinde
de: debitul de aer suflat sau extras (figura.2.13), seciunea eficace a gurii (seciunea de
trecere a aerului), tipul, geometria sa, care determin pierderea de sarcin i unghiul de
deschidere (figura 2.14).
Figura 2.13 Efectul debitului de aer asupra nivelului zgomotului regenerat [22], [30]
Frecvena [Hz]
Lw [dB]
76
Frecvena [Hz]
Figura 2.14 Influena unghiului de deschidere asupra nivelului de zgomot
regenerat [22]
Ca toate elementele reelei, gurile de aspiraie i refulare au rol i de atenuarea
zgomotului. Aceast atenuare se datoreaz reflexiilor undelor sonore pe aripioare i
datorit detentei aerului la intrarea în încpere.
Caracteristicile acustice sunt furnizate de ctre fabricant pentru diferite debite de aer.
Pentru calculul nivelurilor de zgomot regenerat, exist dou metode de calcul:
-metoda simplificat [30], [22]
-metoda VDI i ASHRAE [5], [50] .
2.2.6.1.Metoda simplificat
Nivelul zgomotului regenerat se calculeaz cu formula :
Lw=k1+k2lgq-k3lgSe [dB] (2.29)
în care:
q debitul,
hm3
Se= suprafaa eficace
k1,k2,k3=constante determinate în laborator (furnizate de fabricant)
k1: 5-9 pentru guri cu seciuni rectangulare
8-14 pentru difuzoare de plafon
Viteza aerului 10 m/s Viteza aerului 6 m/s Viteza aerului 4 m/ Deschidere 100 % Deschidere 50 % Deschidere 25 %
77
14-20 pentru guri de extracie
k2: 56-80
k3 :45-65
2.2.6.2.Metoda VDI i ASHRAE Relaia de calcul a zgomotului regenerat este urmtoarea:
Lw=10 lg Se+30 lg +60 lg v+10 [dB] (2.30)
în care: –pierderea de sarcin
Relaia de calcul a pierderii de sarcin este:
2
2vp
ρξ ∆≡
(2.31) Modelul propus de ASHRAE este completat printr-un calcul al nivelul puterii în
banda de frecven: ( ) 110lg60lg30lg10 CvSfL ew −+++≡ ξ [dB]
(2.32) în care:
C1 depinde de frecvena considerat i de forma difuzorului i are valorile:
Pentru difuzoare circulare:
( ) 2221 13,115,082,5 CCfC −−−≡
(2.33) Pentru difuzoare de seciune rectangular:
( ) 2221 13,115,082,11 CCfC −−−≡
(2.34) Valorile coeficientului C2 sunt în tabelul 2.12
Nivelul de zgomot depinde de debitul aerului , seciunea conductei de evacuare,
deschiderea registrului
Dublarea debitului poate duce la o cretere cu pân la 20 dB a nivelului de zgomot,
în funcie de tipul difuzorului.
Nivelul de zgomot variaz invers proporional cu seciunea eficace a gurii. Dublând
seciunea se poate obine o reducere a nivelului zgomotului cu 15-20 dB.
Deschiderea registrului mrete pierderea de sarcin i deci crete nivelul
zgomotului regenerat.
78
Tabelul 2.12 Valorile constantei C2 [5], [52]
Frecvena central [Hz] Dimensiuni [mm]
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
0-44 1 2 3 4 5 6 7 8
44-88 0 1 2 3 4 5 6 7
88-177 -1 0 1 2 3 4 5 6
177-355 -2 -1 0 1 2 3 4 5
355-710 -3 -2 -1 0 1 2 3 4
710-1420 -4 -3 -2 -1 0 1 2 3
1420-2840 -5 -4 -3 -2 -1 0 1 2
2840-5680 -6 -5 -4 -3 -2 -1 0 1
5680-11360 -7 -6 -5 -4 -3 -2 -1 0
Nivelul de putere acustic se calculeaz astfel:
Pentru o gur de suflare :
][lg302
1 dBpp
Lw ∆∆
≡∆
(2.35) în care:
p1= pierderea de sarcin în registrul parial deschis, [Pa]
p2=pierderea de sarcin în registrul deschis, [Pa]
Pentru o gur de extracie :
][lg102
1 dBpp
Lw ∆∆
≡∆
(2.36) în care:
p1= pierderea de sarcin în registrul parial deschis,[Pa]
p2=pierderea de sarcin în registrul deschis, [Pa]
22..33.. ZZGGOOMMOOTTUULL SSTTRRUUCCTTUURRAALL
Zgomotul structural se datoreaz vibraiilor generate de sistemele aflate în micare
(vibraii mecanice) i de pulsaiile generate de fluidele transportate de pompe sau
ventilatoare.
Zgomotul structural poate fi:
-de impact: emis de un element de construcii pus în vibraii prin oc direct. În acest
caz sursele de zgomot se afl numai în exteriorul spaiului de recepie.
-din instalaii –propagat prin structura cldirii.
79
Vibraiile mecanice sunt datorate în primul rând neechilibrrilor echipamentelor
sau pieselor aflate în micare.Ele se pot propaga prin tubulatur sau prin gurile de
ventilare.
22..44..CCOONNCCLLUUZZIIII
Într-o cldire, nivelul de zgomot al instalaiilor de ventilare i climatizare constituie
mai mult de 60 % din nivelul de zgomot datorat tuturor echipamentelor.
Principalele surse de zgomot din instalaiile de ventilare i climatizare sunt piesele
în micare ale diferitelor echipamente, curgerea fluidelor prin cile de propagare i
vibraiile care excit structurile. Zgomotul se propag pe cale structural sau aerian.
Ventilatoarele sunt principalele surse acustice din instalaiile de ventilare i
climatizare. Zgomotul lor se compune dintr-un zgomot de origine aerodinamic i un
zomot de orogine nearodinamic. În funcie de tipul ventilatorului, numrul de pale, viteza
de rotaie, diametru, se poate calcula nivelul de putere acustic necesar pentru calculul
nivelului de presiune acustic, folosit în calculul estimativ pententru încadrarea în limitele
admisibile.
Zgomotul produs de compresoare provine de la ventilele sau supapele de refulare i
aspiraie, circulaia gazului supus comprimrii, motorul de antrenare, sistemul de ungere i
lagre.
Nivelul de zgomot produs de compresoare depinde i de tipul acestora. În ordine
descresctoare a nivelul de zgomot , acestea se ordoneaz astfel :
Compresoare alternative cu piston
Compresoare rotative:
cu palete,
cu urub
- Compresoare spiro-orbitale (SCROLL)
Compresoare centrifugale sau turbo-compresoare
Zgomotul total produs de pompe se compune dintr-un zgomot de natur hidraulic,
unul de origine electromagnetic, un zgomot de natur mecanic i un zgomot de origine
aerodinamic. Nivelul de zgomot al pompelor depinde de tipul pompei i de condiiile sale
de funcionare.
Zgomotele datorate curgerii fluidelor prin cile de propagare apar la curgerea
turbulent a aerului i se formeaz :
80
• în spatele unui obstacol (de exemplu registre, coturi, derivaii)
• dup schimbarea direciei sau un orificiu
• datorit rugozitii pereilor .
Cile de propagare distribuie aerul necesar ventilrii sau climatizrii încperilor i
în acelai timp « transport » zgomotele create în diverse puncte ale reelei: cel al
ventilatorului, zgomotul regenerat la trecerea aerului, cele emise în alte încperi prin
interfonie. Pot transmite de asemenea zgomotul prin pereii si (fenomenul de transparen
).
În funcie de tipul cii de propagare exist relaii de calcul ale nivelului de putere
acustic datorat acestora, iar cu ajutorul acestr relaii se poate calcula nivelul de presiune
acustic la diverse distane fa de sursa de zgomot.
Zgomotul structural se datoreaz vibraiilor generate de sistemele aflate în micare
(vibraii mecanice) i de pulsaiile generate de fluidele transportate de pompe sau
ventilatoare.
81
CCAAPPIITTOOLLUULL 33 MMEETTOODDEE DDEE EEVVAALLUUAARREE AA ZZGGOOMMOOTTUULLUUII
33..11.. ZZGGOOMMOOTTUULL CCAA FFAACCTTOORR NNOOCCIIVV
Zgomotele si vibraiile pot avea o aciune duntoare asupra organismului uman,
aciune care depinde de mai muli factori i anume: nivelul de intensitate a zgomotului,
componenta sa spectral, durata i distribuia expunerii la zgomot în cursul unui zile de
lucru, durata total de expunere în cursul vieii .
Cercetrile efectuate au artat c un zgomot continuu care se repet la intervale
apropiate este mai suprtor decât un zgomot trector de scurt durat, care se repet la
intervale lungi de timp. Zgomotul la care predomin componentele de înalta frecven sunt
mai duntoare decât cele la care predomin componentele de joas frecven. De
asemenea, zgomotele mainilor, zgomotele produse de unele procese tehnologice sunt mai
suprtoare decât zgomotele naturale, având intensiti egale.
Efectele care se manifest ca urmare a unei aciuni de durat a zgomotului, depind
în cea mai mare msur de nivelul de trie a zgomotelor percepute, iar din acest punct de
vedere se grupeaz in mai multe categorii:
1) zgomotele crora le corespund nivele de trie cuprinse între 30 si 65 foni au
o importan psihologic;
2) zgomotele crora le corespund nivele de trie cuprinse între 65-90 foni, pe
lâng reaciile psihologice pe care le produc, provoac i reacii fiziologice, în special ale
sistemului nervos vegetativ, precum i tulburri pur fizice: creterea presiunii sângelui,
accelerarea pulsului, tulburri gastrice sau ale glandelor endocrine;
3) zgomotele crora le corespund nivele de trie cuprinse între 90 -120 foni
provoac reacii psihologice, fiziologice i otologice, conducând la pierderi temporare i, in
timp la pierderi permanente ale auzului.
Aciunea duntoare a zgomotului poate duce la: afeciuni ale organului auditiv;
afeciuni ale diverselor organe si aparate ale corpului; reducerea productivitatii muncii;
reducerea inteligibilitatii vorbirii.
3.1.1.Afeciuni ale organului auditiv
Aceste afeciuni sunt produse în urma aciunii îndelungate la zgomot puternic.
Aciunea duntoare este i mai accentuat în cazul în care zgomotul acioneaz
82
discontinuu, apare brusc, are un spectru larg de frecvene i este însoit de vibraii
mecanice.
3.1.2.Afeciuni ale diverselor organe ale corpului Sub influena unui zgomot puternic, tensiunea arterial crete, pulsul se
accelereaz, tensiunea vascular intracranian se poate mri de trei ori, agerimea vederii
scade i ritmul respiraiei se schimb. Prin intermediul scoarei cerebrale, zgomotul
provoac iritaii nervoase, procesul de oboseal devine accentuat, atenia i reaciile psihice
slbesc, pot aprea astenii sau chiar boli nervoase.
3.1.3.Reducerea productivitii muncii Zgomotul afecteaza munca fizic , dar mai ales cea intelectual. Numeroase
cercetri arat c productivitatea muncii într-un mediu zgomotos poate scdea la jumtate.
3.1.4. Reducerea inteligibilitii vorbirii
Într-un mediu zgomotos, pericolele de accidente cresc deoarece se reduce
posibilitatea de semnalizare acustic, se reduce posibilitatea orientrii i se reduce
inteligibilitatea vorbirii. Acest lucru se produce datorit efectului de mascare a sunetului de
ctre mediul perturbator.
Adesea este necesar s se determine efectul zgomotului de fond asupra
inteligibilitii vorbirii. Nivelul de inteligibilitate al vorbirii PSIL, [13] se definete pentru
a fi folosit în astfel de evaluri, cu condiia ca nici un sunet al convorbirii s nu fie reflectat
ctre asculttor. inând cont de descompunerea zgomotului în benz de octav, s-a definit
nivelul preferenial de interferen al comunicrii (PSIL). Acesta este media aritmetic a
nivelului de zgomot la 500 Hz, 1000 Hz i 2000 Hz.
320001000500 ppp LLL
PSIL++
= [dB]
(3.1) Curbele din figura 3.1. trasate de Beranek [13] , prezint nivelul vocii în funcie de
nivelul preferenial de interferen al comunicrii (PSIL). Pentru femei nivelul curbelor se
reduce cu 5 dB.
Nivelul de inteligibilitate al vorbirii se poate evalua i în funcie de nivelul
zgomotului de fond în dB(A).
Curbele figura 3.2 evalueaz inteligibilitatea vorbirii în funcie de nivelul
zgomotului de fond exprimat în dB(A).
83
Figura 3.1. Nivelul vocii în funcie de nivelul preferenial de interferen al comunicrii (PSIL) [13]
Figura 3.2. Nivelul vocii în funcie de zgomotul de fond exprimat în dB(A) [13] 3.2.Aciunea duntoare a vibraiilor
Vibraiile au i ele numeroase efecte duntoare atât asupra omului cât i asupra
mainilor, agregatelor, structurilor i asupra unor proces tehnologice. În aciunea vibraiilor
asupra organismului uman se pot deosebi mai multe situaii, dup cum omul se afl în
ipt
ipt
Voce ridicat
Voce tare
Voce normal
Niv
elul
pr
efer
enia
l de
in
terf
eren
al
co
mun
icr
ii (P
SIL
). [d
B]
0,3 0,6 0,9 1,2 1,5 1,8 2,1 Distana vorbitor-asculttor (m)
Zgo
mot
de
fond
în d
B(A
)
0,3 0,9 1,5 2,1 2,7
Distana vorbitor-asculttor (m)
Voce foarte ridicat
Voce ridicat
Voce tare Voce normal
tiine
Voce foarte ridicat
84
locuri în care funcioneaz maini sau instalaii care produc vibraii de diferite frecvene i
spectre.
Vibraiile mecanice i îndeosebi cele de frecven joas, sub 100 Hz, pot intra în
rezonan cu unele organe ale corpului omenesc, în funcie de frecvena proprie a acestora
afectându-le în mod grav. Astfel, pot aprea deplasri relative ale diferitelor organe,
ruperea unor ligamente i esuturi mai puin rezistente, hemorafii pulmonare în cazul
vibraiilor de joas frecven (5-15 Hz), dificulti de respiraie (1-4 Hz), dureri de
abdomen (4-9 Hz), dureri de piept (5-7 Hz), dureri în regiunea lombar (8-12 Hz), tulburri
ale vederii (10-20 Hz).
Vibraiile sunt duntoare nu numai organismului ci i cldirilor. Ele pot produce
fisuri ale acestora, fisurri ale tencuielilor i cderea acestora, tasri ale fundaiilor.
33..22..MMEETTOODDEE DDEE EEVVAALLUUAARREE AA ZZGGOOMMOOTTUULLUUII 3.2.1.Criterii pentru elaborarea metodelor de evaluare a zgomotului inând seama de activitatea nociv a zgomotului, pentru a se preveni îmbolnvirile
i accidentele de munc i pentru asigurarea condiiilor realizrii unui confort acustic, s-au
elaborat norme privind limitarea puterii acustice a echipamentelor i instalaiilor i
limitarea nivelelor de intensitate sonor maxim la valori la care se consider c aciunea
zgomotelor nu este duntoare sau nu deranjeaz.
S-a inut seama de rspunsul oamenilor la aciunea sunetului i anume c sunt mai
sensibili la sunete având frecvene în jurul valorii de 1000 Hz i nivelul sunetului trebuie
sczut mult pentru a percepe o scdere. Reducând intensitatea sunetului cu 50% nu
înseamn c este cu 50 % mai mult linite. Oamenii se adapteaz mai repede la sunete
constante decât la variaii continue ale nivelurilor sunetelor, iar sunetele pure se disting clar
i sunt suprtoare.
Sub aspect tehnic s-a inut seama de posibilitile de realizare a dispozitivelor care
pot reduce sau combate zgomotul.
Din punct de vedere profesional, s-au luat în considerare condiiile necesare în
vederea efecturii unei anumite activiti.
Pentru stabilirea normelor de zgomot nu se pornete de la condiiile optime sau
confortabile, ci de la condiiile suportabile, adic de la condiiile în care aciunea
duntoare a zgomotului asupra omului nu se manifest sau este neînsemnat.
85
Variaia nivelului sunetului [dB]
Reducerea energiei acustice Zgomotul perceput
0 0 Nivelul de referin
-3 50% Schimbare puin perceptibil
-6 75% Schimbare perceptibil
-10 90% Jumtate din nivelul de referin
-20 99% Un sfert din nivelul de referin
-30 99,9 % O optime din nivelul de referin
Parametrul ales pentru elaborarea normelor de limitare a zgomotului a fost ales
nivelul de trie în foni, dar singur nu era suficient pentru aprecierea efectului nociv al
zgomotului. De aceea, s-a ales un al doilea parametru, i anume frecvena. Prin
reprezentarea variaiei nivelului de presiune acustic în funcie de frecven, au rezultat
curbele de zgomot. Normele au fost elaborate în funcie de locul de munc rezultând
norme separate pentru zgomotul industrial, zgomotul în locuine i orae, zgomotul în
mijloacele de transport.
3.2.2. Metode de evaluare a zgomotului
Pentru evaluarea zgomotului i încadrarea în limite admisibile, au fost stabilite mai
multe tipuri de asemenea curbe: NC(Noise Criteria ), RC Room Criteria ), NR(Noise
Rating).
NC (Noise Criteria ) i RC (Room Criteria ) sunt utilizate în principal în Statele
Unite.
Curbele NR (Noise Rating) sunt utilizate în Europa, în România fiind denumite
curbe de zgomot Cz.
Evaluarea zgomotului se poate face i global în dB(A).
3.2.2.1. Curbele NC (Noise Criteria) [14] reprezentate în figura 3.3 au fost
elaborate de Beranek i reprezint cel mai folosit sistem de evaluare a zgomotului în USA
pentru spaii închise. Aceste curbe definesc limitele pe care spectrul în band de frecven
nu trebuie s-l depeasc pentru fiecare tip de încpere sau activitate.
Pentru evaluarea nivelului de zgomot folosind curbele NC, se determin nivelurile
acustice în benzile de octav între 63-8000 Hz trasându-se curba de lucru prin unirea
punctelor obinute în urma msurrilor. Curba NC pentru sistemul pentru care s-au fcut
86
msurtorile este curba teoretic NC care se intereseaz cu cel mai înalt punct al curbei
teroretice.
Aceste curbe au anumite limite deoarece nu sunt reprezentate în domeniul 16-63
Hz.
Figura 3.3 Curbele NC [14]
3.2.2.2.Curbele RC (Room Criteria ) [17] reprezentate în figura 3.4, au fost
introduse în 1981 de Blazier, sunt similare curbelor NC diferena constând în informaia
suplimentar pe care o dau curbele RC i anume: caracterul zgomotului.
Curbele RC folosesc dou elemente:
Frecvena [Hz]
Niv
el d
e pr
esiu
ne a
cust
ic
[dB
]
87
-primul este un numr (SIL) care corespunde unui nivel inteligibil al vorbirii sau un
nivel ce mascheaz zgomotul;
-al doilea element descrie caracterul zgomotului: N (neutral), R(rumble), H (hiss) i
V(vibration).
Figura 3.4. Curbele RC [17]
N (Neutral) –zgomotul este neutru dac forma spectrului coincide cu curbele RC
teoretice. Dac spectrul în band de frecven nu depete cu mai mult de 5 dB curba RC
de pân la 500 Hz i nu depete cu mai mult de 3 dB curba RC de peste 1000 Hz, litera N
se adaug curbei RC.
R (Rumble) –zgomotul se aude ca un bubuit –deoarece are un exces de energie la
frecvene joase. Dac spectrul de pîn la 500 Hz depete cu mai mult de 5 dB curba RC
atunci litera R se adaug curbei RC.
H (hiss) –zgomotul se aude ca un sâsâit–deoarece are un exces de energie la
frecvene înalte. Dac spectrul de peste 1000 Hz depete cu mai mult de 5 dB curba RC
asociat, atunci litera H se adaug curbei RC.
Niv
el d
e pr
esiu
ne a
cust
ic
[dB
]
Frecvena [Hz]
88
V (Vibration)- exist vibraii perceptibile. Dac în domeniul de frecvene 16-63 Hz,
cel puin un punct se situez în regiunile haurate A sau B, atunci litera V se adaug curbei
RC.
Evaluarea nivelului de zgomot folosind curbele RC se face astfel:
1. Se msoar nivelul zgomotului în band de octav;
2. Se traseaz graficul corespunztor msurrilor efectuate, unindu-se punctele
corespunzatoare fiecrui nivel acustic;
3. Se determin media aritmetic a nivelurilor acustice pentru frecvenele de 500,
1000 i 2000 Hz. Rezultatul este indicele numeric al curbei RC.
4. Prin punctul corespunztor valorii la 1000 Hz se traseaz o dreapt cu o pant
de -5 dB pe octav pentru frecvene mai mari de 1000 Hz i de + 5dB pentru frecvene mai
mici de 1000 Hz. Aceasta este linia de referin pentru evaluarea zgomotului;
5. Dac nivelul msurat pentru orice frecven mai mic de 500 Hz este mai mare
cu mai mult de 5 dB decât linia de referin, se adaug sufixul R dup indicele numeric al
curbei RC;
6. Dac nivelul msurat pentru orice frecven mai mare de 1000 Hz este cu mai
mult de 3 dB mai mare decât linia de referin, se adaug sufixul H dup indicele
numeric al curbei RC.
7. Dac nivelul msurat nu este nici R i nici H , atunci se adaug sufixul N dup
indicele numeric al curbei RC.
8. Dac în domeniul 16-63 Hz sunt atinse zonele A sau B, se adaug sufixul V
dup indicele numeric al curbei RC.
Regiunea A –arat c exist probabilitate mare ca zgomotul indus de vibraii în
perei i plafon s se simt foarte bine, zgomotul fiind sesizat prin vibraiile uilor i
ferestrelor.
Regiunea B - zgomotul indus de vibraii în perei i plafon este puin perceptibil,
existând o probabilitate mic s fie simit prin vibraiile uilor i ferestrelor.
Regiunea C –sub pragul de audibilitate al zgomotelor continue.
Aceste curbe RC sunt mult mai bine adaptate pentru evaluarea zgomotelor produse
de echipamentele tehnice.
3.2.2.3. NR (Noise Rating) [47], [22], [25] sunt utilizate pentru evaluarea
zgomotului dup ISO i sunt utilizate în principal în Europa.
Comitetul Tehnic nr.43 al Organizaiei Internaionale de Standartizare (ISO-TC 43)
a adoptat sistemul de evaluare a nivelului de intensitate al unui zgomot printr-o serie de
89
curbe desfurate în benzile de opt octave între 63 si 8000 Hz, considerate ca reprezentând
nivelele de intensitate care produc aceeai jen fiziologic. Aceste curbe, numite curbe de
zgomot Cz (sau NR) (conform STAS 6156-86: Protecia împotriva zgomotului în
construcii civile i social-culturale-Limite admisibile i parametrii de izolare acustic) sunt
evideniate printr-un numr cuprins între 0 i 130. Numrul care definete o anumit curb
de zgomot, corespunde nivelului de presiune sonor, msurat în dB, al unui sunet de 1000
Hz. Curbele Cz sunt date în figura 3.3. prin niveluri de presiune acustic corespunztoare
benzilor de frecven de 1/1 octav.
Curbele Cz
0
20
40
60
80
100
120
140
31,5 63 12
525
050
010
0020
0040
0080
00
Frecvena (Hz)
Niv
el d
e p
resi
un
e so
no
r (
dB
)
Cz10
Cz80
Cz75
Cz70Cz65
Cz45
Cz40
Cz35Cz30
Cz25
Cz20Cz15
Cz50Cz55Cz60
Cz85Cz90
Cz95Cz100Cz105
Cz110Cz115
Cz120Cz125
Cz130
Figura 3.3. Curbele de zgomot Cz
90
În tabelul 3.1 sunt valorile nivelurilor de presiune acustic în benzi de octav
corespunztoare curbelor Cz
Tabelul 3.1. Valorile nivelurilor de presiune acustic în benzi de octav corespunztoare curbelor Cz
Frecvene medii [Hz]
31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Numr de
ordine al curbei
Cz
Nivel de presiune acustic [dB]
0 55,4 35,5 22,0 12,0 4,8 0 -3,5 -6,1 -8,0
5 58,8 39,4 26,3 16,6 9,7 5 1,6 -1,0 -2,8
10 62,2 43,4 30,7 21,3 14,0 10 6,6 4,2 2,3
15 65,6 47,3 35,0 25,9 19,4 15 11,7 9,3 7,4
20 69,0 51,3 39,4 30,6 24,3 20 16,8 14,4 12,6
25 72,4 55,2 43,7 35,2 29,2 25 21,9 19,5 17,7
30 75,8 59,2 48,1 39,9 34,0 30 26,9 24,7 22,9
35 79,2 63,1 52,4 44,5 38,9 35 32,0 29,8 28,0
40 82,6 67,1 56,8 49,2 43,8 40 37,1 34,9 33,2
45 86,0 71,0 61,1 53,6 48,6 45 42,2 40,0 38,3
50 89,4 75,0 65,2 58,5 53,5 50 47,2 45,2 43,5
55 92,9 78,9 69,8 63,1 58,4 55 52,3 50,2 48,6
60 96,3 82,9 74,2 67,8 63,2 60 57,4 55,4 53,8
65 99,7 86,8 78,5 72,4 68,1 65 62,5 60,5 58,9
70 103,1 90,8 82,9 77,1 73,0 70 67,5 65,7 64,1
75 106,5 94,7 87,2 81,7 77,9 75 72,6 70,8 69,2
80 109,9 98,7 91,6 86,4 82,7 80 77,7 75,9 74,4
85 113,3 102,6 95,9 91,0 87,6 85 82,8 81,0 79,5
90 116,7 106,6 100,3 95,7 92,5 90 87,8 86,2 84,7
95 120,1 110,5 104,6 100,3 97,3 95 92,9 91,3 89,8
100 123,5 114,5 109,0 105,0 102,2 100 98,0 96,4 95,0
105 126,9 118,4 113,3 109,6 107,1 105 103,1 101,5 100,1
110 130,3 122,4 117,7 114,3 111,9 110 108,1 106,7 105,3
115 133,7 126,3 122,0 118,9 116,8 115 1132,2 111,8 110,4
120 137,1 130,3 126,4 123,6 121,7 120 118,3 116,9 115,6
125 140,5 134,2 130,7 128,2 126,6 125 123,4 122,0 120,7
130 143,9 138,2 135,1 132,9 131,4 130 128,4 127,2 125,9
91
Etapele evalurii nivelului de zgomot folosind curbele Cz sunt urmtoarele :
1. Se determin nivelul de zgomot în benzi de octav.
2. Se traseaz curba de lucru, unind punctele obinute prin msurri.
3. Curba Cz pentru sistemul pentru care s-au fcut msurtorile este curba teoretic
NC care se intereseaz cu cel mai înalt punct al curbei teroretice.
3.3.2.4.Evaluarea global
Evaluarea nivelurilor acustice se poate face i global. Valoarea reprezint un nivel
de presiune acustic ponderat, în care influena nivelurilor de presiune acustic din
diferite benzi de frecven este "ponderat" cu ajutorul unui filtru,aa cum acest lucru se
produce în mod automat în urechea uman. În tabelul 3.2 sunt prezentate valorile
normalizate pentru transformarea nivelurilor de presiune acustic, în niveluri acustice
ponderate exprimate [dB(A)].
Tabelul 3.2. Valorile normalizate pentru transformarea în niveluri acustice ponderate [dB(A)] [22]
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000
Corecia [dB] -26 -16 -9 -5 0 +1 +1
3.3.2.5.Comparaie între metodele de evaluare
Este greu s se compare cu ajutorul curbelor NC, RC sau NR pentru acelai
zgomot, mai ales pentru frecvene joase. În plus, nu exist o conversie direct între indicii
NR, NC sau RC în dB(A). Formula de calcul [22] folosit pentru sistemele de ventilare i
climatizare este:
Lp[dB(A)]= Lp[NR sau NC] +5 (3.2)
33..44.. LLIIMMIITTEE AADDMMIISSIIBBIILLEE Dup evaluarea nivelului de zgomot, se face încadrarea în limitele accesibile astfel
încât s se asigure confortul acustic, respectiv senzaia de linite sau bun audibilitate.
Pentru a putea rspunde cât mai corect cerinei de protecie împotriva zgomotului
este necesar cunoaterea legislaiei tehnice în domeniu din România precum i modul în
care aceasta este armonizat cu cea european.
92
Principalele documente tehnice din domeniul legislaiei privind confortul acustic
sunt:
- Directive i standarde europene;
- Standarde româneti;
- Alte standarde;
- Normative.
3.4.1. Directive i standarde europene [48]
3.4.1.1. Directiva Consiliului Comunitii Europene 89/106/CEE din
21 decembrie 1988 pentru produsele de construcii, cu privire la armonizarea dispoziiilor
legislative ale statelor membre, reprezint concretizarea preocuprii statelor membre de a
asigura calitatea în domeniul construciilor.
Aceast directiv situeaz la baza conceptului de calitate ase cerine eseniale de
care depinde calitatea construciilor:
- rezisten mecanic i stabilitate;
- siguran în exploatare;
- siguran la foc;
- igiena, sntatea i protecia mediului;
- protecia împotriva zgomotului;
- economisirea energiei i protecia termic.
Aspectele ce se urmresc prin cerina esenial „protecia împotriva zgomotului”
sunt enumerate în continuare i sunt reprezentate schematic în figura de mai jos.
0) protecia împotriva zgomotului aerian provenit din exteriorul construciei (S0-R);
1) protecia împotriva zgomotului aerian provenit dintr-un alt spaiu închis (S1– R);
2) protecia împotriva zgomotului de impact (S2–R);
3) protecia împotriva zgomotului din instalaii (S3–R);
4) protecia împotriva zgomotului reverberat excesiv (S1–R1);
5) protecia mediului împotriva zgomotului emis de surse interioare sau aflate în
legtur cu construcia (S1–R2).
93
S3
S2
R
R1
R2S 0
în care: S0 → surs exterioar de zgomot aerian S1 → surs interioar de zgomot aerian
S2 → surs interioar de zgomot de impact S3 →→→→ surs de zgomot structural
3.4.1.2. Directiva 2000/14/CE a Parlamentului European i a
Consiliului CE din 8 mai 2000 privind armonizarea legislaiilor statelor membre
referitoare la emisiile sonore în mediul exterior al echipamentelor folosite în exteriorul
construciilor.
Directiva vizeaz armonizarea în privina:
- procedurilor de evaluare a conformitii;
- limitelor de emisie sonor a echipamentelor;
- marcajului CE.
3.4.1.3. Directiva 2002/49/CE A Parlamentului European i a
Consiliului CE referitoare la evaluarea i gestionarea zgomotului în mediul
înconjurtor, emis la 25 iunie 2002, are urmtoarele obiective:
-introducerea indicatorilor comuni de zgomot pentru evaluarea expunerii pe termen
lung la zgomot în mediul înconjurtor;
-obligativitatea statelor membre de a stabili, pe baza hrilor, planurile de aciune
menite s previn i s reduc zgomotul;
-furnizarea unei baze pentru continuarea lucrrilor comunitare privind normele
referitoare la zgomotul emis de surse specifice i întreprinderea unor aciuni comunitare ce
vizeaz reducerea zgomotului în mediul înconjurtor;
94
-difuzarea, în rândul populaiei, a informaiilor referitoare la expunerea la zgomot i
la efectele acesteia, pentru a asigura participarea populaiei la stabilirea planurilor de
aciune;
Directiva menioneaz posibilitatea statelor membre de a realiza o planificare
acustic - adic de a diminua zgomotul prin intermediul amenajrii teritoriului, al
planificrii circulaiei, de a combate zgomotul la surs i de a efectua zonarea acustic.
Principalul indicator de zgomot definit în cadrul Directivei este Lden:
)1081041012(241
lg10 1010
105
10++
×+×+×=nevday LLL
denL
(3.2) în care:
Lday - nivelul sonor mediu, ponderat A pe termen lung, determinat pe ansamblul
perioadelor de zi dintr-un an;
Levening - nivelul sonor mediu, ponderat A pe termen lung, determinat pe ansamblul
perioadelor de sear dintr-un an;
Lnight - nivelul sonor mediu, ponderat A, pe termen lung, determinat pe ansamblul
perioadelor de noapte dintr-un an.
Perioadele propuse de ctre Comisia statelor membre pentru cei trei indicatori
pariali sunt:
Lday - ziua: 7.00 ÷ 19.00
Lev - seara: 19.00 ÷ 23.00
Ln - noaptea: 23.00 ÷ 7.00
Aceast Directiv a fost preluat în România prin HG 321/2005 i parametri au fost
notai astfel: Lz,s,n, respectiv Lzi, Lsear, Lnoapte.
Transpunerea prevederilor Directivei Europene în norme europene (standarde)
consacrate proprietilor acustice ale produselor de construcii i ale cldirilor se face de
ctre Comitetul Tehnic TC 126 din cadrul CEN.
Cele mai importante standarde EN pentru evaluarea performanelor acustice sunt:
EN ISO 717-1: Evaluarea izolrii acustice a cldirilor i a elementelor de
construcii. Partea 1: Izolarea de zgomot aerian.
EN ISO 717-2: Evaluarea izolrii acustice a cldirilor i a elementelor de
construcie. Partea 2: Izolarea la zgomot de impact.
Aceste standarde definesc procedura de stabilire a unor valori unice de evaluare a
izolrii, determinate pe baza rezultatelor obinute la msurrile în benzi de treimi sau benzi
de octav.
95
3.4.2.Standarde româneti armonizate
Standardele EN ISO 717-1 si EN ISO 717-2 au fost preluate i în România, sub
form SR EN ISO 717-1 i SR EN ISO 717-2.
În România, cerinele eseniale sunt precizate în :
Legea privind calitatea în construcii (Legea 10/1995):
A - Rezisten i stabilitate
B - Siguran în exploatare
C - Siguran la foc
D - Igien, sntatea oamenilor, refacerea i protecia mediului
E - Izolaie termic, hidrofug i economie de energie
F - Protecie împotriva zgomotului.
Protecia împotriva zgomotului este definit astfel:
„Construcia trebuie conceput i construit astfel încât zgomotul perceput de
ocupani sau de persoane care se afl în apropierea acesteia s fie meninut la un
nivel, care s nu le amenine sntatea i care s le permit s doarm, s se
odihneasc i s munceasc în condiii satifctoare”.
STAS 6156 – 86 “Acustica în construcii. Protecia împotriva zgomotului în
construcii civile i social-culturale. Limite admisibile i parametri de izolare acustic “;
STAS 10009 – 88 „Acustica în construcii.Acustica urban. Limite admisibile ale
nivelului de zgomot “.
STAS 9783 / 0 – 84 „Acustica în construcii.Parametrii pentru proiectarea i
verificarea acustic a slilor de audiie public.
C 125 – Normativ privind proiectarea i execuia msurilor de izolare fonic i a
tratamentelor acustice în cldiri
P 121 – Instruciuni tehnice de proiectare i executare a msurilor de protecie
acustic i antivibratil la cldiri industriale
P 122 – Instruciuni tehnice de proiectarea i executare a msurilor de izolare la
zgomot, la cldirile civile, social-culturale i tehnico-administrative
În tabelul 3.2 sunt prezentate comparativ limitele admisibile pentru câteva tipuri de
cldiri i uniti funcionale, conform metodelor de evaluare Cz, NC, RC i dB(A).
96
Tabelul 3.2. Comparaie între valorile limitelor admisibile conform metodelor de
evaluare Cz, NC, RC i dB(A)
Limita admisibil a nivelului de zgomot interior, exprimat în
Tipul de cldire Unitatea funcional
Cz NC RC dB(A)
Cldiri de locuit Apartamente 30 25-35 25-35 35
Camere de locuit i apartament
30* 25-35 25-35 35
Sli de restaurant i alte uniti de alimentaie
public
45 25-35 25-35 50
Cmine, hoteluri, case de oaspei
Birouri de administraie 40 35-45 35-45 45
Saloane 1-2 paturi 25* 25-35 25-35 30
Saloane peste 3 paturi 30 30-40 30-40 35
Saloane terapie intensiv 30* 25-35 25-35 35
Spitale, policlinici, dispensare
Sli de operaie 30* 25-35 25-35 35
Sli de clas sub 250 m2 35 40 40 40
Sli de clas peste 250 m2
35 35 35 40
Sli de studiu 30 35 35 35
coli
Biblioteci 30 30-40 30-40 35
Laboratoare / birouri
Birouri/ laboratoare cu activitate intelectual i
nivel de conversaie minim
30 45-55 45-55 35
Cldiri social-culturale
Teatre, sli de conferine, sli de audiii, teatru, concert
25 25 25 30
*Nivelul de zgomot echivalent interior datorat tuturor surselor de zgomot exterioare
unitii funcionale trebuie s nu depeasc cu mai mult de 5 uniti nivelul care se obine
când nu funcioneaz agregatele.
33..55..CCOONNCCLLUUZZIIII
Zgomotele si vibraiile pot avea o aciune duntoare asupra organismului uman,
aciune care depinde de mai muli factori i anume: nivelul de intensitate a zgomotului,
componenta sa spectral, durata i distribuia expunerii la zgomot în cursul unui zile de
lucru, durata total de expunere în cursul vieii .
97
Aciunea duntoare a zgomotului poate duce la afeciuni ale organului auditiv, ale
diverselor organe si aparate ale corpului, reducerea productivitatii muncii i reducerea
inteligibilitatii vorbirii.
Efectul zgomotului de fond asupra inteligibilitii vorbirii, se poate estima folosind
nivelul preferenial de interferen al comunicrii (PSIL).
inând seama de activitatea nociv pe care o exercit zgomotul, pentru a se preveni
îmbolnvirile i accidentele de munc i pentru asigurarea condiiilor realizrii unui
confort acustic, s-au elaborat norme privind limitarea puterii acustice a echipamentelor i
instalaiilor i limitarea nivelelor de intensitate sonor maxim la valori la care se
consider c aciunea zgomotelor nu este duntoare sau nu deranjeaz.
Pentru elaborarea normelor de limitare a zgomotului au fost alei doi parametri:
nivelul de trie în foni i frecvena.
Prin reprezentarea variaiei nivelului de presiune acustic în funcie de frecven,
au rezultat curbele de zgomot.
Pentru evaluarea zgomotului i încadrarea în limite admisibile, au fost stabilite mai
multe tipuri de asemenea curbe: NC, RC, NR sau Cz,.
În România se folosesc din 1986 curbele de zgomot Cz recomandate de Comitetul
Tehnic nr.43 al Organizaiei Internaionale de Standartizare (ISO-TC 43).
Dup evaluarea nivelului de zgomot, se face încadrarea în limitele accesibile.Dac
nivelul zgomotului depete valorile admise specifice tipului de activitate, se pot alege
metodele pentru diminuarea lui, astfel încât s se asigure confortul acustic, respectiv
senzaia de linite sau bun audibilitate.
98
CCAAPPIITTOOLLUULL 44 MMEETTOODDEE DDEE RREEDDUUCCEERREEAA ZZGGOOMMOOTTUULLUUII GGEENNEERRAATT DDEE IINNSSTTAALLAAIIIILLEE
DDEE VVEENNTTIILLAARREE II CCLLIIMMAATTIIZZAARREE
Dac nivelul de presiune acustic a zgomotului depete valoarea maxim admis,
este necesar s se prevad o atenuare suplimentar prin utilizarea sistemelor fonoizolante
sau fonoabsorbante speciale :
-montarea de atenuatoare de zgomot;
-acoperirea cu carcase fonoizolante si fonoabsorbante ale echipamentelor ;
-montarea de ecrane acustice astfel încât s se asigure « zone de linite »;
-montarea echipamentelor astfel încât vibraiile produse s fie împiedicate s se
propage prin elementele de construcie în încperile alturate .
Pentru o reducere cât mai mare a nivelului de zgomot trebuie s se aib în vedere
traseul sunetului de la sursa sonor pîn la receptor.
La surs se pot lua msuri de :
-alegerea unor surse silenioase
-carcasarea lor
Pe cile de propagarea se pot monta obstacole pariale sau totale (montarea de
ecrane acustice, atenuatoare de zgomot) sau se pot utiliza materiale fonoabsorbante.
Pentru izolarea la receptor se recomand de exemplu, îmbuntirea indicelui de
izolare al elementelor de faad.
44..11..AATTEENNUUAATTOORREE DDEE ZZGGOOMMOOTT Soluia foarte des utilizat pentru reelele de ventilare i climatizare este instalarea
unui atenuator de zgomot.
Pentru cuantificarea eficacitii atenuatoarelor, sunt utilizate dou caracteristici
acustice diferite: pierderea prin inserie i izolarea acustic.
a) Pierderea prin inserie Di (dB) [60] reprezint atenuarea obinut i se
determin prin msurarea nivelului de putere acustic în aval de atenuator, înainte i dup
instalarea sa în condiii reale de funcionare, adic cu debit de aer circulant în atenuator.
Diferena între aceste dou nivele corespund atenurii reale .
Pierderea prin inserie Di se calculeaz cu relaia:
Di= LWII-LWI [dB] (4.1.)
în care:
99
LWI este nivelul de putere acustic în banda de frecven considerat, care se
propag de-a lungul conductei, atunci când este instalat atenuatorul, [dB]
LWII este nivelul de putere acustic în banda de frecven considerat, care se
propag de-a lungul conductei, fr atenuator, [dB]
b) Izolarea acustic (sau atenuarea static) [60] este obinut prin msurarea
diferenei între nivelul de presiune acustic în amonte i în aval, fr debit de aer. Aceast
caracteristic este de un interes limitat in practic, deoarece nu ine seama de creterea
nivelului sonor al sursei prin montarea atenuatorului.
Pentru ca un atenuator s introduc o atenuare cât mai mare, trebuie cunoscut
spectrul de band al zgomotului care trebuie redus. De aceea, înaintea alegerii i instalrii
unui atenuator trebuie s se in cont de urmtoarele:
-densitatea i grosimea materialului absorbant. Acest lucru depinde de frecvena
zgomotului. Pentru reducerea frecvenelor joase trebuie mrit grosimea sau/i densitatea
materialului absorbant ;
-viteza maxim a aerului în atenuator. Pentru evitarea deteriorrii materialului
absorbant, se folosete o tol perforat pentru protecia acestuia (de obicei pentru viteze de
15-20 m/s) ;
-amplasarea atenuatorului. O poziionare proast a atenuatorului poate anula
atenuarea acustic prin scurtcircuit.
Exist mai multe tipuri de atenuatoare de zgomot: atenuatoare reactive, de absorbie
i atenuatoare active.
4.1.1.Atenuatoare reactive (filtre acustice)
Atenuatoarele reactive reacioneaz la propagarea zgomotului, atenueaz zgomotul
numai prin concepia lor geometric (mriri sau reduceri ale seciunii). Ele au un efect de
filtru.
Atenuatoarele cu camere de expansiune sau cu lrgirea brusc a seciunii,
atenuatoarele cu lrgirea progresiv a seciunii sau cele cu camere de rezonan fac parte
din aceast categorie. Eficacitatea lor se datoreaz numai geometriei lor.
Lrgirea brusc sau progresiv poate avea un efect de filtru prin reflexia undelor.
Aceste filtre sunt un obstacol acustic pentru undele acustice de frecvene joase care sunt
reflectate spre surs sau absorbite. Undele de frecvene înalte sunt atenuate prin
discontinuitatea geometric.
100
4.1.1.1. Atenuator cu camere de expansiune reprezint caviti de
destindere în seciunea conductei. Particularitatea acestor sisteme este capacitatea lor de a
lsa s treac fr o atenuare sensibil oscilaii având frecvenele într-unul sau în mai multe
domenii i s anuleze sau s reflecte spre surs toate oscilaiile având frecvenele în afara
acestor domenii. Aceste atenuatoare pot fi cu lrgirea brusc a seciunii sau cu lrgirea
progresiv a seciunii.
4.1.1.1.1 Atenuator cu lrgirea brusc a seciunii Atenuatorul cel mai simplu este cel constituit dintr-o singur camer de destindere S1 S2 S1
l
Figura 4.1.Atenuator reactiv cu o camer de expansiune [25]
Atenuarea care se obine în urma montrii acestor atenuatoare se calculeaz [25] cu
relaia :
−+=∆λπ l
mmL
2sin
141
1lg10 22
[dB]
(4.2) în care:
m =1
2
SS
, este raportul dintre seciunea camerei de destindere i aria de îngustare.
-lungimea de und pentru frecvena considerat, [m]
l-lungimea camerei de expansiune, [m]
Atenuarea este maxim dac :
2)12(2 π
λπ += nl
( n=0,1,2…)
(4.3) În acest caz lungimea camerei de expansiune este :
4)12( λ+= n
l (n=0,1,2,….)
(4.4) Datorit relaiei dintre lungimea camerei de expansiune i lungimea de und ,
acest tip de atenuator se numete i sfert de und.
101
Atenuarea este nul dac :
πλπ
nl
22 = (n=0,1,2…….)
(4.5) În acest caz lungimea camerei de expansiune este:
22 λn
l = .(n=0,1,2……)
(4.6) În figura 4.2. este prezentat nomograma folosit pentru calculul atenurii obinute
în urma montrii atenuatorului cu o camer de expansiune.
Caracteristica de frecven a atenurii are o serie de maxime alternative, a cror
valoare este determinat de valoarea parametrului m, în funcie de lungimea camerei de
destindere. Creterea raportului m duce la mrirea atenurii în atenuator.
Micorarea lungimii camerei de expansiune deplaseaz frecvena primului maxim
de atenuare în domeniul frecvenelor înalte i prin aceasta domeniul atenurii maxime
devine mai larg.
În figura 4.3. este prezentat influena lungimii atenuatoarelor cu o camer asupra
caracteristicii de atenuare.
Forma i mrimea seciunii transversale a atenuatorului are o mare influen asupra
atenurii realizate. Astfel, un atenuator de seciune circular cu m=64 asigur o atenuare
maxim de 30 dB fa de 20 dB cât poate realiza un atenuator de seciune eliptic cu m=16.
0
5
10
15
20
25
30
35
0 0,4 0,8 1,2 1,6 2 2,4 2,8 3,2
Ate
nuar
e ΠΠ ΠΠ
L [d
B]
λπ l2
Figura 4.2. Nomograma pentru calculul atenurii pentru atenuatorul cu o camer de expansiune [56]
m=100
m=40
m=25
m=9
m=4
102
Figura 4.3. Influena lungimii atenuatoarelor cu o camer
asupra caracteristicii de atenuare [25]
În figura 4.4. este prezentat influena seciunii atenuatoarelor cu o camer asupra caracteristicii de atenuare.
Figura 4.4. Influena seciunii atenuatoarelor cu o camer
asupra caracteristicii de atenuare [25]
Pentru mrirea eficienei, se construiesc atenuatoare din mai multe celule, adic
mai multe caviti dispuse în serie, legate între ele printr-un tub de seciune redus sau
atenuatoare la care cavitile sunt alipite iar legtura între ele se face prin tuburi interioare.
În cazul unui atenuator cu dou camere, valoarea atenurii se poate calcula cu
relaia[25]:
( ) ][lg10 22 dBBAL +=∆ (4.7)
103
în care:
[ ])(2cos)1()(2cos)1(41 22
rcrc llkmllkmm
A −−−++=
(4.8)
−−−+−+++= )(2sin)1)(1()(2sin)1)(1[(8
1 22222 rcrc llkmmllkmm
mB
]2sin)1(2 22rklm −−
(4.9) lr - lungimea tubului racordat, [m] lc –lungimea camerei, [m]
k-nr de und ( λπ2=k ), [m-1]
În multe cazuri, din punct de vedere constructiv este mai avantajos ca tubul de
racord dintre cele dou camere s fie montat în interior. În acest caz atenuarea se determin
[25] cu relaia:
][)lg(10 22 dBDCL +=∆
(4.10)
rcc tgklklmklC 2sin)1(2cos −−= (4.11)
)]1
(2cos)1
)[(1(2sin)1
(21
rcc tgklm
mklm
mmklm
mD −−+−++=
(4.12) în care: lr- lungimea tubului de racord, [m] lc -lungimea camerei de expansiune, [m]
4.1.1.1.2 Atenuatoare cu lrgirea treptat a seciunii
În figura 4.5. este prezentat un atenuator cu lrgirea treptat a seciunii. l
S1 S2
Figura 4.5.Atenuator cu lrgirea treptat a seciunii [25] Cu ajutorul nomogramei din figura 4.6 se poate calcula atenuarea obinut cu acest
tip de atenuator.
104
Figura .4.6. Nomograma de calcul a atenurii în cazul atenuatorului
cu lrgirea treptat a seciunii [25]
4.1.1.2.Atenuatoare cu camere de rezonan Atenuatoarele cu camere de rezonan sunt constituite din caviti ce comunic cu
canalul de aer, prin intermediul unui tub închis (gâtul rezonatorului). Dimensiunile cavitii
i ale gâtului sunt mici în raport cu lungimea de und a sunetului. Datorit undei acustice,
masa de aer din gâtul rezonatorului considerat incompresibil, este pus în oscilaie.
Aceast micare produce comprimri i rarefieri ale aerului din cavitate. Micarea masei de
aer din gâtul rezonatorului se face cu disipare de energie datorit frecrii aerului. .
Rezonatorul este analog unui sistem mecanic constituit dintr-o greutate suspendat
de un resort. –deci este un sistem oscilant având o frecvena proprie r numit frecven de
rezonan. Disiparea maxim a energiei se face la frecvena de rezonan, care se
calculeaz [25], [21] cu relaia:
][2
0 HzVcc
r =υ
(4.13) în care:
c-viteza sunetului în conduct,
sm
V-volumul camerei de rezonan, [m3]
c0 –admitana orificiului rotund, [m]
Admitana se calculeaz [25], [21] cu relaia:
1
2S
Sm=
105
4
10 d
l
Sc
g
π+=
(4.14) în care:
S1- aria seciunii gâtului rezonantorului, [m2]
lg –lungimea gâtului rezonatorului, [m]
d-diametrul gâtului rezonatorului, [m]
Atenuarea obinut în cazul în care cavitatea rezonatorului nu este cptuit cu
material absorbant [25], [30] se calculeaz cu relaia :
−+=∆
2
0
21lg10
υυ
υυ r
e
S
Vc
L [dB]
(4.15) în care:
c-viteza sunetului în conduct,
sm
V-volumul camerei de rezonan, [m3]
c0 –admitana orificiului rotund, [m]
S1- aria seciunii gâtului rezonantorului, [m2]
lg –lungimea gâtului rezonatorului, [m]
d-diametrul gâtului rezonatorului, [m]
Aceast relaie este valabil numai dac cea mai mare dimensiune a cavitii
rezonatorului este mai mic decât a zecea parte a lungimii de und corespunztoare.
În cazul în care gâtul rezonatorului este cptuit cu materiale absorbante atenuarea
se calculeaz [25], [30] cu relaia:
−+
++=∆ 2
2
2
2
2
41
25,01lg10
υυ
υυ
ρπ
ρπ
r
rmcrSR
crSR
L [dB]
(4.16) în care:
R –rezistena specific la curgerea aerului a materialului absorbant, [ 3mNs
]
La frecvena de rezonan, atenuarea este:
106
crSRcr
SR
L
ρπ
ρπ
2
2 5,0lg20
+=∆ [dB]
(4.17) Dezavantajul acestor atenuatoare este domeniul îngust de frecvene pentru care se
realizeaz atenuarea.
4.1.2.Atenuatoare cu absorbie
Acest tip atenuatoare se utilizeaz pentru reducerea zgomotului al crui spectru este
continuu i se fabric de obicei sub forma unui canal cptuit cu material absorbant.
Deasupra materialului absorbant se pun tole perforate pentru a nu permite destrmarea
acestuia la viteze mari. În funcie de tipul i diametrul perforaiilor alese au un efect
rezonator. Ele pot crete atenuarea pentru undele de frecvene joase i s le scad pe cele
pentru frecvene mari.
Din considerente constructive, atenuatoarele cu absorbie se execut sub forma
unor canale dreptunghiulare sau rotunde, paralele (atenuatoare fagure) sau o serie de
panouri paralele introduse în canal (atenuator lamelar). Cele mai folosite materiale
absorbante sunt fibrele textile, vata mineral. În acest caz, atenuarea depinde în primul
rând de gradul de absorbie acustic a materialului care tapeteaz pereii atenuatorului.
4.1.2.1.Atenuator drept
Cel mai simplu tip de atenuator cu absorbie este atenuatorul drept ale crui fee
interioare sunt cptuite cu materiale absorbante, fr schimbarea seciunii interioare.În
figura 4.7 este prezentat un astfel de atenuator .
Figura 4.7.Atenuatorul drept [25]
Atenuarea (pe unitate de lungime )se calculeaz [25] cu relaia:
107
=∆m
dBSP
L 4/1α
(4.18) în care:
= coeficientul de absorbie al materialului ;
P = perimetrul interior al atenuatorului, [m]
S =seciunea interioar liber a atenuatorului, [m2]
Aceast ecuaie este limitat de condiiile: raportul celor 2 cote ale atenuatorului
trebuie s fie mai mic sau cel mult egal cu doi, 0,20,4 i 250(Hz) 2000.
Prin folosirea materialelor absorbante, coeficientul de absorbie crescând cu
frecvena, eficacitatea atenuatorului este mai mare la frecvene înalte.
Conform relaiei (4.18), ar trebui ca atenuarea s creasc pe msur ce frecvena
crete. Cercetrile experimentale [21], [25], [31] au artat c aceast cretere are loc pân
la o anumit frecven când atenuarea atinge valoarea maxim, dup care începe s scad.
Maximul de atenuare se realizeaz în cazul atenuatorului rectangular când lungimea de
und devine egal cu jumtate din cea mai mare dimensiune a seciunii canalului sau în
cazul unui atenuator circular când lungimea de und este egal cu raza .
Atenuatorul prin absorbie este eficace într-o zon destul de îngust. Pentru a se
mri eficacitatea este indicat s se reduc dimensiunile canalului cât mai mult, dar astfel
încât s se asigure debitul necesar de fluid prin canal. Eficacitatea atenuatorului poate
crete [43], [22], [13], dac în interiorul acestuia se monteaz perei vertical ( atenuator cu
lamele) sau perei vertical i orizontali (atenuator fagure). Aceti perei se cptuesc cu
materiale absorbante. În aceste configuraii, atenuarea se datoreaz variaiei de seciune i
absorbiei de ctre materialul cu care este cptuit interiorul atenuatorului.
4.1.2.2.Atenuator cu lamele
Principalii parametri ai acestui atenuator sunt grosimea i densitatea lamelelor,
spaiul între lamele i lungimea lamelelor. Cu cât lamelele sunt mai groase i dense, cu atât
frecvenele joase sunt mai atenuate.Cu cât spaiul este mai mic, cu atât atenuarea este mai
mare la frecvene mari.
108
Figura .4.8.Atenuatorul cu lamele [56]
Figura .4.9.Efectul grosimii lamelelor asupra atenurii pentru un atenuator
cu lungimea de 1,2 m i înlimea de 0,1 m [22]
Figura .4.10 Efectul spaiului dintre lamele asupra atenurii pentru un atenuator cu
lungimea de 1,2 m i înlimea de 0,2 m [22]
Frecvena [Hz]
Spaiul dintre lamele [mm]
Grosimea lamelelor [ mm]
Frecvena [Hz]
109
Figura 4.11.. Efectul lungimii lamelelor asupra atenurii pentru un atenuator cu spaiul dintre lamele 0,2 m i grosimea 0,1 m [22]
Atenuarea care se obine cu acest tip de atenuator se calculeaz [13], [25] cu relaia:
( ) ][11
35,42 dB
SP
Lα
α
++=∆
(4.19) în care:
P=2(d+H), [m]
S=dH [m2]
4.1.2.3.Atenuator « fagure »
Figura 4.12. Atenuatorul fagure [25]
Acest atenuator este eficace în domeniul a34≤υ
Numrul de celule ale atenuatorului se determin cu relaia c
c SS
n =
în care.
Sc =hd –suprafaa unei celule a atenuatorului, [m2]
Lungimea [mm]
Frecvena [Hz]
110
Atenuarea se calculeaz [25] cu relaia:
]/[4/1 mdBSP
L α=∆
(4.20) în care:
P=2(a+b), [m]
S=ab, [m2]
4.1.2.4.Atenuator circular cu bulb interior
Un alt tip de atenuator drept este atenuatorul circular cu bulb interior
Atenuarea se datoreaz variaiei seciunii i absorbiei materialului cu care este
cptuit pe interior.
Atenuarea care se obine cu acest tip de atenuator, este determinat experimental i
este declarat de fabricant.
Figura 4.13.Atenuatorul cu bulb interior [22]
4.1.2.5.Atenuator cu camer de presiune
Acest tip de atenuator se bazeaz pe pierderea de energie acustic produs în urma
unei dilatri i comprimri a undelor la intrarea i ieirea din atenuator. Are forma unei
camere ale crei dimensiuni sunt mari în raport cu lungimea de und, având pereii tratai
cu materiale absorbante.
Figura 4.14. Atenuatorul cu camer de presiune [25]
und
incident
111
Atenurile de zgomot realizate cu ajutorul unei camere de presiune se determin
[25], [13] cu relaia:
][lg10 dBSA
L =∆
(4.21) în care:
A =absorbia fonic a camerei de expansiune, [m2]
S =seciunea canalului, [m2]
Dac intrarea i ieirea canalului din camera de absorbie nu se face pe acelai ax ci
decalat, eficiena acestui atenuator este mai bun.
Atenuarea realizat de o asemenea camer de presiune, se determin [25] cu relaia:
][1
2
cos1
lg10
2
dB
AdS
L
−+=∆
απ
θ
(4.22) în care :
=coeficientul mediu de absorbie ; S-aria seciunii canalului, [m2] A= absorbia fonic a camerei de presiune, [m2]
Figura 4.15. Camera de presiune tratat fonoabsorbant cu canalele dezaxate [25]
4.1.2.6.Atenuator cu icane
Figura 4.16 Atenuatorul cu icane [25]
112
Atenuatoarele cu icane prezint o serie de întoarceri la 1800 realizate prin
intermediul unor perei cu material absorbant. Pe lâng realizarea unui traseu mai lung în
propagarea undelor sonore, prezena coturilor i întoarcerilor contribuie la mrirea
atenurii, tiindu-se c la fiecare schimbare de direcie se produce o micorare a nivelului
zgomotului
Atenuarea care se obine cu acest tip de atenuator se calculeaz [25] cu relaia :
][1
14lg10 dB
NL
αα−
+=∆
(4.23) în care :
N- numrul de lamele
abbaL
N2
)( +=
(4.24) L= traseul canalului, [m]
a= înlimea canalului, [m]
b= limea canalului, [m]
-coeficientul de absorbie al materialului absorbant
În multe cazuri atenuarea necesar care trebuie obinut are valori atât de mari într-
o band de frecven destul de larg încât dimensiunile atenuatoarelor ajung la valori
apreciabile. Din aceast cauz, atenuatoarele de zgomot cu absorbie se construiesc i se
monteaz i pe poriunile cu seciune variabil ale tubulaturiide ventilare (tronsoane
convergente, divergente i coturi).
Atenuarea obinut de atenuatoarele cu absorbie este mic pentru frecvene joase i
mare pentru frecvene medii sau înalte.
4.1.3.Atenuator active
Aceste atenuatoare sunt recomandate pentru frecvene joase. Singurul tip de
zgomot care poate fi atenuat prin aceast metod este zgomotul continuu.
Principiul pe care se bazeaz este eliminarea unei unde acustice prin transmiterea
simultan a unei unde identice, de aceeai energie dar în opoziie de faz cu unda iniial.
Suma energiilor celor dou unde este zero .Dac antizgomotul produs nu este exact
imaginea în oglind a zgomotului, atunci nu se face o reducere total a zgomotului, ci doar
o scdere a nivelului de zgomot.
113
Figura 4.17 Principiul de funcionare al atenuatorului activ
Microfonul (1) « citete » zgomotul produs de ventilator i transmite semnalul unui
analizor (4) care este un sistem electronic analog sau digital de prelucrare a semnalelor
sonore. Acesta , pe baza unui algoritm, produce un semnal în opoziie de faz cu sunetul
din canal, pe care îl introduce în atenuator prin intermediul difuzorului (2) i care
anihileaz zgomotul din canal. Al doilea microfon (3) « citete » zgomotul final i
transmite semnale analizorului (4) pentru optimizarea funcionrii.
Acest tip de atenuator realizeaz o atenuare de aprox.20-30 dB.
La frecvene ridicate au eficien redus i trebuie combinate cu alte tipuri de
atenuatoare.Utilizarea atenuatoarelor active se limiteaz în general la frecvene inferioare
sau egale cu 250 Hz. Asocierea acestor atenuatoare cu atenuatoarele cu absorbie permit
reducerea zgomotelor în band larg de frecven de la frecvene joase, la frecvene înalte.
44..22..CCAARRCCAASSAARREEAA EECCHHIIPPAAMMEENNTTEELLOORR Închiderea complet a unei surse de zgomot într-o carcas fonoizolant i
fonoabsorbant conduce la rezultate bune în ceea ce privete izolarea fonic a sursei
respective dar numai dac sistemul este corect conceput si proiectat.
Instalarea unei carcase implic apariia a dou fenomene care se opun reducerii
nivelului de zgomot:
-creterea nivelului de zgomot în incint, datorit reflexiilor undelor sonore pe
pereii acesteia;
114
-transmiterea vibraiilor sursei, fapt ce duce la vibraia carcasei, în felul acesta
carcasa devenind o surs de zgomot important.
Datorit apariiei acestor dou fenomene, zgomotul se poate propaga spre exterior
prin pereii carcasei, prin neetaneiti i deschideri, prin structura carcasei, prin elementele
componente ale echipamentului i prin tubulaturacare traverseaz pereii carcasei.
În figura 4.18 sunt prezentate cile de propagare în exterior a zgomotului în cazul
carcasrii unui echipament.
O carcas este compus dintr-o structur rigid, având masa superficial cuprins
între 4 i 25 2m
kgi un material absorbant ce permite limitarea fenomenului de rezonan ce
apare în incinta capotei. Pentru anumite echipamente materialele absorbante trebuie
protejate cu tole perforate pentru a se evita destrmarea lor datorit vitezei mari a
curenilor de aer.
Atenuarea obinut prin folosirea unei carcase în ipoteza existenei unui câmp difuz
în interiorul ei,se calculeaz [17] cu relaia:
)(log10)()(
υυυ
c
c
AS
RL −=∆ [dB]
(4.25) în care:
R-indicele de atenuare acustic corespunztor structurii fonoabsorbante aplicat la
pereii carcasei, dB]
Sc- suprafaa interioar total a carcasei, [m2]
Ac- suprafaa echivalent de absorbie acustic interioar a carcasei, [m2 U.A.]
Relaia (4.25) se mai poate scrie:
−=∆
ii
c
SS
RLα
log10 [dB]
(4.26) în care:
Figura 4.18. Ci de propagare în exterior a zgomotului în cazul carcaselor [25]
115
Si –suprafeele pariale interioare, [m2]
i- coeficientul de absorbie corespunztor elementului interior
Dac suprafaa interioar a carcasei este tratat în totalitate cu acelai material
fonoabsorbant, atunci se obine :
α1
log10−=∆ RL [dB]
(4.27) Pe baza legii masei i a faptului c repartiia unghiurilor de inciden se realizeaz
în mod statistic indicele de reducere sonor se calculeaz [18] se poate scrie:
5,47log20 −= qR υ [dB] (4.28)
în care: -frecvena, [Hz]
q-masa superficial,
2m
kg
La proiectarea carcaselor, trebuie s se in seama de urmtoarele recomandri:
-izolarea acustic crete cu creterea masei pe unitatea de suprafa;
-eficiena izolaiei acustice (tratamentului fonoabsorbant) crete cu frecvena;
-mrirea gradului de etaneitate a spaiului interior, care se obine prin tratarea
fonoabsorbant a orificiilor de trecere a conductelor, a uilor , capacelor de vizitare.
Dac se impune aerisirea în interiorul carcaselor, atunci se prevd canale speciale
de ventilare, cu pereii tratai cu structuri fonoabsorbante, astfel încât, la o seciune de
ventilare convenabil, lungimea s fie cât mai mare.
Carcasa trebuie s fie desprit de echipament prin ploturi vibratile .
Exist diferite tipuri de carcase :
1. Carcase etane. În acest caz echipamentul se gsete la o distan de 25 pân la
50 cm fa de carcas, iar atenuarea care se obine este de 15 pîn la 25 dB(A).
2. Carcase pariale Aceste carcase acoper mai puin de 90% din echipament i
anume, numai componentele generatoare de zgomot ale acestuia. Performanele acustice
sunt de pân la 10 dB(A), în general de 4-5 dB(A). Din punct de vedere al transmisiei
vibraiilor atenuarea este sub 5 dB(A).
3. Carcasele cu care echipamentul este dotat din fabricaie. Cu aceste carcase
atenuarea este de 10-20 dB(A) .
Soluia acustic cea mai performant este o dubl carcasare i aezarea pe ploturi
vibratile a echipamentului.
Defectele de etaneitate influeneaz atenuarea care se obine în urma montrii unei
carcase. În tabelul 4.1. este redat influena defectelor de etaneitate asupra atenurii
116
Tabelul 4.1.Influena defectelor de etaneitate asupra atenurii [32]
Raportul suprafaa deschiderii/suprafaa total a carcasei [%] Lpmax [dB]
50 3
25 6
10 10
5 13
2 17
1 20 În figura 4.19 sunt prezentate câteva tipuri de carcase i eficacitatea lor. Nivelurile
de presiune au fost msurate la 1 m distan de carcas.
Figura 4.19 Exemple de carcase i eficacitatea lor [32]
Frecvena [Hz] L [dB]
Frecvena [Hz] Lp[dB]
Frecvena [Hz]
Frecvena [Hz]
Lp[dB]
Frecvena [Hz]
Lp[dB]
117
Valori bune ale atenurii se obin în cazul utilizrii pereilor grei i supli (valori
mici ale modului lui Young ale materialului). Pereii poroi sunt ineficieni. În figura 4.16
sunt exemple de spectre acustice msurate în aceleai condiii pentru diferite tipuri de
carcase.
Figura 4.20 Exemple de spectre acustice msurate în aceleai condiii cu diferite tipuri de carcase [32]
Pentru evitarea degradrii materialelor absorbante i pentru uurarea currii,
pereii interiori sunt prevzui cu tole perforate de protecie. Cu un raport de perforare de
25 %, absorbia suprafeei este apropiat de absorbia materialului absorbant. Pentru
creterea atenurii carcaselor la frecvene joase se recomand creterea grosimii stratului
de material absorbant. În cazul carcaselor cu perei dubli, un spaiu mai mare între perei
introduce o atenuare mai mare a atenurii. Creterea volumului de aer din interiorul
carcasei permite obinerea unei atenuri mai bune a zgomotului. În figura 4.21 este
reprezentat efectul volumului de aer din interiorul carcasei asupra atenurii .
Figura 4.21 Influena grosimii stratului de aer [13]
Fr carcas
Carcas poroas
Carcas rigid reflecttoare Carcas rigid
cu material absorbant
Lp[dB]
Frecvena [Hz]
Frecvena [Hz]
118
Dac exist conexiuni mecanice sau electrice între echipament i carcas este
necesar s se utilizeze îmbinri adaptate echipamentului (figura 4.22) i s se izoleze cu
dispozitive antivibratile
Figura 4.22 Exemplu de tratare a trecerii printr-o carcas [43]
Dac incinta carcasei trebuie ventilat, orificiile de ventilare trebuie s fie echipate
cu atenuatoare. Ferestrele carcasei trebuie sa fie duble, deoarece stratul de aer dintre ele
mrete atenuarea carcasei.
44..33..EECCRRAANNEE AACCUUSSTTIICCEE Interpunerea unui obstacol între surs i receptor diminueaz energia transmis
direct între dou puncte, la traversarea acestuia.
Fenomenele acustice care apar atunci când undele sonore ating ecranul sunt
difracia i reflexia.
Surs Receptor
Figura 4.23 Reflexiile i difraciile care apar în cazul unui ecran acustic [22]
Peretele carcasei
Îmbinare din mastic
Vat mineral
119
Exist trei zone de atenuare pentru un ecran acustic plasat intr-un câmp liber :o
zon direct , ozon de penumbr acustic datorat difraciei i o zon protejat (zona de
umbr acustic).
Figura 4.24 Zonele de atenuare pentru un ecran acustic [22]
În zona de tranziie dintre zona direct i zona de penumbr atenuarea este foarte
mic. Atenuarea mic din zona de tranziie este datorat interferenelor undelor sonore
directe i difractate de obstacol.
Eficacitatea unui ecran acustic la frecvene joase nu este neglijabil dac cele mai
mici dimensiuni ale sale sunt cel puin egale cu lungimea de und a zgomotului ce
trebuie atenuat.
Atenuarea obinut este influenat de difracia undelor sonore pe ecran i de
ocolirea ecranului prin reflexiile undelor sonore .
Eficacitatea unui ecran depinde de mai muli parametri : dimensiunile sale, poziia
pe care o ocup in raport cu sursa sonor i receptor, spectrul acustic al sursei, absorbia
feei dinspre surs.
Dac se gsete în apropierea sursei un perete reflecttor ecranul nu are nici un
efect.
Dimensiunile ecranului, precum i poziia lui fa de surs i receptor trebuie alese
astfel încât receptorul s se gseasc în zona protejat de ecran. Ecranul trebuie plasat cât
mai aproape de surs.
Dimensiunea minim “l” a unui ecran de protecie acustic trebuie s îndeplineasc
condiia [48]:
0
340υ
≥l [m]
(4.29.) în care :
0 -frecvena cea mai joas a domeniului în care ecranul trebuie s produc
atenuri ale zgomotului produs de surs, [Hz].
l-dimensiunea minim a ecranului, [m]
Surs
Penumbr acustic
Penumbr acustic
Umbr acustic
120
Atenuarea acustic a unui ecran depinde de diferena de drum între drumul sonor
direct i cel difractat., de înlimea i dimensiunile ecranului, de distana dintre surs i
punctul de recepie, factorul de reflexie al suprafeei ecranului, de frecven (de spectrul
acustic al sursei).
Atenuarea unui ecran poate fi calculat în mai multe moduri în funcie de spectrul
acustic al sursei i de tipul sursei, de numrul lui Fresnel.
4.3.1.Calculul atenurii unui ecran în funcie de spectrul acustic al sursei
În funcie de spectrul acustic al sursei de zgomot, atenuarea unui ecran (figura
4.21.)se poate calcula cu urmtoarele relaii [25],[30]:
Figura.4.25. Ecran acustic [25]
Pentru frecvene mai mici de 500 Hz:
21
21log20hhll
L =∆ [dB]
(4.30) Pentru frecvene cuprinse între 500 i 1000 Hz:
−+=∆ 1500
5,2log2021
21 υhhll
L [dB]
(4.31) Pentru frecvene mai mari de 1000 Hz:
611000
5,3log2021
21 −
−+=∆ υhhll
L [dB]
(4.32)
în care:
l1-distana surs-ecran, [m]
l2-distana ecran-receptor, [m]
121
r0-raza cercului a crui suprafa este echivalent cu cea a ecranului, [m]
πeS
r =0
(4.33) Se-suprafaa ecranului, [m2]
-frecvena, [Hz]
20
211 rlh += [m]
(4.34)
20
221 rlh += [m]
(4.35)
4.3.2.Calculul atenurii unui ecran folosind numrul lui Fresnel
O alt metod, des folosit pentru determinarea atenurii unei ecran, este cea care
utilizeaz numrul lui Fresnel :
cN
δυλδ 22 ==
(4.36) în care :
diferena de drum (diferena între cel mai scurt drum pentru a ajunge de la surs
la receptor trecând prin captul ecranului i distana între surs i receptor, [m]
=A+B-d [m] (4.37)
-lungimea de und, [m] -frecvena, [Hz]
c-viteza sunetului în aer,
sm
Figura 4.26 Ecran plan
Atenuarea folosind numrul lui Fresnel se poate calcula folosind mai multe metode :
1. Analitic, cu ajutorul formulelor de calcul
2. Cu ajutorul abacului Maekawa
A
B
Surs
Receptor
d
= A+B-d
122
3. Cu ajutorul tabelului 4.2 (dedus experimental de Beranek)
4.3.2.1. Determinarea atenurii cu ajutorul formulelor de calcul
4.3.2.1.1. Sursa monopol
În cazul surselor monopol, atenuarea unui ecran aezat perpendicular pe linia ce
unete sursa-receptor se calculeaz în funcie de numrul lui Fresnel N astfel [13], [30],
[32], [22]:
Pentru N<-0,2
Lp=0 [dB] (4.38)
Pentru -0,2N<0
][2
2lg205 dB
Ntg
NLp π
π+=∆ [
(4.39) Pentru N=0
Lp=5 [dB] (4.40)
Pentru 0<N<1
][lg202
2lg205 dB
dd
Ntg
NLp
+++=∆ δπ
π
(4.41) Pentru N1
Lp=13+10lgN [dB] (4.42)
în care d - distana surs –receptor, [m]
N-numrul lui Fresnel
-diferena de drum, [m]
Lp-atenuarea obinut, [dB]
Când ecranul nu este perpendicular pe linia surs-receptor,numrul lui Fresnel N
folosit pentru calculul atenurii este corectat în funcie de orientarea ecranului (figura 4.23)
[13], [30], [32], [22] :
N=Nmaxcos (4.43)
în care:
123
Nmax –numrul Fresnel corespunztor distanei dintre surs i proiecia poziiei
receptorului pe planul perpendicular pe ecran, trecând prin surs
-unghiul între linia surs –receptor i plan perpendicular pe ecran
Figura 4.27 Calculul numrului lui Fresnel N în funcie de orientarea ecranului [22] 4.3.2.1.2. Sursa liniar
Dac sursa este liniar, atunci atenuarea ecranului se calculeaz cu relaia [21]:
+−+
=∆
−12log105
2
2log15 2λ
ππ h
eNtg
NL [dB]
(4.44) în care
N-numrul lui Fresnel
L-atenuarea obinut, [dB]
-lungimea de und, [m]
h-înlimea ecranului, [m]
În practic, atenuarea unui ecran nu poate depi 24 dB.
4.3.2.2. Determinarea atenurii cu abacul Maekawa
Determinarea atenurii cu abacul Maekawa (figura 4.28) este metoda cea mai
folosit, dar este valabil numai dac distanele între punctele surs, receptor i ecran sunt
mai mari decât lungimea de und a sunetului.
Pentru calculul atenurii, întâi se determin numrul lui Fresnel N i apoi cu
ajutorul abacului se calculeaz atenuarea [37].
Surs
124
Numrul lui Fresnel
Figura 4.28 Abacul Maekawa
4.3.2.3. Determinarea atenurii cu ajutorul tabelului În tabelul 4.2..rezultat în urma experimentelor, sunt redate valorile atenurilor
ecranelor acustice calculate de Beranek [13].
Tabelul 4.2.Atenuarea în dB în funcie de diferena de drum [m] i frecven [Hz]
Frecvena [Hz]
[m] 63 125 250 500 1000 2000 4000
Atenuarea [dB]
-0,5 0
0 5 5 5 5 5 5 5
0,5 9 10 12 15 18 21 23
1 10 12 15 18 21 25
1,5 11 14 17 20 23 25 28
2 12 15 18 21 24 27 29
4 15 18 21 23 27 31 33
8 18 21 23 27 30 33 0
10 19 21 25 28 31 0 0
20 21 25 28 31 0 0 0
40 25 28 31 0 0 0 0
80 28 31 0 0 0 0
Atenuarea [dB]
125
În figura 4.25 sunt exemple de spectre care au fost obinute în punctul de recepie
înainte i dup interpunerea între surs i receptor a diverse tipuri de ecrane.
Figura 4.29. Exemple de spectre pentru diverse tipuri de ecrane [32]
Dac ecranul este aezat într-o încpere i este apropiat de surs, undele transmise
direct sunt atenuate, dar este ocolit de undele ce se reflect pe perei. În spatele ecranului
nu putem obine un nivel sonor inferior celui din câmpul reverberant.
Dac un ecran dac este apropiat de surs, el atenueaz undele transmise direct, dar
este ocolit de undele ce se reflect pe perei( figura 4.30).
Figura 4.30 Ocolirea ecranului de ctre undele reflectate
Fr ecran
Ecran poros
Ecran rigid cptuit cu material reflecttor pe partea dinspre surs
Ecran rigid cptuit cu material absorbant pe partea dinspre surs
surs receptor
Frecvena [Hz]
126
Pentru a fi eficient ecranul plasat într-o încpere, trebuie s aib pereii cptuii cu
material absorbant pentru a diminua efectul reflexiilor i creterea constantei de absorbie a
încperii.
44..44.. DDIISSPPOOZZIITTIIVVEE AANNTTIIVVIIBBRRAATTIILLEE Vibraiile generate de prile în micare ale echipamentelor se transmit prilor fixe
ale acestora i apoi prin intermediul legturilor dintre echipament i cldire se transmit mai
departe sub form de unde elastice. Aceast transmisie poate fi redus dac între main si
elementele cu care aceasta vine în contact se realizeaz un cuplaj cât mai slab. Evitarea
unui cuplaj rigid se refer atât la legtura dintre sursa de vibraii i fundaie, cât i la
legtura dintre sursa de vibraii i anumite instalaii auxiliare (canale, conducte, etc.). Chiar
ele pot produce zgomot prin punerea lor în vibraie, sau prin contact direct cu elementele
de construcie, putând în acest mod s radieze energie acustic în mediul exterior.
Propagarea vibraiilor prin pmânt este micorat mult dac [13], [43]:
-talpa agregatului este situat mai jos decât talpa fundaiei cldirii i este izolat de
pmânt cu garnituri;
-spaiul dintre fundaie i pmânt se umple cu materiale având o impedan
caracteristic mic (pâsl, rumegu ) sau dac se las un spaiu suficient de mare (interval
acustic);
Cauzele principale ale vibraiilor sunt [25], [31]:
-vibraiile mecanice produse de toate echipamentele care au organe in micare.
Aceste vibraii se datoreaz imperfeciunilor de echilibrare;
-vibraiile pulsatorii transmise de fluide. Frecvenele dominante sunt egale cu
produsul dintre vitez i numrul de palete al ventilatorului sau numrul de cilindri ai
compresorului.
Exista dou metode pentru protecia împotriva vibraiilor:
-protecia activ care const în limitarea domeniului de propagare a vibraiilor
produse de sursa de vibraii ctre elementele învecinate;
-protejarea aparatelor, instalaiilor i mecanismelor a cror funcionare este
periclitat.
Prin interpunerea între agregatul care vibreaz i suportul su sau între agregatul
care trebuie scos de sub influena sursei de vibraii a unor structuri sau materiale elastice,
se elimin legtura rigid dintre surs i elementele de construcie înconjurtoare,
realizându-se astfel protecia împotriva vibraiilor.
127
Structurile sau materialele folosite, pot aciona fie prin izolarea vibraiilor, fie prin
amortizarea acestora. Principiul amortizrii propriu-zise const în disiparea ireversibil a
energiei mecanice a vibraiei, ca urmare a frecrilor interne i transformarea ei în alte
categorii de energie.
Pentru izolarea unui echipament este necesar ca acesta s fie prevzut cu un sistem
antivibratil pentru a fi desolidarizat de suportul su, s fie echipat cu izolatori în fiecare din
punctele sale de racordare la conducte i ca suportul su s fie rigid pentru a nu intra el
însui în vibraie.
Exist diferite tipuri de dispozitive antivibratile [32]:
- dispozitive cu garnituri elastice –folosite în cazul în care echipamentul lucreaz la
turaii mari (n>1000 rot/min);
- dispozitive cu garnituri din pâsl, plut, material spongios, plci fibrolemnoase,
amortizori cu mastic;
- dispozitive cu arcuri metalice –folosite în cazul în care echipamentul lucreaz la
turaii mici (n<1000 rot/min);
- dispozitive pneumatice;
- dispozitive combinate–compuse dintr-un izolator cu arc i un izolator cu garnituri
elastice.
Pentru ca un material s poat fi folosit eficient în izolarea sau amortizarea
vibraiilor, trebuie s îndeplineasc urmtoarele condiii [13]:
-s aib un modul de elasticitate dinamic la compresiune cât mai mic;
-s aib o rezisten mecanic suficient de ridicat , pentru a nu se deforma sub
aciunea sarcinilor statice i dinamice la care este supus;
-s-i menin în timp calitile necesare unei bune protecii;
-s permit ca , prin diferite amestecuri cu alte substane, elasticitatea materialului
s poat varia în limite cât mai largi;
-s nu fie atacat de agenii externi cu care se afl în contact, sau s-i piard
calitile mecanice sub aciunea diferiilor ageni fizici.
4.4.1.Izolatori (amortizoare ) din cauciuc Datorit proprietilor sale de a fi elastic i rezistent la oboseal, cauciucul este un
material de baz în protecia contra vibraiilor. Principalele sale proprieti sunt :
-modulul de elasticitate dinamic la compresiune este mic;
128
-posibilitatea de a se deforma foarte mult i poate prelua ocuri mecanice de patru
ori mai mare decât arcurile din oel;
-proprieti de amortizare ridicate, fiind în msur s disipeze aproximativ o treime
din energia total a vibraiei;
-are o vitez mic de propagare a sunetului, de numai 0,9 % din viteza de propagare
a sunetului în oel i de 14 % din viteza de propagare a sunetului în aer, deci este un foarte
bun atenuator de zgomot;
-are greutate mic i poate s lucreze asamblat cu arcuri din oel.
Pentru fabricarea izolatorilor se folosesc atât cauciucuri naturale, cât i sintetice.
Pentru ca amortizoarele din cauciuc s-i pstreze eficacitatea trebuie ca montajul
s fie fcut astfel încât deformarea lateral a cauciucului s nu fie împiedicat i s nu
existe legtur direct între sursa de vibraii i piesele cu care este în contact.
4.4.2.Izolatori (amortizoare) cu arcuri metalice Pentru izolarea vibraiilor mainilor i diferitelor echipamente care lucreaz în
domeniul frecvenelor joase unde apar deformaii elastice mari, se folosesc arcurile
metalice, dar numai la solicitrile de compresiune i întindere.
În mod obinuit se folosesc arcuri elicoidale de seciune circular; acestea pot fi
montate ca s lucreze în serie sau în paralel. Pentru anumite situaii speciale sau pentru
sarcini unitare foarte ridicate se folosesc i alte tipuri cum ar fi: arcuri elicoidale de
seciune dreptunghiular, arcuri elicoidale profilate, arcuri cu foi metalice, bare de torsiune
etc.
Arcurile metalice transmit frecvenele din domeniul audibil. Este recomandat ca
acestea s se aeze pe pmânt pe plci intermediare din elastomeri pentru a se elimina acest
inconvenient.
4.4.3.Izolatori (amortizoare ) din pâsl i plut
Pâsla poate fi din fibre textile, din lân .Pâsla din lân este elastic, nu se întinde i
nu se destram. Rezist bine la uleiuri, grsimi, solveni, precum i la variaii de
temperatura i umiditate.
Pluta este folosit sub form de plci fabricate din granule de plut legate între ele
cu substane rinoase, bitum sau un alt liant i nu sub form natural. O proprietate
important a plutei este c are o impedan caracteristic apropiat de a aerului,
împiedicând astfel transmisia sunetului dintr-o parte în alta.
129
44..55.. AATTEENNUUAARREEAA OOBBIINNUUTT DDEE CCIILLEE DDEE PPRROOPPAAGGAARREE
Cile de propagare datorit zgomotului regenerat sunt surse de zgomot, dar în
acelai timp pot atenua nivelul acustic.
4.5.1.Tubulatura rigid Atenuarea, transparena, zgomotul curgerii fluidului variaz în funcie de geometria
i de cptuirea « acustic » a pereilor conductelor.
Atenuarea obinut depinde de coeficientul de absorbie al materialului absorbant
i forma i dimensiunile tubulaturii.În tubulaturacptuite la interior, se poate obine o
atenuare eficient la o grosime de cel puin 25 mm.
Materialele absorbante cele mai utilizate sunt vata mineral i azbestul. Pentru
evitarea destrmrii lor sunt protejate printr-o plac perforat .
În tubulatura rectangular atenuare este important la frecvene joase i medii.
În tubulatura de seciune circular atenuarea este important la frecvene înalte,
începând cu 1000 Hz.
Tubulatura de seciune mic produc o atenuare mai mare decât cele de seciune
mare.
Diferii autori britanici sau americani indic valori similare ale atenurii .
Aceste valori sunt date în tabelul 4.3.
Tabelul 4.3. Atenuarea obinut în tubulatura rigid pe unitatea de lungime [22], [6]
Frecvena central a benzii de frecventa [Hz] Tipul conductei
63 125 250 500 1000
Tubulatur metalic rectangular
Dimensiuni [mm] 75-200
200-400 400-800 800-1500
0,16 0,49 0,82 0,66
0,33 0,66 0,66 0,33
0,49 0,49 0,33 0,16
0,33 0,33 0,16 0,10
0,33 0,23 0,16 0,07
Tubulatur metalic cilindric
Diametrul [mm] 75-200 200-400 400-800 800-1500
0,07 0,07 0,07 0,03
0,10 0,10 0,07 0,03
0,10 0,10 0,07 0,03
0,16 0,16 0,10 0,07
0,33 0,23 0,16 0,07
130
Conform diverselor surse, pentru tubulatura de seciune rectangular, atenuarea este
maxim la frecvene joase i/sau medii i cresc pân la 1000 Hz i apoi rmân constante
pentru frecvene înalte.
Atenuarea în tubulatura cptuit cu material absorbant este maxim în jurul
frecvenei de 2000 Hz i depinde de tipul materialului folosit.
O metod simpl de calcul este cu formula numit formula Sabine [21]:
][05,1 4,1
mdB
SP
Lw α=∆
(4.45) în care:
Lw- atenuarea pe unitatea de lungime,
mdB
-coeficient de absorbie
P-perimetrul interior al tubulaturii[m]
S-seciunea interioar, [m2]
Aceast ecuaie este limitat de condiiile : 0,2αs0,4 i 250[Hz] 2000
Formula cu toate c este limitat de anumite condiii, rmâne în continuare una din
puinele formule disponibile de calcul.
Evitarea propagrii zgomotului datorat vibraiilor se face prin intercalarea de
manoane elastice sau suspendarea lor cu suporturi elastice.
Alegerea tubulaturii în instalaiile de ventilare si climatizare se face inând seama
de urmtoarele reguli :
-tubulatura de seciune circular este mai puin transparent la frecvene joase i
medii ;
-cptuirea cu material absorbant , de exemplu vat mineral .
-folosirea de tubulatur flexibil (evitându-se coturile prea brute si curburile
excesive) ;
-tubulatura flexibil permite o atenuare mare a zgomotului vehiculat dar se are în
vedere faptul c poate produce zgomot datorit fluxului de aer i dac nu este izolat, poate
genera zgomot prin transparen.
Pentru ca eficacitatea acustic a tubulaturii s fie cât mai bun este recomandat s
se respecte urmtoarele reguli [22], [32] :
1. Dac nivelul de zgomot este mare i dac vitezele de aer nu sunt excesive, este
recomandat creterea maseitubulaturii, prin adugarea de materiale rigide, fcând ca
131
frecvena de rezonan s scad. Acest tip de tratament permite obinerea unei atenuri de
5-11 dB a zgomotului de tole pentru frecvene 31,5-63 Hz.
2. Utilizarea de plci paralele în interiorul tubulaturii permite diminuarea
zgomotului de tole fr s creasc pierderea de sarcin în reea. Lungimea plcilor trebuie
s fie de cel puin 5 ori mai mare decât cea mai mic cot a seciuniitubulaturii.
3. Utilizarea unei plci perforate perpendiculare pe curgere aerului este eficace, mai
ales la frecvene joase
4.5.2. Tubulatur rigid izolat la exterior
Izolarea exterioar a tubulaturii folosit în instalaiile de climatizare atenueaz
zgomotul vehiculat i reduce transparena tubulaturii spre interior sau exterior i este
alctuit din urmtoarele elemente:
-un material poros i maleabil, de obicei vat mineral. Masa superficial este în
general cuprins între 1-5 kg/m2, pentru o grosime de 2-10 cm.
-o manta protectoare, metalic, rigid sau un înveli din material plastic suplu.
Performanele acustice ale izolaiei exterioare depinde de natura, grosimea i masa
superficial a izolaiei i de dimensiunile tubulaturii neizolate.
Figura 4.31. Tubulatur izolat la exterior
La frecvene joase, atenuarea zgomotului de ctre tubulatura izolat exterior poate
fi dubl fa de cele obinute de tubulatura neizolat pentru domeniul de frecvene 63-500
Hz, dar mai mic decât în cazul tubulaturii cptuite la interior cu un material absorbant.
Pentru frecvene mai mari de 100 Hz, izolarea exterioar nu amelioreaz atenuarea.
Metoda de calcul pentru atenuarea acustic [43] este valabil doar pentru tubulatur
rectangular i are diverse forme în funcie de frecvena de rezonan.
Frecvena de rezonan se calculeaz cu relaia :
Manta protectoare
Strat de vat mineral
132
2
1
2
1
2
2
149,5SmP
mm
PP
r
+=υ [Hz]
(4.46) în care:
m1 –masa superficial a tubulaturii fr manta,
2m
kg
m2 –masa superficial a tubulaturii cu manta,
2m
kg
P1 –perimetrul tubulaturii fr manta, [m]
( )baP += 21
(4.47) P2 –perimetrul tubulaturii cu manta, [m]
( )ebaP 422 ++=
(4.48) S – seciunea transversal a materialului izolant, [m2]
( )ebaeS 22 ++=
(4.49)
a,b –dimensiunile tubulaturii , [m]
e-grosimea stratului izolator extern, [m]
Pentru tubulatura izolat cu manta rigid, atenuarea prin transmisie a nivelului de
presiune acustic se calculeaz cu relaiile :
Dac :
rυυ 71,0≤
][1lg2021
121 dB
PmPm
L
+=∆
(4.50) rr υυυ <<71,0
][71,0
lg23,6712 dBLLr
−∆=∆
υυ
(4.51) rr υυυ 41,1≤<
][lg02,671013 dBLLrυ
υ+−∆=∆
(4.52) rυυ 41,1>
][41,1
lg09,2914 dBLLrυ
υ+∆=∆
(4.51)
133
Pentru tubulatura izolat cu manta flexibil atenuarea prin transmisie a nivelului de
presiune acustic poate fi calculat în funcie de frecvena de rezonan, cu relaiile [43]:
Dac : rυυ ≤
][1lg2021
12'1 dB
PmPm
L
+=∆
(4.52) rυυ >
][lg90,29' 12 dBLLr
+∆=∆
υυ
(4.53) în care:
m1 –masa superficial a tubulaturii fr manta,
2m
kg
m2 –masa superficial a tubulaturii cu manta,
2m
kg
P1 –perimetrul tubulaturii fr manta, [m]
P2 –perimetrul tubulaturii cu manta, [m]
-frecvena, [Hz]
r-frecvena de rezonan, [Hz]
4.5.3. Coturi
Atenuarea în coturi se datoreaz reflexiei unei pri a undei sonore spre surs.
Aceast atenuare a zgomotului este mare pentru coturile de 900 i mic pentru coturile cu
raz mare de curbur .În figura 4.32 este redat spectrul de atenuare într-un cot de seciune
rectangular fr aripioare i necptuit cu material absorbant.
Figura 4.32 .Spectrul de atenuare într-un cot de seciune rectangular [22]
Frecvena [Hz]
134
În tabelul 4.4. sunt prezentate atenurile în coturile rectangulare necptuite [i în
tabelul 4.5 atenurile în coturile cilindrice necptuite.Reynolds]
Tabelul 4.4. Atenuri în coturi necptuite rectangulare [8]
Frecvena central a benzii de octav [Hz]
Dimensiunea cotului [mm]
63 125 250 500 1000 2000 4000
75-100 - - - - 1 7 7
100-150 - - - - 5 8 4
150-200 - - - 1 7 7 4
200-250 - - - 5 8 4 3
250-300 - - 1 7 7 4 3
300-400 - - 2 8 5 3 3
400-500 - - 5 8 4 3 3
500-600 - - 6 8 4 3 3
600-700 - 1 7 7 4 3 3
700-800 - 2 8 5 3 3 3
800-900 - 3 8 5 3 3 3
900-1000 - 5 8 4 3 3 3
1000-1100 1 6 8 4 3 3 3
1100-1200 1 7 7 4 3 3 3
1200-1300 1 7 7 4 3 3 3
1300-1400 2 8 7 3 3 3 3
1400-1500 2 8 6 3 3 3 3
1500-1600 3 8 5 3 3 3 3
1600-1800 5 8 4 3 3 3 3
1800-2000 6 8 4 3 3 3 3
Tabelul 4.5 Atenuri în coturile necptuite cilindrice [8]
Frecvena central a benzii de octav [Hz]
Diametrul [mm]
63 125 250 500 1000 2000 4000
150-250 - - - - 1 2 3
250-500 - - - 1 2 3 3
500-1000 - - 1 2 3 3 3
1000-2000 - 1 2 3 3 3 3
135
Atenuare maxim se obine dac lungimea de und corespunztoare frecvenei
dominante a zgomotului este egal cu dublul limii cotului i depinde de produsul d ( –
frecvena, d-limea cotului). În tabelul 4.6.sunt valorile atenurilor în funcie de produsul
d, pentru coturi de seciuni rectangulare cu i fr aripioare, cptuite sau nu cu material
absorbant.
Tabelul 4.6. Atenuarea în funcie de produsul d [8]
Atenuarea [dB] Coturi fr aripioare Coturi
necptuite cu material
absorbant
Coturi cptuite interior cu material
absorbant
d<48 0 0
48<d<96 1 1
96<d<190 5 6
190<d<380 8 11
380<d<760 4 10
760<d 3 10
Atenuarea [dB] Coturi cu aripioare Coturi
necptuite cu material
absorbant
Coturi cptuite interior cu material
absorbant
d<48 0 0
48<d<96 1 1
96<d<190 4 4
190<d<380 6 7
380<d 4 7
Atenuarea la frecvene joase este mai mare pentru coturi de seciuni mari.
Eficacitatea unui cot nu este îmbuntit în cazul în care un material absorbant cptuete
cotul.
Pentru frecvene mai mari sau egale cu frecvena de rezonan atenuarea unui cot
cptuit cu material absorbant este destul de mare.
Cu toate c este dificil s se fac previziuni cu privire la comportamentul acustic al
coturilor. Se apreciaz c cele rotunjite sau fr palete de direcionare sunt mai puin
zgomotoase. Este recomandat dimensionarea reelelor pentru viteze cât mai mici posibile,
aceasta permiând evitarea regenerrii zgomotului in coturi.
136
4.5.4. Ramificaii Ramificaiile i derivaiile din reelele de ventilare i climatizare sunt în acelai
timp i surse de zgomot i elemente cu ajutorul crora se poate atenua zgomotul.
Atenuarea zgomotului depinde de repartiia energiei în ramuri i reflexia undei
incidente spre sursa de zgomot dac suma seciunilor ramificaiilor este diferit de
seciuneatubulaturii. Reflexia undelor se datoreaz diferenei de presiune între amonte si
aval i se produce numai la frecvene joase
Atenuarea datorit repartiiei undei sonore în ramurile ramificaiei este mai mare
decât reducerea zgomotului prin reflexie. Atenuarea zgomotului vehiculat în ramificaii
depinde de seciunea tubulaturii în amonte i în aval de ramificaie.
Calculul atenurii în ramificaii se face în funcie de atenuarea prin reflexie în
tubulatur [22], [13], [6] . Aceast atenuare se compune din doi termeni:
-atenuarea prin reflexie în tubulatura din amonte, depinzând de raportul între suma
seciunilor ramurilor în aval i seciunea tubulaturii în amonte:a
i
S
S ;
-atenuarea prin repartiia puterii acustice i care depinde de raportul între seciunea
ramurii considerate i suma seciunilor ramurilor în aval i
i
SS
.
Pentru obinerea atenurii totale se adun cele 2 atenuri :
][lg10
1
11lg10
2
dBS
S
S
SS
S
Li
i
a
i
a
i
w
+
+
−−=∆
(4.54)
Dac suma seciunilor în aval (Si ) este egal cu seciunea tubulaturii în amonte
Sa, primul termen al ecuaiei este nul i în acest caz :
][lg10 dBS
SL
i
iw
=∆
(4.55)
Primul termen se consider nul dac nu se propag unde sonore în amonte. Acest
lucru se produce pentru frecvene superioare unei frecvene limit 0 :
ac
20 =υ [Hz]
(4.56) în care:
a-cea mai mare dimensiune a seciunii tubulaturii în amonte, [m]
137
c-viteza sunetului în aer,
sm
O derivaie în 2 ramuri identice conduce la o atenuare de 3 dB a nivelului de putere
acustic (3 dB corespunzând unei adunri a dou nivele egale).
Atenuarea în ramificaii este considerabil la frecvene joase cu atât mai mult cu cât
seciunea tubulaturii este mai mic.
Un anfren (teitur) sau o rotunjire la o ramificaie introduce o atenuare. Aceast
reducere a zgomotului regenerat poate fi de 4-7 dB la frecvene joase sau pentru tubulatur
de seciune mic, dac derivaiile sunt rotunjite.
Atenuarea în ramificaii se poate calcula i cu ajutorul abacului din figura 4.33 în
care este luat în considerare doar al doilea termen al formulei de calcul (4.54), adic
atenuarea datorat repartiiei energiei în cele dou ramuri. Acest lucru permite calcularea
atenurii în ramificaie cu a aproximaie destul de bun.
Seciunea unei ramuri în % în raport cu suma seciunilor tuturor ramurilor [22]
Figura 4.33 Abac de determinare aproximativ a atenurii în ramificaii, prin
repartiia puterii acustice între cele dou ramuri
4.5.5.Variaiile seciunilor
Atenuarea obinut în variaiile de seciune se datoreaz diferenei de presiune între
amonte i aval, aceasta producând reflexia unei pri a undei sonore spre surs. Se produce
atât la îngustarea brusc a seciunii cât i la lrgirea acesteia.
138
Atenuarea depinde de forma racordului, raportul celor dou seciuni racordate i
frecvena zgomotului vehiculat. Atenuarea este mai important pentru variaiile brute de
seciune decât pentru racordurile progresive. Frecvenele joase sunt cele mai atenuate.
O formul de calcul a atenurii pentru variaiile de seciune este cea dat de VDI 2081 [50]:
][4
)1(lg10
2
1
2
2
1
Bd
SS
SS
Lw
+=∆
(4.57) în care:
∆Lw –atenuarea nivelului de putere acustic, [dB]
S1-seciunea în amonte de schimbarea seciunii, [m2]
S2- seciunea în aval de schimbarea seciunii, [m2]
Aceast formul este valabil pentru zgomotele ale cror lungimi de und sunt mai
mari decât dimensiunile celor dou seciuni la extremitile racordului i nu se aplic decît
în cazul frecvenelor joase sau pentru tubulatur de seciune mic. Cu ajutorul relaiei 4.57.
s-a trasat un grafic (figura 4.34) cu care se poate determina valoarea atenurii variaiile
seciunilor.
0
2
4
6
8
10
12
14
0,01 0,1 1 10 100S 1/S 2
L
[dB
]
SS 1 2
Figura 4.34. Grafic pentru determinarea atenurii variaiilor de seciune [49]
Pentru reducerea zgomotului regenerat se recomand s nu se alture o schimbare
de seciune cu un alt element aerodinamic: cot, ramificaie, deoarece se mrete turbulena
în interiorul tuulaturii i produce un zgomot mult mai mare decât dac s-ar aduna nivelele
de putere acustic produs de fiecare în parte. O alt recomandare presupune realizarea de
variaii de seciune progresive pentru care unghiul nu depete 100. Dac aceast variaie
Atenuarea [dB]
139
nu se poate realiza, se recomand plasarea unei grile sau a unei plci perforate dup
variaia secini. Astfel se reduce semnificativ zgomotul emis, mai ales frecvenele joase.
Pentru reducerea frecvenelor înalte se cptuesc pereii tubulaturii cu material absorbant.
4.5.6.Plenumuri
Plenumurile sunt utilizate pentru atenuarea zgomotelor, în acest caz numindu-se
« camere de detent ». Pereii interiori sunt cptuii cu materiale absorbante, gurile
corespunzând tubulaturiide intrare si ieire. Prin concepia lor simpl, plenumurile sunt un
mijloc simplu i eficient de atenuare a zgomotului.
Atenuarea este cauzat de schimbarea seciunilor racordurilor i reflexiile multiple
ale undelor i depinde de coeficientul de absorbie al materialului cu care sunt cptuii
pereii camerei , poziiile de intrare si ieire din plenum , numrul camerelor din care e
construit plenumul, frecvenele sunetului i dimensiunile plenumului.
Figura 4.35. Factorii care influeneaz atenuarea într-un plenum [7]
Pentru un plenum cu o camer de detent, metoda de calcul a atenurii este cea dat
de Reynolds [7]. Algoritmul de calcul este urmtorul:
1.Se calculeaz frecvena de referina 0
• pentru o conduct de seciune rectangular :
][20 Hz
ac=υ
(4.56) în care :
lungimea celei mai mari cote, [m]
c-viteza sunetului,
sm
• pentru tubulatur de seciune circular :
][586,00 HzDc=υ
(4.57) în care:
140
D –diametrul, [m]
c-viteza sunetului,
sm
2.Pentru frecvene superioare lui 0 ,atenuarea nivelului de putere acustic se
calculeaz cu formula :
][1
4cos
lg10 22 dBSr
DSLw
−+−=∆αα
πθθ
(4.58) în care :
D-factorul de directivitate (valorile factorului de directivitate sunt în figura 4.32.)
θ-unghiul pe care-l face dreapta care leag centrele suprafeelor de intrare i ieire în
raport cu axa conductei
cos se determin din relaia:
(4.59)
rv- distana pe vertical între axa de intrare i cea de ieire, [m]
rh- distana pe orizontal între axa de intrare i cea de ieire, [m]
r-distana între centrele suprafeelor de intrare i ieire, [m]
S-suprafaa interioar total a plenumului, [m2]
S2-sectiunea ieirii aerului, [m2]
Valorile obinute din calcul sunt cu 5-10 dB mai mici decât cele obinute prin
msurri datorit faptului c în calcule nu se iau în considerare i atenurile datorate
reflexiilor undei incidente pe pereii plenumului.
Influena diferiilor parametrii asupra atenurii în plenumuri , poate fi rezumat
astfel :
-creterea unghiului si a distantei r duce la o ameliorare a performanei
plenumurilor ;
-cptuirea cu material absorbant a pereilor interiori ai plenumurilor duce la o
cretere a atenurii pentru frecvene joase ;
-atenuarea introdus de un plenum cu mai multe camere, nu este proporional cu
numrul de camere.
141
Figura 4.36.Valorile factorului de directivitate [7]
Dac se dorete o atenuare mai mare, se pot lega în serie mai multe plenumuri. La
frecvene joase, atenuarea total poate fi calculat cu relaia :
wtotal LNL ∆+=∆ 3 (4.60)
în care:
N –numrul total de plenumuri
Lw – atenuarea obinut folosind un plenum, [dB]
4.5.7 .Uniti de distribuie aer
Unitile de distribuie aer de reglaj produc un zgomot al crui nivel acustic este
direct proporional cu pierderea de sarcin pe care o produce de aceea trebuie s se
realizeze o echilibrare perfect a a ramurilor reelei.
Dac unitile de distribuie aer sunt situate în amonte de grilele de difuzie aer pot
antrena o cretere a nivelului de putere acustic a zgomotului. Din aceast cauz unitile
de distribuie aer nu trebuie s fie amplasate prea aproape de aceste terminale sau de gurile
de aspiraie i de extracie, dar pot fi aezate la o distan de 5-10 diametre în amonte în
cazul în care tubulaturase cptuesc cu material absorbant pân la grila de ieire.
D=2
D=4
D=8
142
4.5.8.Guri de aspiratie i refulare Ca toate elementele reelei, gurile de aspiraie i refulare au rol i de atenuare a
zgomotului. Aceasta se datoreaz reflexiilor undelor sonore pe aripioare i datorit detentei
aerului la intrarea în încpere. Fabricanii declar atenuarea care se obine, pentru diverse
debite de aer.
În figura 4.37. este prezentat un exemplu de spectru de atenuare în difuzoare.
Frecvena [Hz]
Figura 4.37. Spectru de atenuare [22] 4.5.9. Captul tubulaturii
O parte a undei sonore care trece din tubulatur într-o încpere este reflectat în
tubulatur obinându-se astfel o atenuare important a nivelului de putere acustic.
Fenomenul de atenuare prin reflexie numit „reflexia final” (end reflection) în tubulatur
este mai mare la frecvene joase. Atenuarea depinde de dimensiunile tubulaturii i poziia
captului tubulaturii în raport cu pereii încperii i de factorul de directivitate D.
Factorul de directivitate depinde de configuraia capetelor tubulaturii care intr în
încpere .
Exist mai multe configuraii ale capetelor tubulaturii:
(a) în încpere: captul tubulaturii este situat la o distan de perete cel puin
egal cu de trei ori diametrul tubulaturii D=1
Difuzor cu dubl deflexie
Nivel declarat de fabricant
Difuzor circular
143
(b) în dreptul peretelui D=2
(c) la intersecia a doi perei D=4
(d) în colul încperii (intersecia a trei perei) D=8
În figura 4. 38 sunt configuraiile capetelor tubulaturii.
Figura 4. 38.Configuraii ale capetelor tubulaturii [6]
Exist dou formule de calcul ale atenurii introduse, publicate de ASHRAE i au
fost stabilite experimental pentru tubulatur fr material absorbant i fr difuzoare sau
grile.
Pentru tubulatura care se termin în spaiu liber, nivelul de putere acustic este [6]:
][1log1088,1
dBDc
Le
W
+=∆
πν
(4.62)
Pentru tubulatura care se termin în dreptul peretelui, nivelul de putere acustic este [6]:
][8,0
1log1088,1
dBDc
Le
W
+=∆
πν
(4.63) în care:
c-viteza sunetului în aer,
sm
-frecvena central a benzii de octav, [Hz]
De- diametrul efectiv al tubulaturii, [m]
Pentru tubulatura circular diametrul efectiv este egal cu diametrul su
144
Pentru o conduct rectangular diametrul efectiv se calculeaz cu relaia:
πS
De
4= [m]
(4.64) în care:
S este seciunea conductei, [m2]
4.5.10. Plafoane suspendate În afar de rolul estetic, plafoanele suspendate sau plafoanele false au rolul de a
masca echipamentele i de atenuare a zgomotului. Performanele acustice depind de
materialele din care sunt fabricate i de grosimea atât a materialului absorbant cât i de a
stratului de aer de deasupra lor.
Caracteristicile acustice ale plafoanelor suspendate sunt determinate de izolarea
acustic lateral i izolarea acustic direct.
Figura 4.39 Izolarea acustic lateral i izolarea direct
Izolarea acustic lateral reprezint atenuarea care se obine dup montarea
plafonului între dou încperi de la acelai etaj i este declarat de fabricant .
Izolarea acustic direct, inând cont de gurile de ventilare, poate fi calculat cu
relaia:
)10)1log((10 102
1 ττ
+−
−=D
D [dB] (4.65)
în care:
D1- izolarea acustic a plafonului suspendat, [dB]
D2- izolarea acustic inând cont de gurile de ventilare montate în plafon, [dB]
Izolarea acustic direct
Izolarea acustic lateral
145
-termen corectiv (declarat de fabricantul materialului din care este confecionat
plafonul)
Pentru un plafon din rigips valoarea termenului corectiv este 10 -3.
44..66..CCOONNCCLLUUZZIIII Dac nivelul de presiune acustic a zgomotului depete valoarea maxim admis,
este necesar s se prevad o atenuare suplimentar prin utilizarea sistemelor fonoizolante
sau fonoabsorbante speciale.
Pentru o reducere cât mai mare a nivelului de zgomot trebuie s se aib în vedere
traseul sunetului de la sursa sonor pîn la receptor.
La surs se pot lua msuri de :
-alegerea unor surse silenioase
-carcasarea lor
Pe cile de propagarea se pot monta obstacole pariale sau totale (montarea de
ecrane acustice, atenuatoare de zgomot) sau se pot utiliza materiale fonoabsorbante.
Pentru izolarea la receptor se recomand de exemplu, îmbuntirea indicelui de
izolare al elementelor de faad.
146
CCAAPPIITTOOLLUULL 55 CCEERRCCEETTRRII DDEE LLAABBOORRAATTOORR PPRRIIVVIINNDD MMSSUURRIILLEE DDEE RREEDDUUCCEERREE AA ZZGGOOMMOOTTUULLUUII ÎÎNN IINNSSTTAALLAAIIIILLEE DDEE
VVEENNTTIILLAARREE II CCLLIIMMAATTIIZZAARREE Msurile de reducere a zgomotului au la baz studierea, aplicarea i verificarea în
practic a soluiilor tehnice adoptate.
În cazul zgomotului datorat funcionrii echipamentelor de ventilare i climatizare,
asigurarea confortului acustic în cldiri impune luarea unor msuri pentru reducerea
zgomotului transmis. Acestea constau în soluii tehnice la surs, a transmisiei zgomotului
pe cale aerian i a transmisiei zgomotului pe cale structural.
Una din cele mai utilizate metode pentru reducerea zgomotului aerian, pe calea de
propagarea, este instalarea unor atenuatoare. Alegerea lor, astfel încât reducerea
zgomotului s fie cât mai mare, depinde de cunoaterea performaelor acustice ale
atenuatoarelor.Aceste performae se determin în laboratoare specializate.
Cercetrile pe care le-am fcut în Laboratorul de Acustic al IUT Rouen-Frana, pe
un stand de încercri proiectat i realizat conform standardului SR EN 7235:2004, au avut
drept scop compararea eficacitii unor atenuatoare de zgomot.
Pierderea prin inserie reprezint atenuarea care se obine prin msurarea nivelului
de putere acustic în aval de atenuator, înainte i dup instalarea sa în condiii reale de
funcionare [60]. Diferena între nivelurile msurate corespund atenurii reale.
Di= LWII-LWI [dB] (5.1)
în care:
Di pierderea prin inserie, [dB]
LWI -nivelul de putere acustic în banda de frecvene considerat când este instalat
atenuatorul, [dB]
LWII nivelul de putere acustic în banda de frecvene considerat fr atenuator, [dB]
Standardul prevede ca dispozitivul experimental s aib urmtoarele pri
componente:
-o surs acustic (difuzor);
-dispozitivele pe care s-au fcut încercrile (atenuatoarele de zgomot);
-echipamentul receptor (aparatura pentru msurrile acustice în band de octav).
În tabelul 5.1 sunt prezentate comparativ cerinele standardului SR EN 7235 i
condiiile pe care le-am obinut în laborator.
147
Tabelul 5.1. Comparaie între cerinele standardului SR EN 7235 i condiiile din laborator
Elementele
dispozitivului experimental
Cerina SR EN 7235 Realizate în laborator
Sursa acustic Difuzor sau un sistem de difuzoare într-o carcas etan acustic
Difuzor cu puterea de 300W i care cuprindea toat gama de frecvene între 125 Hz i 8000 Hz având posibilitatea de a emite un zgomot roz.
Obiectul supus încercrii
Atenuatoare zgomot Trei tipuri de atenuatoare de zgomot:
-atenuator circular fr bulb;
-atenuator rectangular cu lamele paralele;
-atenuator activ.
Echipamentul din partea receptoare
Una din cele trei configuraii alternative:
I O camer de reverberaie i un element de transmisie care leag obiectul supus încercrii cu aceasta. Volumul camerei trebuie s fie de minimum 340 m3;
II. O conduct de încercare cu terminaie anecoic;
III. Condiii apropiate de cele ale unui câmp liber în vecintatea captului deschis al obiectului supus încercrii/conductei de substituie.
Aparatura pentru msurrile acustice trebuie s permit msurarea în band de octav.
Msurrile au fost efectuate în camer de reverberaie. Volumul camerei a fost de 200 m3.
Sistemul de msur acustic a fost un analizor de frecvene Bruel&Kjaer tip 2144 i un microfon Bruel&Kjaer tip 4188.
55..11.. MMOODDUULL DDEE LLUUCCRRUU
Conform standardului, poziiile în care se fac msurrile (poziiile microfonului)
trebuie s fie la o distan de cel puin2λ
[m], fiind lungimea de und corespunztoare
frecvenei celei mai joase din domeniul ales.
În laborator, msurrile le-am efectuat folosind patru poziii de msurare, aflate la o
distan de 1,35 m, înlimea fiind 1,5 m
148
Nivelul de presiune acustic Lp total l-am calculat prin medierea nivelului de
presiune acustic obinut pentru fiecare poziie a microfonului, folosind relaia de calcul:
( )4
10101010log10
10/10/10/10/4321 pppp LLLL
pL+++= [dB]
(5.2) în care:
Lp1, Lp2, Lp3, Lp4 reprezint nivelurile de presiune acustic pentru cele patru poziii ale
microfonului, [dB]
Determinarea pierderii prin inserie s-a fcut în mai multe etape[2]..
5.1.1 .Determinarea nivelului de presiune sonor fr atenuator Pentru determinarea nivelului de presiune sonor fr atenuator dup pornirea
difuzorului, am fcut msurri ale nivelului sonor pentru cele patru poziii ale
microfonului, folosind dispozitivul experimental din figura 5.1.
Folosind relaia (5.1) am calculat nivelul de presiune sonoratenuatorrf
pL 1 .
Datorit faptului c nivelul sonor msurat includea nivelul sonor datorat
zgomotului ce traversa peretele comun dintre cele dou sli (cea în care era montat
atenuatorul i în care am fcut msurrile i cea în care era sursa de zgomot), nivelul sonor
ce traversa pereii tubulaturii din încperea în care era montat atenuatorul, nivelul sonor
regenerat în coturi i tubulatur, iar pentru determinarea pierderii prin inserie obinut prin
montarea atenuatorului trebuia s cunosc exact nivelul sonor al zgomotului ce traversa
tubulatura, a fost necesar s fac o corecie.
Pentru aceasta, am obturat gura tubulaturii cu un material absorbant, montat etan i
am msurat nivelul de presiune sonor pentru cele patru poziii ale microfonului.
149
Figura 5.1. Schema dispozitivului experimental pentru determinarea atenuatorrf
pL 1
În figura 5.2. este schema dispozitivului experimental în care gura tubulaturii este
obturat.
Cu relaia (5.1) am calculat nivelul total atenuatorrf
pL 2 în cazul în care gura
tubulaturii era închis etan cu materialul absorbant.
Folosind aceast corecie am putut calcula nivelul sonor datorat numai tubulaturii,
folosind relaia:
( )atenuatorfarap
atenuatorfarap LLatenuatorfara
corectatpL 21 1010log10 −= [dB]
(5.3)
150
Figura 5.2 Schema dispozitivului experimental pentru determinarea atenuatorrf
pL 2
5.1.2.Determinarea nivelului de presiune sonor cu atenuator instalat
Pentru determinarea nivelului de presiune sonor cu atenuator, am montat
atenuatorul, am pus în funciune difuzorul i am fcut msurri ale nivelului sonor la
ieirea din tubulatur pentru patru poziii ale microfonului.
În figura 5.3 este schema dispozitivului experimental cu atenuator instalat.
Nivelul sonor msurat includea nivelul sonor datorat zgomotului ce traversa
peretele comun dintre cele dou sli (cea în care era montat atenuatorul i în care am fcut
msurrile i cea în care era sursa de zgomot), nivelul sonor ce traversa pereii tubulaturii
din încperea în care era montat atenuatorul, nivelul sonor regenerat în coturi i tubulatur .
151
Figura 5.3 Schema dispozitivului experimental pentru determinarea atenuatorcu
pL 1
Cu relaia (5.1) am calculat atenuatorcu
pL 1
Pentru determinarea pierderii prin inserie obinut prin montarea atenuatorului
trebuia s cunoasc exact nivelul sonor al zgomotului ce traversa tubulatura i atenuatorul,
de aceea a fost neceesar s fac o corecie. Aceast corecie a constat în msurarea nivelului
sonor datorat numai traversrii pereilor încperii i ai pereilor tubulaturii. Pentru aceasta
am acoperit gura atenuatorului cu un material absorbant montat etan si am fcut msurri
pentru cele patru poziii ale microfonului.
În Figura 5.4.este schema dispozitivului experimental.
Folosind relaia (5.1) am obinut atenuatorcu
pL 2 .
Nivelul sonor datorat numai atenuatorului l-am calculat cu relaia:
( )atenuatorcup
atenuatorcup LLatenuatorcu
corectatpL 21 1010log10 −= [dB] (5.4)
152
Figura 5.4 Schema dispozitivului experimental pentru determinarea atenuatorcu
pL 2
5.1.3.Calculul pierderii prin inserie D Pierderea prin inserie pentru fiecare band de frecven în care am fcut msurrile
le-am calculat cu formula:
atenuatorcucorectatp
atenuatorfaracorectatp LLD −= [dB]
(5.5)
55..22.. DDEETTEERRMMIINNRRII EEXXPPEERRIIMMEENNTTAALLEE
Folosind modul de lucru descris în 5.1. am determinat pierderea prin inserie pentru
urmtoarele trei tipuri de atenuatoare:
-atenuator circular fr bulb interior,
-atenuator rectangular cu lamele paralele;
- atenuator activ tip ACTA .
153
5.2.1 Caracteristicile atenuatoarelor pentru care s-au fcut determinri experimentale
5.2.1.1. Atenuator circular fr bulb
Schema i vederea atenuatorulului circular fr bulb interior fabricat i furnizat de
societatea ALDES –Frana sunt prezentate în figura 5.5, acesta fiind format dintr-o carcas
cicular cptuit cu vat mineral acoperit cu o folie protectoare din fibr de sticl.
Figura 5.5. Atenuatorul circular fr bulb interior
5.2.1.2 .Atenuator rectangular cu lamele paralele
Schema i vederea atenuatorulului rectangular cu lamele paralele fabricat i furnizat
de societatea dB(A)pplications-Frana sunt prezentate în figura 5.6
Figura 5.6. Atenuatorul rectangular cu lamele paralele
Carcasa atenuatorului din oel galvanizat era echipat cu un sistem ce a permis
montajul în diferite configuraii ale lamelelor.
Lamelele din material absorbant (vat minerala 55kg/m3, rezistent la cldur, la
umiditate i clasament la foc MO) au fost montate într-un cadru în form de U. Pentru
∅ d(mm) ∅(mm) F (mm) G(mm)
Masa (kg)
315 435 820 980 15
154
evitarea destrmrii vatei minerale feele laterale ale acestora erau protejate cu fibr de
stic.
Configuraia lamelelor s-a ales astfel încât seciunea de trecere a aerului s fie
aceeai ca în cazul atenuatorului circular fr bulb interior i anume de 0,077 m2.
5.2.1.3.Atenuator activ ACTA Atenuatorul activ ACTA furnizat de societatea ALDES Frana este un atenuator de
band foarte larg, eficace mai ales pentru frecvnele joase.
În figura 5.7. este prezentat schema acestui atenuator.
Figura 5.7. Atenuatorul activ ACTA
55..33.. CCAALLCCUULLUULL PPIIEERRDDEERRIIII PPRRIINN IINNSSEERRIIEE DD
Folosind relaia (5.5) am calculat pierderea prin inserie pentru fiecare
band de frecven i pentru fiecare atenuator.
5.3.1.Atenuator circular fr bulb interior Pentru atenuatorul circular cu bulb interior pierderea prin inserie pe care am
determinat-o în urma msurrilor i calculelor este în tabelul 5.2.
d(mm) ∅(mm) K (mm) L(mm) Masa (Kg)
315 530 1514 1640 41
155
Tabelul 5.2. Pierderea prin inserie pentru atenuatorul circular fr bulb
Frecvena (Hz) 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Pierderea prin inserie D [dB] determinat experimental
0 5,6 13 18,3 10,5 7,1 14,3
Pierderea prin inserie D [dB] declarat de fabricant
2 6 15 21 9 10 17
În figura 5.8. este reprezentat grafic pierderea prin inserie declarat de fabricant i
cea care a fost determinat experimental
pierderea prin inserie
0
5
10
15
20
25
125 250 500 1000 2000 4000 8000
frecvena [Hz]
D [d
B] determinat
experimental
declarat de fabricant
Figura 5.8 Reprezentarea grafic a pierderii prin inserie în funcie de frecven pentru atenuatorul circular fr bulb interior
5.3.2.Atenuator rectangular cu lamele paralele
Pentru atenuatorul rectangular cu lamele paralele pierderea prin inserie pe care am
determinat-o în urma msurrilor este prezentat în tabelul 5.3, iar în figura 5.9. este
reprezentat grafic pierderea prin inserie determinat experimental.
Tabelul 5.3. Pierderea prin inserie pentru atenuatorul rectangular cu lamele paralele
Frecvena [Hz] 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Pierderea prin inserie D [dB] determinat
3,5 17,38 27,17 23,63 21,28 13,85 18,25
156
pierderea prin inserie
0
5
10
15
20
25
30
125 250 500 1000 2000 4000 8000
frecvena [Hz]
D [d
B]
determinatexperimental
Figura 5.9 Reprezentarea grafic a pierderii prin inserie în funcie de frecven
pentru atenuatorul rectangular cu lamele paralele
5.3.3. Atenuator activ ACTA
În tabelul 5.4 sunt trecute valorile atenurii (pierderii prin inserie) pe care le-am
obinut pentru atenuatorul activ, iar în figura 5.10 sunt reprezentate grafic valorile
atenurilor.
Tabelul 5.4.Pierderea prin inserie atenuatorul activ
Frecventa [Hz] 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Pierderea prin inserie determinat D[dB]
14 20,7 20,5 28 38,9 27,7 20,7
Pierderea prin inserie declarat de fabricant D [dB]
17 21 24 31 41 30 22
pierderea prin inserie
0
10
20
30
40
50
125 250 500 1000 2000 4000 8000
frecvena [Hz]
D [d
B] determinat
experimental
declarat de fabricant
Figura 5.10 Reprezentarea grafic a atenurii în funcie de frecven
157
În tabelul 5.5 sunt prezentate comparativ valorile atenurilor pentru cele trei tipuri de atenuatoare.
Tabelul 5.5 Atenuarea celor trei tipuri de atenuatoare
Frecvena [Hz] 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Pierderea prin inserie D [dB] pentru atenuatorul circular
0 5,6 13 18,3 10,5 7,1 14,3
Pierderea prin inserie D [dB] pentru atenuatorul rectangular cu
lamele paralele
4,9 16,6 26,4 23,2 20,5 13,5 18,2
Pierderea prin inserie D [dB] pentru atenuatorul activ
14 20,7 20,5 28 38,9 27,7 20,7
pierderea prin inserie
0
10
20
30
40
50
125 250 500 1000 2000 4000 8000
frecvena [Hz]
D [d
B] atenuatorul circular
atenuatorul rectangular
atenuatorul activ
Figura 5.11. Reprezentarea atenurii în funcie de frecven pentru cele trei atenuatoare
55..44..CCOONNCCLLUUZZIIII Pentru toate cele trei tipuri de atenuatoare, pierderea prin inserie declarat de
fabricant este în medie cu 2 dB mai mare decât cea obinut în urma determinrilor
experimentale. Explicaia este aceea c în timp ce în standard se specific faptul c
volumul camerei de reverberaie trebuie s aib 340 m3, în laborator camera de reverberaie
a avut un volum de doar 200 m3.
Se observ c aa cum a declarat i productorul, atenuatoarele active sunt mult mai
eficace decât atenuatoarele tradiionale pe tot spectrul de frecven. Atenuatorul cel mai
puin eficace este atenuatorul circular cu bulb interior.
158
Asocierea între atenuatoarele cu absorbie i cele active, permite reducerea
nivelurilor de zgomot în band larg , atât la frecvene joase cât i pentru cele înalte,
asigurându-se astfel confortul acustic.
159
CCAAPPIITTOOLLUULL 66 DDEETTEERRMMIINNRRII IINN SSIITTUU SSOOLLUUIIII PPEENNTTRRUU RREEDDUUCCEERREEAA ZZGGOOMMOOTTUULLUUII II ÎÎNNCCAADDRRAARREEAA ÎÎNN LLIIMMIITTEELLEE AADDMMIISSIIBBIILLEE
Determinrile experimentale pe care le-am fcut pe diferite instalaii ce deservesc
cldiri civile i social-culturale au avut drept scop compararea valorilor obinute prin
msurri cu valorile admisibile, iar în cazurile în care s-au constatat depiri ale limitelor
propunerea soluilor pentru reducerea zgomotului.
Msurarea, evaluarea i încadrarea în limitele admisibile le-am fcut conform
legislaiei în vigoare, i anume:
1.STAS 6161/1 – 89 ”Acustica în construcii. Msurarea nivelului de zgomot în
construcii civile. Metod de msurare”;
2.STAS 6156 – 86 “Acustica în construcii. Protecia împotriva zgomotului în
construcii civile i social culturale. Limite admisibile i parametrii de izolare acustic”;
3. C. 125 “ Normativ privind proiectarea i executarea msurilor de izolare fonic
i a tratamentelor acustice în cldiri”
4. STAS 9783/0 “ Acustica în construcii: Parametri pentru proiectarea i
verificarea slilor de audiie public”.
5. P 122 – 89 “ Instruciuni tehnice pentru proiectarea msurilor de izolare fonic
la cldiri civile, social-culturale i tehnico-administrative”
6.1. DETERMINRI EXPERIMENTALE PENTRU
REDUCEREA NIVELULUI DE ZGOMOT LA SLILE DE REUNIUNI ALE HOTELULUI NOVOTEL DIN BUCURETI
Msurrile i gsirea soluiilor tehnice de principiu pentru reducerea nivelului de
zgomot produs de ventiloconvectoarele montate în slile de reuniuni ale hotelului
NOVOTEL au avut în vedere desfurarea activitii în aceste spaii cu respectarea
condiiilor de bun audiie i confort acustic, precizate de legislaia în vigoare.
Msurrile le-am efectuat în cele cinci sli ale hotelului NOVOTEL: Sala de
reuniuni „Marseille”; Sala de reuniuni „Lyon”; Sala de reuniuni „Bordeaux”; Sala de
reuniuni „Nice”i Sala „Relaxare”
Valoarea admisibil a nivelului de zgomot în slile de conferine (în absena
activitilor specifice din sli) este precizat în STAS 6156-86 i este de 40 dB(A).
Am msurat nivelul de zgomot echivalent produs la funcionarea
ventiloconvectoarelor i nivelul zgomotului de fond (cu ventiloconvectoarele oprite).
160
Valorile care au fost obinute la functionarea ventiloconvectoarelor sunt prezentate în tabelul 6.1.
Tabelul 6.1. Valorile obinute pentru nivelul de zgomot
Leq [dB(A)] în treptele de viteze: Sala
Numrul ventilocon- vectoarelor I II III
Lfond [dB(A)]
„Marseille” 2 51,0 58,6 61,3 36,9 „Nice” 1 56,0 57,7 58,4 37,2
„Bordeaux” 2 51,0 54,2 56,7 36,9 „Lyon” 2 50,9 58,4 61,1 37,7
„Relaxare” 1 56,3 58,5 60,0 55,2 Analiza valorilor nivelurilor de zgomot a artat c la funcionarea ventilatoarelor s-a
depit la toate vitezele, limita admisibil de 40 dB(A).
Pentru sala „Relaxare” zgomotul de fond fiind deosebit de mare i anume 55,2
dB(A), nu s-au putut aplica msuri de reducere a nivelului de zgomot produs la
funcionarea ventiloconvectoarelor.
Limita de zgomot fiind 40 dB(A) au fost necesare urmtoarele reduceri:
Tabelul 6.2 Valorile reducerilor necesare
Reducerea necesar în dB(A), pentru treptele de vitez Sala
Numrul ventilo-
convectoarelor
I II III
„Marseille” 2 11,0 18,6 21,3
„Nice” 1 16,0 17,7 18,4
„Bordeaux” 2 11,0 14,2 16,7
„Lyon” 2 10,9 18,4 21,1
Din analiza valorilor din tabelul 6.2. a rezultat necesitatea unei reduceri medii a
nivelului de zgomot de 20 dB(A), pentru ca ventiloconvectoarele s poat funciona în
fiecare dintre sli, în condiii de asigurare a confortului acustic.
Pentru reducerea nivelurilor de zgomot am propus urmtoarele soluii:
1. Înlocuirea ventiloconvectoarelor cu unele care s aib zgomot propriu mai mic i
viteza aerului refulat în camer, astfel încât nivelul de zgomot la grile s fie de maximum
40 dB(A).
161
2. Montarea unor atenuatoare de zgomot cilindrice cu bulb SCN, produse de
FRANCE AIR, cu lungimi de 2 Ø (Ø fiind diametrul atenuatorului).
inând seama de observaia beneficiarului c spaiul dintre ventiloconvector i grila
din tavanul fals este prea mic i nu poate fi introdus un atenuator cu lungime 2 Ø , s-a
acceptat introducerea unor atenuatoare cu lungime Ø sau 1,5 Ø, cu meniunea c atenuarea
acustic medie va fi de 12 dB(A) sau 18 dB(A) .
În tabelul 6.3. sunt valorile atenurilor declarate de fabricant, care se pot obine cu
atenuatoarele de lungime Ø sau 1,5 Ø.
Tabelul 6.3. Valorile atenurilor pentru atenuatoarele cu bulb SCN
Frecvena [Hz] Diametru [mm] Lungime atenuator [mm] 125 250 500 1000 2000 4000 8000
450 450 1 6 14 21 19 13 9
450 675 2 7 19 31 28 18 12
500 500 2 5 13 20 16 11 8
500 750 3 7 19 29 24 14 10
560 560 1 6 15 21 17 11 8
560 840 3 7 19 29 24 14 10
Soluia aleas a fost de montarea atenuatoarelor de zgomot. Dup montarea
acestora, am fcut msurri ale nivelului de zgomot pentru a vedea care este atenuarea
real.
Valorile care au fost obinute sunt în tabelul 6.4.
Tabelul 6.4.Valorile nivelurilor de zgomot dup montarea atenuatoarelor
Leq [dB(A)] în treptele de viteze: Sala
Numrul Ventilo-
convectoarelor I II III
Lfond [dB(A)]
„Marseille” 2 37,8 41,9 45,5 33,4 „Nice” 1 41,5 49,9 53,6 36,5
„Bordeaux” 2 37,0 46,2 48,4 33,5 „Lyon” 2 38,1 44,2 47,9 31,7
„Relaxare” 1 42,5 49,1 51,2 39,0 Atunci când diferena dintre nivelul msurat la funcionarea ventiloconvectoarelor
Leq i nivelul zgomotului de fond Lfond este mai mic sau egal cu 10 dB, înseamn c
nivelul msurat este influenat de nivelul zgomotului de fond.
În aceast situaie, pentru determinarea nivelului real produs de ventiloconvectoare
am folosit relaia [47]:
162
Leq real = Leq – c [ dB ]
(6.1) c fiind corecia ce trebuie introdus pentru determinarea nivelului de zgomot real
produs de ventiloconvectoare, [dB]
În tabelul 6.5.sunt prezentate valorile factorului de corecie c
Tabelul 6.5. Valorile factorului de corecie c
Leq – Lfond [dB(A)]
1 2 3 4 5 6 7 8 9
c [dB(A)] 7 4 3 2 1,5 1 1 1 0,5
Aplicând relaia Leq real = Leq – c , s-au obinut valorile reale ale nivelului de
zgomot produs de ventiloconvectoare.
În tabelul 6.6sunt prezentate aceste valori.
Tabelul 6.6.Valorile reale ale nivelului de zomot al ventiloconvectoarelor
Leq [dB(A)] în treptele de viteze: Sala
Numr ventiloconvectoare
I II III
Lfond [dB(A)]
„Marseille” 2 35,8 40,9 45,5 33,4 „Nice” 1 40,0 49,9 53,6 36,5
„Bordeaux” 2 34,5 46,2 48,4 33,5 „Lyon” 2 37,1 44,2 47,9 31,7
„Relaxare” 1 40,0 49,1 51,2 39,0
Figurile 6.1. ÷6.5. prezint valorile comparative ale nivelurilor de zgomot înainte i
dup montarea atenuatoarelor de zgomot pentru slile de reuniuni ale hotelului
NOVOTEL.
163
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA MARSEILLE
treapta 1 fr atenuator 51
treapta 1 cu atenuatorfr corecie
37,8
treapta 1 cu atenuatorcu corecie
35,8
SALA MARSEILLE
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA MARSEILLE
treapta 2 fr atenuator 58,6
treapta 2 cu atenuatorfr corecie
41,9
treapta 2 cu atenuatorcu corecie
40,9
SALA MARSEILLE
0
10
20
30
40
50
60
70dB(A)
SALA MARSEILLE
treapta 3 fr atenuator 61,3
treapta 3 cu atenuatorfr corecie
45,5
treapta 3cu atenuatorcu corecie
45,5
SALA MARSEILLE
Figura 6.1. Valorile comparative ale nivelurilor de zgomot înainte i dup montarea
atenuatoarelor de zgomot în Sala „Marseille”
164
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA NICE
treapta 1 fr atenuator 56
treapta 1 cu atenuatorfr corecie
41,5
treapta 1 cu atenuatorcu corecie
40
SALA NICE
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA NICE
treapta 2 fr atenuator 57,7
treapta 2 cu atenuatorfr corecie"
49,9
treapta 2 cu atenuatorcu corecie
49,9
SALA NICE
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA NICE
treapta 3 fr atenuator 58,4
treapta 3 cu atenuatorfr corecie"""
53,6
treapta 3 cu atenuatorcu corecie
53,6
SALA NICE
Figura 6.2. Valorile comparative ale nivelurilor de zgomot înainte i dup montarea
atenuatoarelor de zgomot în Sala „Nice”
165
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA BORDEAUX
treapta 2 fr atenuator 54,2
treapta 2 cu atenuatorfr corecie
46,2
treapta 2 cu atenuatorcu corecie
46,2
SALA BORDEAUX
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA BORDEAUX
treapta 2 fr atenuator 54,2
treapta 2 cu atenuatorfr corecie
46,2
treapta 2 cu atenuatorcu corecie
46,2
SALA BORDEAUX
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA BORDEAUX
treapta 3 fr atenuator 56,7
treapta 3 cu atenuatorfr corecie
48,4
treapta 3 cu atenuatorcu corecie
48,4
SALA BORDEAUX
Figura 6.3.. Valorile comparative ale nivelurilor de zgomot înainte i dup montarea
atenuatoarelor de zgomot în Sala „Bordeaux”
166
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA RELAXARE
treapta 1 fratenuator
56,3
treapta 1 cuatenuator frcorecie
42,5
treapta 1 cuatenuator cu corecie
40
SALA RELAXARE
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA RELAXARE
treapta 2 fratenuator
58,5
treapta 2 cuatenuator frcorecie
49,1
treapta 2 cuatenuator cu corecie
40
SALA RELAXARE
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA RELAXARE
treapta 3 fratenuator
60
treapta 3 cuatenuator frcorecie
51,2
treapta 3 cuatenuator cu corecie
51,2
SALA RELAXARE
Figura 6.4. Valorile comparative ale nivelurilor de zgomot înainte i dup montarea
atenuatoarelor de zgomot în Sala „Relaxare”
167
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA LYON
treapta 1 fr atenuator 50,9
treapta 1 cu atenuatorfr corecie
38,1
treapta 1 cu atenuatorcu corecie
37,1
SALA LYON
0
10
20
30
40
50
60dB(A)
SALA LYON
treapta 2 fratenuator
58,4
treapta 2 cuatenuator frcorecie
44,2
treapta 2 cuatenuator cu corecie
44,2
SALA LYON
010
20
30
40
50
60
70dB(A)
SALA LYON
treapta 3 fratenuator
61,1
treapta 3 cuatenuator frcorecie
47,9
treapta 3 cuatenuator cu corecie
47,9
SALA LYON
Figura 6.5. Valorile comparative ale nivelurilor de zgomot înainte i dup montarea atenuatoarelor de zgomot în Sala „Lyon”
168
CONCLUZII
În urma msurrilor efectuate în cele cinci sli de conferine ale Hotelului
NOVOTEL am constatat c valorile nivelurilor de zomot depesc valorile admisibile, de
aceea era nevoie de msuri care s permit reducerea zgomotului.
Analizând soluiile propuse beneficiarul a ales montarea unor atenuatoare de
zgomot.
Valorile nivelurilor de zgomot produs la funcionarea ventiloconvectoarelor dup
montarea atenuatoarelor de zgomot au sczut fa de cele msurate anterior în medie cu 12
dB(A), dar pentru încadrarea în limita admisibil de zgomot 40 dB(A) -
ventiloconvectoarele pot s funcioneze, în timpul reuniunilor, numai în treapta I de vitez,
reducerea sub 40 dB(A) fiind posibil numai dac se înlocuiesc ventiloconvectoarele cu
unele mai silenioase.
6.2. DETERMINAREA NIVELULUI SONOR PRODUS DE VENTILATOARELE INSTALAIEI DE RCIRE A AERULUI.
MSURI PENTRU REDUCEREA ZGOMOTULUI
Pe faada posterioar a sediului BRD din Bd.Pache Protopopescu i amplasat spre
curtea interioar -format de cldirea BRD i dou imobile vecine (dintre care una cldire
de locuit în strada Traian, iar cealalt cldire social-cultural (biserica Foior )-
funcioneaz un grup de opt ventilatoare, aezate pe dou rânduri suprapuse, la o distan
de 3,5 m fa de sol, fiecare rând de patru ventilatoare având dimensiunile 4660 x 630 x
1135 mm, programul de funcionare fiind permanent.
În situaia cea mai defavorabil din punct de vedere acustic funcionau toate cele
opt ventilatoare ale grupului de condensare.
În figura 6.6. este prezentat amplasarea grupului de ventilatoare .
Valoarea admisibil a nivelului de zgomot echivalent msurat la 3 m de faada
cldirilor este de 65 dB(A) pentru cldiri tehnico-administrative conform prevederilor din
“ Instruciuni tehnice pentru proiectarea msurilor de izolare fonic la cldiri civile, social-
culturale i tehnico-administrative” indicativ P122-89 punctul 5.1. i de 50 dB(A) pentru
cldiri de locuit, conform prevederilor punctului 2.5. din STAS 10009-88.
Valoarea admisibil a nivelului de zgomot echivalent interior este de 35 dB(A),
respectiv curba de zgomot Cz 30 pentru cldiri de locuit, conform prevederilor
punctului2.5. din STAS 6156-86.
169
630
4660
1165
PLANA
ACLADIRE
grup 4 ventilatoare
630
3.50
1.13
50.
301.
135
Fig. 2 SITUATIE EXISTENTA
În mod suplimentar, în reglementarea tehnic P122-89, se precizeaz la punctul 2.1
c în cazul în care zgomotul de fond într-o cldire de locuit este mai mic de 30 dB(A),
valoarea admisibil nivelului zgomotului echivalent interior va fi cu 5 uniti mai
mare decât valoarea corespunztoare zgomotului de fond.
Msurrile, încadrarea în limitele admisibile i propunerile de soluii pentru
reducerea zgomotului le-am fcut în colaborare cu Laboratorul de Acustic al Institutului
pentru Cercetri în Construcii –ICECON –Bucureti.
Msurrile au fost efectuate în curtea interioar, la faadele celor trei cldiri,
precum i în interiorul cldirii de locuit, în conformitate cu prescripia STAS 6161/3, atât
pe perioada diurn (între orele 20,00 i 22,00) cât i pe perioada nocturn (între orele 22,00
i 24,00), în situaia cea mai defavorabil din punct de vedere acustic i anume la
funcionarea tuturor echipamentelor (cele opt ventilatoare).
Pentru determinrile experimentale s-a folosit aparatur Bruel&Kjaer i anume:
-microfon omnidirecional tip Bruel&Kjaer, nr 4189
-sonometru tip Bruel&Kjaer nr.2260
-microfon omnidirecional tip Bruel&Kjaer, nr 4145
-sonometru tip Bruel&Kjaer nr.2209
Punctele de msurare din exterior au fost amplasate la 2,00 m fa de surs (pe
direcia intensitii maxime) i la 3,00 m fa de faada cldirii de locuit, respectiv de cea a
bisericii. Am msurat nivelul echivalent ponderat în A, dB(A) i în benzi de octav.
Figura 6.6 Amplasarea bateriei de ventilatoare
PLAN CLADIRE SECT A-A
170
Rezultatele msurrilor atât pe perioada diurn cât i pe perioada nocturn, sunt
prezentate în tabelele 6.7i 6.8.
În figura 6.7.este prezentat schema punctelor de msurare .
Figura 6.7. Schema punctelor de msurare
Tabelul 6.7. Msurri efectuate în perioada diurn
Nivel de zgomot echivalent, în dB(A) , în punctele de msurare
Faada imobilelor învecinate (la 3 m de faada cldirii)
Nr.crt Situaia de msurare
Faada posterioar a sediuluide firm ( la
2 m de grupul de ventilatoare) Cldire de
locuit Cldire social-
cultural
Interiorul cldirii de
locuit
1 opt ventilatoare în funciune
72 59 58 32
2 Zgomot de fond 49 48,5 49 24
Sediu BRD
Cldire de locuit
Biserica
171
Tabelul6.8. Msurri efectuate în perioada nocturn
Nivel de zgomot echivalent, în dB(A) , în punctele de msurare
Faada imobilelor învecinate (la 3 m de
faada cldirii)
Nr.crt Situaia de msurare
Faada posterioar a sediului de firm
(la 2 m de grupul de ventilatoare) Cldire
de locuit Cldire social-cultural
Interiorul cldirii de
locuit
1 opt ventilatoare în funciune
70,3 58 59 32
2 Zgomot de fond 48 47 48 23 În figurile 6.8-6.20 sunt spectrogramele obinute în urma msurrilor diurne i cele
nocturne.
Figura 6.8. Spectrograma zgomotului la faada bisericii, cu cele 8 ventilatoare în funciune
172
Figura 6.9. Spectrograma zgomotului la faada locuinei, cu 8 ventilatoare în funciune
Figura 6.10. Spectrograma zgomotului de fond la faada locuinei
173
Figura 6.11. Spectrograma zgomotului în interiorul locuinei, cu 8 ventilatoare în funciune
Figura 6.12. Spectrograma zgomotului de fond în interiorul locuinei
174
Figura 6.13. Spectrograma zgomotului la faada bisericii, cu 8 ventilatoare în funciune (msurri nocturne)
Figura 6.14. Spectrograma zgomotuluide fond la faada bisericii (msurri nocturne)
175
Folosind curbele Cz teoretice am fcut evaluarea zgomotului din interiorul
locuinei (figura 6.13)
Figura 6.15. Spectrograma zgomotului în interiorul locuinei, cu 8 ventilatoare în funciune (msurri nocturne)
Figura 6.16. Spectrograma zgomotuluide fond în interiorul locuinei (msurri nocturne)
176
Curbele Cz
0
20
40
60
80
100
120
140
31,5 63 12
525
050
010
0020
0040
0080
00
Frecvena (Hz)
Niv
el d
e pr
esiu
ne s
onor (d
B)
. Figura 6.13 Evaluarea zgomotului în interiorul locuinei folosind curbele de zgomot
Cz
Curba Cz pe care se încadreaz nivelul de zgomot din interiorul locuinei : Cz 20 .
Comparând rezultatele obinute în urma msurrilor efectuate i prezentate în
tabelele 6.7. i 6.8.cu limitele admisibile ale nivelului de zgomot am constatat urmtoarele:
• Valorile nivelurilor de zgomot la faada sediului de firm (atât cele msurate în
perioada diurn, cât i cele msurate în perioada nocturn) depeau valoarea admisibil
pentru faadele cldirilor tehnico-administrative –65 dB(A)-, fiind cuprinse între 70,3 i 72
dB(A)
Cz 25 Cz 20 Cz 15
177
• Limita admisibil de zgomot la faadele cldirilor învecinate -50dB(A)- a fost
depit în cazul funcionrii celor opt ventilatoare, nivelul de zgomot la faadele cldirilor
învecinate fiind cuprins între 58 i 59 dB(A).
• Valorile nivelului de fond la faadele cldirilor învecinate au fost cuprinse între
49 dB(A) în perioada diurn i 47 dB(A) în perioada nocturn.
• Valorile nivelurilor de zgomot în interiorul cldirii de locuit (atât cele msurate
în perioada diurn, cât i cele msurate în perioada nocturn) se încadrau în valorile
admisibile prezentate în paragraful 2.2. din STAS 6156-86 (35 dB(A)) i curbei de zgomot
Cz 30, dar contravin prevederii paragrafului 2.1. din Instruciunile P 122, depind cu mai
mult de 5 dB(A) valoarea zgomotului de fond ( 8 dB(A) în perioada diurn i 9 dB(A) în
perioada nocturn).
În vederea reducerii nivelului de zgomot produs la funcionarea bateriei de
ventilatoare, trebuiau luate în vederea încadrrii acestuia în limitele admisibile precizate în
legislaia tehnic în vigoare.
Pentru elaborarea soluiilor tehnice de principiu, am calculat mai întâi nivelul de
zgomot datorat numai instalaiei, inând cont de faptul c nivelul msurat la funcionarea
instalaiei se compune din nivelul propriu-zis al instalaiei suprapus peste nivelul
zgomotului de fond .
Cu relaia (6.2) am calculat nivelul propriu-zis al sursei (bateria de ventilatoare).
LS=LT-∆L [dB] (6.2)
în care: LT –nivelul de zgomot msurat cu instalaia în funciune (care cuprinde i zgomotul
de fond),[dB]
LS-nivelul de zgomot datorat numai instalaiei,[dB]
∆L-termen de corecie, [dB]
Termenul de corecie L este:
( )FT LLL −−−
=∆ 1,01011
log10 [dB]
(6.3) în care:
LF-nivelul zgomotului de fond, [dB]
LT –nivelul de zgomot msurat cu instalaia în funciune (care cuprinde i zgomotul
de fond),[dB]
Valorile coreciilor ∆L, calculate teoretic în funcie de diferena de nivel (LT-LF )
sunt cele din tabelul 6.9.
178
Tabelul6.9. Valorile coreciilor ∆L
LT-LF[dB(A)] 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 >10
∆L[dB(A)] 10 7 4 3 2 2 1 1 1 0,5 0,5 0
În tabelul 6.10-pentru msurrile diurne i tabelul 6.11. pentru msurrile nocturne
sunt valorile nivelurilor de zgomot totale (LT), de fond (LF) diferena LT-LF în funcie de
care s-a calculat corecia ∆L i nivelul de zgomot datorat doar sursei LS.
Tabelul 6.10 Msurri diurne
Punctul de msur LT
[dB(A)] LF
[dB(A)] LT-LF
[dB(A)] ∆L
[dB(A)] LS=LT-∆L [dB(A)]
Faada posterioar a cldirii pe care sunt amplasate ventilatoarele
72 49 23 0 72
Faada cldirii de locuit
59 48,5 10,5 0 59
Faada bisericii 58 49 9 1 57
Interiorul cldirii de locuit
32 24 8 1 31
Tabelul 6.11. Msurri nocturne
Punctul de msur LT
[dB(A)] LF
[dB(A)] LT-LF
[dB(A)] ∆L
[dB(A)] LS=LT-
∆L [dB(A)]
Faada posterioar a cldirii pe care sunt amplasate ventilatoarele
70,3 48 22,3 0 70,3
Faada cldirii de locuit 58 47 11 0 58
Faada bisericii 59 48 11 0 59
Interiorul cldirii de locuit 32 23 9 1 31
Conform prevederilor STAS 10009, nivelul zgomotului total la faadele cldirilor
de locuit trebuie s fie de 50 dB(A). Plecând de la aceast limitare, cu relaia (5.8) i
tabelul6.9., valoarea nivelului de zgomot pe care ar trebui s o aib o surs (bateria de
ventilatoare) pentru ca împreun cu zgomotul de fond s dea nivelul total de 50 dB(A).
Lf =49 dB(A) -în cazul msurrilor diurne
LT =50 dB(A) (valoarea admisibil)
LA=LT-∆L =44 dB(A)
Lf =47 dB(A) -în cazul msurrilor nocturne
179
LT =50 dB(A) (valoarea admisibil)
LA=LT-∆L =48 dB(A)
În urma acestor calcule, a rezultat c valoarea nivelului de zgomot pentru surs, la
faada posterioar a cldirii pe care sunt amplasate ventilatoarele trebuia redus de la
58...59 dB(A) la 44 dB(A).
Protecia împotriva zgomotului constituie un program complex a crui eficien
este maxim atunci când se acioneaz pe întreg traseul.
Pentru SURSA DE ZGOMOT am propus modificarea poziiei bateriei de
ventilatoare i montarea de atenuatoare lamelare tubulare, pentru CALEA DE
PROPAGARE instalarea de ecrane sau carcase, iar pentru reducerea zgomotului la
RECEPTOR îmbuntirea capacitii de izolare fonic a elementelor de construcii ale
faadelor (de exemplu prin montarea uno geamuri fono-termo-izolatoare de tip termopan)
Având în vedere faptul c în situaia dat era necesar o reducere important 15-20
dB(A)) în cele ce urmeaz am propus cinci soluii.
I. Prima soluie a fost tratarea fonoabsorbant a peretelui din spatele bateriei
de ventilatoare prin acoperirea peretelui cu plci din vat mineral cu densitate de
minimum 80 kg/m3, caerate cu împâslitur din fibr de sticl i protejate mecanic cu tabl
perforat sau tabl expandat SITEX.
II.Modificarea poziiei bateriei de ventilatoare i instalarea unui ecran a fost o alt
soluie pentru reducerea nivelului de zgomot. Acest lucru se putea realiza prin:
IIa). Modificarea poziiei bateriei de ventilatoare, prin dispunerea lor pe dou
coloane verticale, a câte patru ventilatoare fiecare, cu refularea orientat spre strada care
corespunde faadei laterale a cldirii (Str.Iancu Cavaler de Flondor) i un ecran fonoizolant
i fonoabsorbant pe dou laturi –spre biseric i spre locuin (figura 6.18);
SURS DE ZGOMOT RECEPTOR
CI DE PROPAGARE
180
Figura 6.18. Soluia II a pentru reducerea zgomotului
sau
IIb) Modificarea poziiei bateriei de ventilatoare prin dispunerea lor pe dou
coloane orizontale, a câte patru ventilatoare fiecare, cu refularea în sus i un ecran
fonoizolator i fonoabsorbant pe cele 3 laturi (spre strad, spre locuin i spre cldirea
social-cultural).(figura 6.19).
Figura 6.19. Propunerea II b de reducere a zgomotului
181
III. O alt soluie pentru reducerea zgomotului a fost modificarea poziiei bateriei
de ventilatoare i instalarea de atenuatoare lamelare.
IIIa)Bateria de ventilatoare se poate monta pe dou coloane verticale, a câte patru
ventilatoare fiecare, cu refularea spre str.Iancu Cavaler de Flondor instalându-se
atenuatoare tubulare lamelare individuale pe fiecare ventilator în parte.(figura 6.20)
sau,
III b) Bateria de ventilatoare se poate monta pedou coloane orizontale alturate, a
câte patru ventilatoare fiecare, cu refularea în jos pe fiecare ventilator montându-se
atenuatoare tubulare lamelare individuale
Atenuatoarele lamelare trebuie s îndeplineasc urmtoarele cerine:
• Pentru asigurarea volumului de aer necesar, seciunea transversal trebuie s
fie cu aproximativ 50 % mai mare fa de seciunea ventilatorului;
• Lungimea cel puin 1,0 m;
• Pereii tubului s fie realizai din tabl cu grosimea de cel puin 1mm,
placai pe interior cu vat mineral cu ρ ≥ 80 kg/m3 i grosime de 5 cm, caerat cu
împâslitur din fibre de sticl.
Figura 6.20. Propunerea IIIa de reducere a zgomotului
IV. A patra soluie a constat din carcasarea bateriei de ventilatoare fr modificarea
poziiei ventilatoarelor.
182
Carcasa trebuie s aib peretele plin pe patea locuinei, zona liber spre strad
(numai consolele metalice) i cu combinaie de perete plin i zon cu lamele, spre cldirea
social-cultural.(figura 6.17)
Materialele din care se execut peretele plin pot fi :
• panouri prefabricate din tabl plin de 1,5 mm;
• vat mineral de 50 mm;
• sau tabl perforat 1 mm;
• împâslitur din fibre de sticl;
• tabl perforat (sau tabl expandat SITEX ) de 1mm.
Lamelele se pot executa din:
• plci pline din plexiglass, cu grosime de 1,5 cm;
• plci MAKROLON (policabonat) pline sau multicamerale cu indice de
izolare RW≥20 dB(A).
Figura 6.21. Propunerea IV de reducere a zgomotului
V. O ultim soluie de reducere a zgomotului, a fost izolarea acustic la receptor.
Izolarea acustic la receptor se poate realiza prin îmbuntirea capacitii de
izolare fonic a elementelor de construcii ale faadei cldirii de locuit, prin montarea unor
geamuri fono-termo-izolatoare de tip termopan, cu foi de geam cu grosimi diferite, de
exemplu 4-10-5, având un indice de izolare fonic RW≥32 dB(A).
183
Fiecare din soluiile de principiu prezentate poate asigura reducerea de zgomot
necesar, de minimum 20 dB(A).Personalul tehnic al BRD i proprietarul cldirii de locuit
au analizat soluiile propuse i s-a ales instalarea unui ecran fr modificare poziiei de
ventilatoare.Nivelul de zgomot fiind ridicat mai ales în domeniul de frecvene 63-4000 Hz,
pentru obinerea unei reduceri de aproximativ 20 dB folosind numai ecranul, fr
schimbarea poziiei ventilatoarelor, am propus utilizarea unei combinaii de materiale,
având la baz brevetele de invenie:
„Procedeu i dispozitiv pentru amortizarea vibraiilor „ nr. 73796/ 1978 autor
BRATU Polidor Paul
„ Structura fonoabsorbant i antivibratil” nr. 80552/1982 , autori: BRATU
Polidor Paul, GHINEA Aurelian, AXINTI Gavril
Pentru reduceri mari ale nivelului de zgmot în domeniul frecvenelor mai mici de
1000 Hz se folosesc materiale cu densiti mari obinându-se astfel coeficieni de
amortizare i absorbie mari. Câteva din materialele care au aceste proprieti sunt
cauciucul CDX 60 de 4 mm, cauciucul CN de 3 mm , cauciucul CN de 2 mm, pâsl
sintetic impregnat cu latex „ Neteron dublu super greu”.
În figura 6.22 sunt prezentate valorile coeficienilor de amortizare. Valori maxime
se obin în domeniul de frecven 0-500 Hz. Pentru domeniul de frecven 500-1600 Hz
coeficientul de amortizare se reduce treptat, tinzând ctre o anumit valoare pentru întreaga
grup de materiale. Se observ c tabla de 1 mm fr material de adaos, are efect minim
asupra transmiterii micrii vibratorii. În zona 100-500 Hz, curbele sunt puternic
individualizate, la diferene mari, în funcie de materialul utilizat.
Frecvena [Hz] Figura 6.22 Valorile coeficientului de amortizare în funcie de frecven [18]
184
Pentru realizarea unei atenuri cât mai mari pentru frecvene mai mici de 1000 Hz
s-a ales cauciucul de 4 mm grosime aplicat prin lipire pe tabl de oel.
Pentru obinerea unei reduceri mari i pe domeniul 1000-4000 Hz se propune
utilizarea de materiale poroase, cu densitate mare, dar coeficient de absorbie mare.
Figura 6.23 Valorile coeficientului de absorbie în funcie de frecven [18]
Astfel se constat c, pentru materiale simple, coeficientul de absorbie are valori
mici, sub 20 % în domeniul 0-500 Hz i valori mari în domeniul 1000-2000 Hz. Dac se
folosesc mai multe straturi de material coeficientul de absorbie poate atinge valori de pân
la 50 % , iar la frecvene mai mari de 1000 Hz atinge valoarea de 97 %.
Combinând efectul materialelor descrise mai sus se poate obine o atenuare
important pe tot domeniul de frecvene 63-4000 Hz. Astfel, ecranul se poate realiza din
cauciuc de 4 mm grosime, aplicat pe tabla de oel, peste care se fixeaz 4 straturi de vat
mineral de câte 5 mm grosime. Aceste materiale sunt acoperite cu un strat din fibre de
sticl, peste care se aplic o gril din aluminiu de grosime 2 mm cu perforaii, alese astfel
încât procentul de goluri sa fie mai mare de 28 % .
În figura 6.24 este prezentat schema ecranului, în care :
1 i 2 - profiluri de prindere a tablei i straturilor de materiale absorbante
3 - straturile de cauciuc i vat mineral
4 - tabla din oel
5 -grilele perforate
185
Figura 6.24 Schema ecranului acustic
Dimensiunea ecranului se calculeaz cu relaia : 0
340υ
≥l
în care :
0 este frecvena cea mai joas a domeniului în care ecranul trebuie s produc
atenuri ale zgomotului produs de surs [Hz].
Cea mai mic frecvena ce trebuie redus fiind de 125 Hz înlimea ecranului
trebuie s fie de minimum 2,75 m.
CONCLUZII Valorile nivelurilor de zgomot la faada imobilului din str.Pache Protopopescu sunt
cuprinse între 70 i 72 dB(A) depind astfel valoarea admisibil de 65 dB(A) la 3 m de
faada cldirilor. Nivelurile de zgomot la faada cldirilor învecinate depesc cu 8-9
dB(A) valoarea admisibil. Valorile nivelului de zgomot în interiorul cldirii de locuit se
încadreaz în limitele admisibile dar depesc cu mai mult de 5 dB(A) valoarea nivelului
de zgomot de fond. Pentru încadrarea nivelurilor de zgomot în limitele admisibile am
propus mai multe soluii de reducere a zgomotului, urmând ca proprietarul locuinei i
personalul tehnic al BRD s aleag una din ele.
186
Soluia aleas a fost de instalarea unui ecran fr s se modifice i poziia
ventilatoarelor. Pentru mrirea eficacitii acestui ecran , folosind brevetele de invenie nr.
73796/ 1978 i nr. 80552/1982 .am combinat mai multe tipuri de materiale , astfel încât
reducerea zgomotului s fie mare pe domeniul de frecvene 63-4000 Hz.
6.3. REDUCEREA NIVELULUI DE ZGOMOT PRODUS DE O
INSTALAIE DE RCIRE A APEI
Pe terasa unei cldiri din strada Jules Michelet nr.18 - Bucureti a fost montat o
instalaie de rcire a apei (chiller) ce constituia o surs de zgomot ce provoca disconfort
acustic locatarilor din cldirile de pe Bd.Magheru, aflate la aproximativ 120 m de el.
Valoarea admisibil a nivelului de zgomot echivalent exterior cldirilor de locuit,
Leqext, este de 50 dB(A), conform prevederilor standardului STAS 10009 – 88. În vederea
reducerii nivelului de zgomot am fcut msurri ale regimului acustic, rezultatele fiind în
tabelul 6.12.
Tabelul 6.12. Valorile nivelului de zgomot
Situaia de msurare Nr. crt. Poziia de msurare
Chiller în funciune Zgomot de fond
1 La 1,00 m de surs 87,5
2 Exteriorul cldirii de
locuit 54,7
45,1
Din analiza valorilor din tabelul 6.12. am constatat c la funcionarea sursei era
depit limita admisibil de 50 dB(A) la faada cldirii de locuit din vecintatea
chillerului.
Pentru gsirea soluiei de reducere a zgomotului am luat în considerare atât
valoarea nivelului acustic msurat în exteriorul cldirii cât i scderea indicelui de izolare
fonic din cauza condiiilor de îmbinare i prindere .
Valoarea nivelului de zgomot produs de surs trebuie s fie redus la faada cldirii
de locuit cu 4,7 dB(A), la care se adaug 7-8 dB(A) datorit condiiilor de îmbinare i
prindere, rezultând astfel o reducere total de aproximativ 13 dB(A).
Pentru aceasta am propus adoptarea unei soluii constructive pe calea de propagare
i anume ecranarea chillerului, cu ajutorul unor panouri-sandwich, alctuite din: tabl de
minimum 1,0 mm grosime, plci vat mineral cu 80 kg/mc – grosime 5 cm,
187
împâslitur din fibre de sticl, protejate cu plas metalic prins de peretele carcasei prin
intermediul unor garnituri din cauciuc, pentru a evita preluarea vibraiilor.
Înlimea ecranului am calculat-o cu relaia: 0
340υ
≥l , 0 fiind frecvena cea mai
joas a domeniului în care ecranul trebuie s produc atenuri ale zgomotului produs de
surs.Frecvena minim fiind 125 Hz, a rezultat o valoare a înlimii pereilor ecranului de
2,25 m. Pentru mrirea eficacitii; în partea superioar, pereii ecranului continu pe o
înlime de 60 cm, cu perei înclinai spre interior cu 150.
În figura 6.25.este schema de principiu a ecranului acustic.
Figura 6.25. Schema de principiu a ecranului acustic
BARISOL MICROACOUSTIC este un material absorbant microperforat [11].
Datorit frecrii dintre aer i material, o parte din energia acustic se transform în
cldur. Reducerea zgomotului datorit frecrii crete datorit destinderii aerului în
microperforaii, asemntoare unor camere cu rezona (figura 6.26).
1 unda sonor
2 transformarea energiei acustice în cldur
3 reducerea energiei acustice
4 und sonor reflectat
5 material BARISSOL MICROACOUSTIC
188
Figura 6.26.Fenomenele acustice care apar la trecerea aerului prin material
În funcie de numrul microperforaiilor i dac materialul este izolat cu folie de
aluminiu sau este neizolat, coeficientul de absorbie declarat de fabricant are diverse valori.
Dac numrul perforaiilor este de 200.000/m2 i diametrul unei perforaii este 0,2
mm, coeficientul de absorbie are valorile din figura 6.27a (fr izolaie) i figura 6.27 b
(cu izolaie).
Figura 6.27. Valorile coeficientului de absorbie
pentru materialul BARISSOL cu 200.000 perforaii/m2 [11]
Din analiza graficului 6.27. se observ c în cazul materialului fr izolaie,
coeficientul de absorbie are valoare maxim de 0,7 în jurul frecvenei de 900 Hz, în timp
ce pentru materialul cu izolaie , maximul coeficientului de absorbie este mai mare, i
anume de 1 i este în jurul frecvenei de 500 Hz.
Frecvena [Hz] a)
Frecvena [Hz] b)
Coe
fici
entu
l de
abso
rbie
%
189
Dac numrul perforaiilor este de 10.000/m2 i diametrul unei perforaii este
1 mm, coeficientul de absorbie are valorile din figura 6.28a (fr izolaie) i figura 6.28 b
(cu izolaie).
Figura 6.28.Coeficientul de absorbie
pentru materialul BARISSOL cu 10.000perforaii/m2 [11]
În acest caz se observ c i pentru materialul fr izolaie (a) i pentru cel cu
izolaie (b), valorile coeficientului de absorbie sunt mari, apropiate de 0,8, începând cu
300 Hz. Pentru materialul cu izolaie aceast valoare se menine în palier pe tot domeniul
de frecvene, în timp ce pentru materialul fr izolaie aceast valoare scade foarte puin
ajungând la 0,6 i se menine apoi aproape constant pe tot domeniul de frecvene.
Dac numrul perforaiilor este de 4000/m2 i diametrul unei perforaii este
0,5 mm, coeficientul de absorbie are valorile din figura 6.29a (fr izolaie) i figura 6.29
b (cu izolaie).
Figura 6.29. Coeficientul de absorbie pentru materialul BARISSOL cu 4.000
perforaii/m2 [11]
Frecvena [Hz] a)
b) Frecvena [Hz]
Cu izolaie
Fr izolaie
Frecvena [Hz]
Coe
fici
entu
l de
abso
rbie
%
Coe
fici
entu
l de
ab
sorbie
%
Coe
fici
entu
l de
ab
sorbie
%
190
Pentru materialul cu izolaie coeficientul de absorbie are valori mari ( )2,1;1∈α
pentru frecvenele joase, dup care scade brusc, astfel încât frecvenele înalte nu ma sunt
atenuate.
Pentru materialul fr izolaie, coeficientul de absorbie are valoarea maxim pentru
frecvenele din domeniul 500-100 Hz i apoi scade brusc.
Luând în considerare valorile mari ale coeficientului de absorbie al materialului
BARISSOL, reducerea zgomotului dup montarea ecranului poate fi mai mare de 13 dB.
Am fcut msurri ale nivelului de zgomot la 1 m de surs dup instalarea
ecranului i am obinut valorile din tabelul 6.13.
Tabelul 6.13 Valorile nivelului de zgomot dup instalarea ecranului
Situaia de msurare Poziia de msurare
Chillerul în funciune
dB(A)
Zgomot de fond
dB(A)
La 1,00 m de chiller,
în spatele ecranului
68,5 48,5
Aa cum am apreciat, reducerea zgomotului dup montarea ecranului a fost de 19
dB, nu numai de 13 dB.
Valoarea zgomotului de fond fiind mare (48,5 dB(A)), pentru determinarea
nivelului de zgomot propagat de la chiller la faada cldirii de locuit, am fcut estimarea
reducerii nivelului sonor cu distana.
Chillerul putând fi considerat surs monopol deoarece distana de la el pân la
cldirea de locuit de pe Bd Magheru era de 120 m, scderea nivelului de presiune sonor în
câmp liber este de 6 dB la fiecare dublare a distanei. În situaia real, întrucât apar reflexii
sonore între cldiri am considerat c reducerea este mai mic, i anume de aproximativ 4
dB la fiecare dublare a distanei.
Având în vedere c distana dintre sursa de zgomot ( chiller ) i cldirea de pe Bd.
Magheru este de aproximativ 120 m, au rezultat apte dublri, deci o scdere a nivelului
sonor:
L = 7 x 4 = 28 dB(A)
Nivelul de zgomot la 1 m de chiller ctre Bd. Magheru fiind 68,5 dB(A), aplicând
scderea de 28 dB, nivelul de zgomot provenit de la chiller i propagat la faada cldirii de
191
pe Bd. Magheru a ajuns la 40,5 dB(A) i astfel se încadreaz în limitele admisibile de
zgomot.
CONCLUZII
În urma msurrilor nivelurilor de zgomot ale chillerului montat pe terasa unei
cldiri de pe str.Jules Michelet, s-au constatat depiri ale valorilor limitelor admisibile la
faada cldirii din Bd.Magheru
Pentru încadrarea în limitele admisibile am propus instalarea unui ecran, prezentat
în figura 5.31. Prin aplicarea acestui ecran s-a obtinut o reducere a nivelului sonor cu 19
dB(A) în dreptul chiller-ului.
inând cont c distana de la chiller pân la cldirea de pe Bd. Magheru era de
aproximativ 120 m, acesta putea fi considerat o surs monopol. Nivelul de zgomot pentru o
surs monopol scade cu 6 dB la fiecare dublare a distanei. În situaia real, întrucât apar
reflexii sonore între cldiri am considerat c reducerea este mai mic, i anume de
aproximativ 4 dB la fiecare dublare a distanei. Fcând aceste calcule a rezultat o atenuare
de 28 dB.
Aceast atenuare de 28 dB împreun cu atenuarea datorat ecranului, a fcut ca
nivelul propagat la faada cldirii din Bd. Magheru s se înscrie în limita admisibil de 50
dB(A) precizat în STAS 10009-88.
6.4.REDUCEREA NIVELULUI DE ZGOMOT PRODUS DE VENTILATOARELE AXIALE AFERENTE CENTRALEI DE
TRATARE A AERULUI TIP YORK În curtea interioar delimitat de Sediul Administraiei Centrale a Bncii Agricole
i faadele blocurilor învecinate, funcioneaz un grup compact de patru ventilatoare tip
GVV 09B/4-N(D) aferente centrale de tratare a aerului, ce climatizeaz sala serverelor.
Programul de funcionare al instalaiei de rcire este permanent.
Valoarea admisibil a nivelului de zgomot echivalent msurat la 3 m de faada
cldirilor este de 65 dB(A) pentru cldiri tehnico-administrative conform prevederilor din
“Instruciuni tehnice pentru proiectarea msurilor de izolare fonic la cldiri civile, social-
culturale i tehnico-administrative” indicativ P122-89 punctul 5.1. i de 50 dB(A) pentru
cldiri de locuit, conform prevederilor punctului 2.5. din STAS 10009-88 .
192
Msurrile le-am efectuat împreun cu colectivul Laboratorul de Acustic al
Institutului de Cercetri în Construcii ICECON, în curtea interioar, folosind urmtoarele
aparate de msur:
-microfon omnidirecional tip Bruel&Kjaer, nr 4189;
-sonometru tip Bruel&Kjaer 2260;
-microfon omnidirecional tip Bruel&Kjaer, nr 4145;
-sonometru tip Bruel&Kjaer 2209
Punctele de msurare au fost amplasate la 1,00 m fa de surs (pe direcia
intensitii maxime) i la 3,00 m fa de faadele blocurilor.
În urma msurrilor, am obinut urmtoarele rezultate:
- nivelul de zgomot la 1 m în faa echipamentului : 86,6 dB(A)
- nivelul de zgomot la faadele blocurilor a fost de 70 dB(A), respectiv 66 dB(A)
Limita admisibil la faadele cldirilor de locuit fiind 50 dB(A), nivelul de zgomot
trebuia redus cu aproximativ 20 dB(A).
Pentru obinerea acestei atenuri de 20 dB(A) am propus combinarea efectului de
izolare la zgomot aerian cu cel de atenuare prin absorbie acustic.
Pentru izolarea la zgomot aerian am propus delimitarea spaiului pe trei laturi, cu
panouri OLTPAN P 60/2Z.
Panourile OLTPAN sunt de tip sandwitch, compuse din dou plci de tabl
nervurat între care este injectat o izolaie de spum poliuretanic rigid cu celule închise.
Schema unui astfel de panou este prezentat în figura 6.29.
Figura 6.29. Panou de închidere tip OLTPAN
Tabl profilat cu grosime de 0,6 mm
Tabl cu grosime de 0,6 mm
Spum poliuretanic
Grosime min.50 mmm
193
Pentru atenuarea prin absorbie am propus instalarea unui atenuator lamelar .
Numrul lamelelor le-am calculat conform C125-1986, Cap 4: ”Aspecte particulare
ale proteciei unitilor funcionale împotriva zgomotelor produse de instalaiile i
echipamentele afrente cldirilor de locuit i social-culturale”.
În urma calculelor au rezultat 10 lamele din mineral cu densitate de 50 kg/m3 ,
avînd grosimi de 15 cm i aflate la distan de 15 cm între ele. Pentru montarea lamelelor,
carcasa este prevzut cu profil în form de U 150 x 50 x 0,5, din tabl zincat i
prevopsit.
Coeficienii de absorbie pentru vata mineral sunt în tabelul6.14.
Tabelul 6.14 Valorile coeficienilor de absorbie pentru vata mineral [27]
Frecvena [Hz] 125 250 500 1000 2000 4000
Coeficientul de absorbie 0,09 0,23 0,65 0,87 1,00 1,00
În figura 6.30 este prezentat schema unei lamele a atenuatorului, în figura 6.31
este prezentat amplasarea panourilor de închidere i în figura 6.32 a panourilor cu lamele
de atenuare .
Figura 6.30. Schema unei lamele a panoului în care:
1.Ram, profil U 150 x 50 x 0,5 din tabl zincat i prevopsit, tip OLTPAN
194
2.Saltea din plci de vat mineral, protejate mecanic cu estur tip E 20 (din fibre
de sticl)
Figura 6.31. Închidere de protecie acustic, cu atenuator , Seciunea A-A
1,6,12-Stâlp metalic 1,3,7,11 Panou de închidere tipOLTPAN 4-Grup ventilatoare 5,9-Acoperi din panouri OLTPAN 8-Panou etanare 10-panou-lamel atenuator
195
igura 6.32 Amplasarea panourilor cu lamele de atenuare
1.Grup ventilatoare 2.Panou din lamele 3.Stâlp metalic 4.Protecie evacuare aer 5.Panou OLTPAN de închidere
196
CONCLUZII
În curtea interioar delimitat de Sediul Administraiei Centrale a Bncii Agricole
i faadele blocurilor învecinate funcioneaz un grup compact de patru ventilatoare
aferente unei centrale de tratare a aerului montat pe sol, în exteriorul cldirii Desiului
Administraiei Centrale a Bncii Agricole.
În urma determinrilor experimentale pe care le-am efectuat împreun cu
Laboratorul de Acustic al ICECON Bucureti, au rezultat valori ale nivelului de zgomot
produs la funcionarea ventilatoarelor cuprinse între 86,6 dB(A) la 1 m de centrala de
tratare a aerului i 70 dB(A), respectiv 66 dB(A) la faadele blocurilor din curtea interioar.
Limita admisibil la faadele cldirilor de locuit fiind 50 dB(A), nivelul de zgomot
trebuia redus cu aproximativ 20 dB(A).
Soluia pe care am propus-o a combinat efectul de izolare la zgomot aerian
(delimitarea spaiului pe trei laturi cu panouri), cu cel de atenuare prin absorbie acustic
(atenuator lamelar).
Amplasarea panourilor de închidere i a atenuatorului lamelar a dus la scderea
nivelului de zgomot la faadele blocurilor cu mai mult de 20 dB(A), permiând astfel
asigurarea confortului acustic în locuine.
197
CCAAPPIITTOOLLUULL 77 EEVVAALLUUAARREEAA NNIIVVEELLUULLUUII DDEE ZZGGOOMMOOTT ÎÎNN IINNSSTTAALLAAIIII
Propagarea sunetului prin sistemele de ventilare i climatizare determin în
încpere un anumit nivel al presiunii sonore care are dou componente: una datorat
sunetului radiat direct de la surs (câmp direct) i cealalt datorat reflexiilor pe pereii
încperii. Mrimea nivelului de presiune sonor în încpere este dat de suma celor dou
componente i poate fi determinat cunoscând:
-puterea sonor a surselor de zgomot;
-poziia i caracteristicile echipamentelor ce introduc aer în încpere;
-proprietile acustice ale încperii.
Nivelul de putere sonor poate fi calculat prin determinarea nivelului de putere
sonor de la sursele de zgomot, calculul atenurii introdus de sistemele de atenuare i
permite determinarea nivelului de presiune sonor într-o încpere plecând de la traseul
reelei de climatizare i inând cont de atenuare, de transmisiile prin perei i de
regenerarea zgomotului în unele componente ale reelei. Înainte de efectuarea acestui
calcul este necesar cunoterea precis a:
-nivelurilor de putere acustic declarate de fabricant pentru sursele de zgomot:
ventilatoare, compresoare , etc.
-atenurilor introduse de componente: conducte drepte, plenumuri, atenuatoare, etc.
- nivelurilor de zgomot regenerat de componente: registre, grile, difuzoare, etc.
Unele elemente singulare (coturi, variaii de seciune ) sunt în acelai timp i
atenuatoare i generatoare de zgomot i trebuie luate în calcul ambele posibiliti. De
asemenea trebuie calculat i nivelul de putere sonor al zgomotului transmis prin pereii
tubulaturii (break in i break out).
Etapele de calcul ale nivelului de presiune acustic sunt:
1. Adunarea nivelurilor de putere acustic ale tuturor surselor de zgomot în
domeniul octavelor de frecven medie 63-8000 Hz, din care se scade atenuarea diferitelor
echipamente sau de cile de propagare. Acest calcul trebuie s in cont de toate cile de
propagare, de transparena tubulaturii, de lungimea traseului instalaiei.
Adunarea se face folosind regula de adunare a nivelurilor acustice:
Se calculeaz diferena diferena dintre cele dou niveluri acustice;
Corespunztor diferenei calculate, se citete în tabelul de mai jos corecia de nivel
L care se adaug la nivelul cel mai ridicat i se obine nivelul rezultant.
198
L1-
L2
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 >10
L 3 2,5 2 1,7 1,4 1,2 1 0,8 0,6 0,5 0,4 0
2. Dup obinerea nivelului de putere acustic total, în funcie de tipul sursei
fundamentale la care poate fi redus sursa final de zgomot, de tipul câmpului acustic se
calculeaz nivelul de presiune sonor din încpere.
3. Evaluarea nivelului de presiune acustic obinut foloisnd curbele de zgomot
Cz.
4. Dac nivelul de presiune sonor în benzi de octav nu se încadreaz în
limitele accesibile specifice tipului încperii sau tipului de activitate atunci se prevd
atenuri suplimentare ale traseului instalaiei de ventilare i climatizare.
Calculul estimativ al nivelului de presiune acustic din cldiri este bine s se
efectueze în etapa de proiectare a instalaiei de ventilare i climatizare, deoarece în cazul în
care nu sunt îndeplinte condiiile de asigurare a confortului acustic, se pot prevedea din
faza de proiect echipamente care pot reduce zgomotul. Acest lucru aduce economii
materiale i de timp.
Dac nu se face acest calcul estimativ i echipamentele sunt montate i se constat
c nu sunt îndeplinite condiiile care s asigure confortul acustic, este greu s se reduc
nivelul zgomotului sau acest lucru presupune cheltuieli mari i de multe ori nivelul
zgomotului cu toate c este mai mic decât cel iniial, tot nu se încadreaz în limitele
admisibile .
În continuare este prezentat un exemplu de calcul al nivelului de presiune acustic
pe care l-am fcut pentru instalaia de climatizare i ventilare a sediului BANCPOST.
Proiectul instalaiei este prezentat în ANEXA 1, figura 7.1.
Estimarea a constat în determinarea nivelului de putere acustic, transmis sau
regenerat de fiecare component a cii de propagare, de atenuarea care se obine, iar la
intrarea în încpere calcularea nivelului de presiune acustic. Dup aflarea nivelului de
presiune acustic, în funcie de destinaia încperii, am fcut evaluarea acestuia, urmând ca
în cazul depirii limitelor admisibile s fac propuneri de reducere a acestuia.
199
Sursa de zgomot este o central de tratare a aerului cu 100% aer proaspt montat
în plafonul fals i prevzut cu un ventilator centrifugal cu 21 palete înclinate înainte. În
figura 7.2. este vederea în seciune a centralei de tratare a aerului marca WEGER.
De la centrala de tratare a aerului zgomotul ajunge :
-pe calea de propagare 1 în camera 1 , care este birou de lucru cu publicul.Pentru
acest tip de încpere, nivelul de zomot maxim admis trebuie s se încadreze pe curba Cz
40. Componena acestei ci de propagare, estimarea nivelului de putere i presiune acustic
, precum i evaluarea nivelului de zgomot este prezentat în paragraful 7.1.
-pe calea de propagare 2 în camera 2 , care este pentru birou pentru activitate
normal. Pentru acest tip de încpere, nivelul de zomot maxim admis trebuie s se
încadreze pe curba Cz 35. Componena acestei ci de propagare, estimarea nivelului de
putere i presiune acustic, evaluarea nivelului de zgomot , proiectarea atenuatorului de
zgomot, este prezentat în paragraful 7.2.
-pe calea de propagare 3 în camera 3 , care este birou de lucru cu publicul. Pentru
acest tip de încpere, nivelul de zomot maxim admis trebuie s se încadreze pe curba Cz
40. Componena acestei ci de propagare, estimarea nivelului de putere i presiune acustic
precum i evaluarea nivelului de zgomot , proiectarea atenuatorului de zgomot, este
prezentat în paragraful 7.3.
Figura 7.2.Vedere în seciune a centralei de tratare a aerului marca WEGER
200
7.1. CALEA DE PROPAGARE 1
Sursa de zgomot este ventilatorul centrifugal cu palete înclinate înainte. Zgomotul
ajunge la receptorul din camer prin :
1.Tubulatur 200mm , l=1m,izolat cu FIB AIR ISOL, grosime 50mm
FIB AIR ISOL este fabricat din vat mineral izolat cu folie de
aluminiu.Coeficienii de absorbie în funcie de frecvena (declarat de fabricantul
FRANCE-AIR) sunt în tabelul 7.1.
Tabelul 7.1 Valorile coeficienilor de absorbie
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000
Coeficient de absorbie
0,01 0,03 0,03 0,13 0,25 0,51 0,74
Atenuarea se calculeaz cu relaia:
][05,1 4,1
mdB
SP
Lw α=∆
în care:
Lw- atenuarea pe unitatea de lungime,
mdB
-coeficient de absorbie
P-perimetrul interior al conductei [m]
S-seciunea interioar [m2]
2.Cot 900 200 mm, r=300 mm; v=4,4 m/s
Atenuarea este dat în tabelul 4.5., capitolul 4, în funcie de dimensiuni:
Regenerarea nivelului de zgomot în coturi se calculeaz cu relaia :
vSLL whw lg50lg302
lg10 +++= υ [dB]
în care:
Lw-nivelul puterii acustice care depinde de tipul cotului, [dB]
-frecvena central a benzii de octav, [Hz]
S-seciunea conductei, [m2]
v-viteza aerului în conduct, [m/s]
3.Cot 450 200 mm ;r=300 mm, v=4,4 m/s
Atenuarea este dat în tabelul 4.5., capitolul 4, în funcie de dimensiuni:
Regenerarea nivelului de zgomot în coturi se calculeaz cu relaia :
201
vSLL whw lg50lg302
lg10 +++= υ [dB]
în care:
Lw-nivelul puterii acustice care depinde de tipul cotului, [dB]
-frecvena central a benzii de octav, [Hz]
S-seciunea conductei, [m2]
v-viteza aerului în conduct,
sm
4. Tubulatur 200 mm , l=1,2 m, izolat cu FIB AIR ISOL, grosime 50mm
FIB AIR ISOL este fabricat din vat mineral izolat cu folie de aluminiu, iar
coeficienii de absorbie sunt în tabelul 5.21.
Atenuarea se calculeaz cu relaia:
][05,1 4,1
mdB
SP
Lw α=∆
în care:
Lw- atenuarea pe unitatea de lungime,
mdB
-coeficient de absorbie
P-perimetrul interior al conductei, [m]
S-seciunea interioar, [m2]
5.Cot 450 200 mm, r=300 mm
Atenuarea este dat în tabelul 4.5., capitolul 4, în funcie de dimensiuni:
Regenerarea nivelului de zgomot în coturi se calculeaz cu relaia :
vSLL whw lg50lg302
lg10 +++= υ [dB]
în care:
Lw-nivelul puterii acustice care depinde de tipul cotului, [dB]
-frecvena central a benzii de octav, [Hz]
S-seciunea conductei, [m2]
v-viteza aerului în conduct,
sm
6.Ramificaie în T 200 mm i 200 mm
Atenuarea se obine cu relaia :
202
][lg10
1
11lg10
2
dBS
S
S
SS
S
Li
i
a
i
a
i
w
+
+
−−=∆
în care:
a
i
S
S este raportul între suma seciunilor ramurilor în aval i seciunea tubulaturii
în amonte;
i
i
SS
este raportul între seciunea ramurii considerate i suma seciunilor
ramurilor în aval. 5. Clapet de reglare debit 200 mm France-Air
Atenuarea i regenerarea sunt cele declarate de fabricant i sunt în tabelul 7.2.
Tabelul 7.2.Valorile atenurii i regenerrii în clapeta de reglare debit
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare [dB] 0 -5 -4 -3 -2 -2 -2 -2
Regenerare [dB] 0 53 45 41 34 28 25 25
6.Tubulatur flexibil izolat 200 mm PHONI -FLEX l=1m
Atenuarea este declarat de fabricant pentru unitatea de lungime, precizia fiind de ±
2 dB pentru frecvene joase i de ± 1dB pentru frecvene înalte i este prezentat în tabelul
7.3.
Tabelul 7.3.Valorile atenurii pentru tubulatura PHONI FLEX
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare [dB/m] -5 -8 -8 -6 -6 -5 -7 -7
7. Plenum PF 120 1000x150x75 fabricat de France-Air
Atenuarea este declarat de fabricant i prezentat în tabelul 7.4.
Tabelul 7.4. Valorile atenurilor în plenum
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare [dB] -3 -6 -5 -7 -5 -5 -2 -2
203
8.Gril în camer 1000x150 cu dubl deflexie GAC 21 FRANCE-AIR în dreptul plafonului
Încperea climatizat este un birou de lucru cu publicul. Dimensiunile sunt : 9,15 m
x 4,8 m x 2,7m. Nivelul presiunii acustice la 1,5 m de receptor se calculeaz cu relaia
Schultz :
10 5 3 10 0 5 [dB]p wL L log d logV log log N ,= − − − ν + +
în care :
d – distana surs-receptor, [m]
N – numrul surselor punctuale în care poate fi descompus sursa
V – volumul încperii, [m3]
ν – frecvena central a benzii de octav, [Hz]
În tabelul 7.5.sunt valorile care au rezultat în urma calculelor nivelurilor de putere
acustic pentru fiecare element al cii de propagare 1.
Tabelul 7.5. Nivelurile de putere pentru elementele cii 1 de propagare
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Ventilator centrifugal (21 palete înclinate înainte Lw [dB] 88 88 86 84 79 73 67 65
p =250 Hz +3
Lw [dB] 88 88 89 84 79 73 67 65
1.Tubulatur 200mm , l=1m, izolat cu FIB AIR ISOL grosime 50mm
atenuare [dB] 0,03 0,15 0,15 1,21 3,02 5,18 7,78 9,03
Lw [dB] 87,97 87,85 88,85 82,79 75,98 67,82 59,22 55,97
2.Cot 900 200 mm, r=300 mm; v=4,4 m/s
atenuare [dB] 0 0 1 2 3 3 3 3
Lw [dB] 87,97 87,85 87,85 80,79 72,98 64,82 56,22 52,97
regenerare [dB] 40 40 45 38 32 30 28 20
Lw [dB] 87,97 87,85 87,85 80,79 72,98 64,82 56,22 52,97
3.Cot 450 200 mm ; r=300 mm, v=4,4 m/s
atenuare [dB] 0 0 1 2 3 3 3 3
204
Lw [dB] 87,97 87,85 86,85 78,79 69,98 61,82 53,22 49,97
regenerare [dB] 38 34 40 38 30 30 28 25
Lw [dB] 87,97 87,85 86,85 78,79 69,98 61,82 53,22 49,97
3Tubulatur 200 mm, l=1 m izolat cu FIB AIR ISOL grosime 50mm
atenuare [dB] 0,03 0,15 0,15 1,21 3,02 5,18 7,78 9,03
Lw [dB] 87,36 87,7 77,58 77,58 66,96 56,64 45,44 40,94
5.Cot 450 200 mm, r=300 mm
0 0 1 2 3 3 3 3 atenuare [dB] 87,36 83,96 76,58 75,58 63,96 53,64 41,44 37,94
regenerare [dB] 38 34 40 38 30 30 28 25
Lw [dB] 87,36 83,96 76,58 75,58 63,96 53,64 41,44 37,94
6.Ramificaie în T 200 mm i 200 mm
atenuare [dB] 1 1 1 1 1 1 1 1
Lw [dB] 86,36 82,96 75,58 74,58 62,96 52,64 40,44 36,94
regenerare [dB] 56 53 50 47 43 37 31 31
Lw (dB 86,36 82,96 75,58 74,58 62,96 52,64 40,44 37,94
7.Clapet de reglare debit 200 mm
atenuare [dB] 0 5 4 3 2 2 2 2
Lw [dB] 86,36 77,96 71,58 71,58 60,96 50,64 38,44 35,94
regenerare [dB] 0 53 45 41 34 28 25 25
Lw [dB] 86,36 77,96 71,58 71,58 60,96 50,64 38,44 35,94
8.Tubulatur flexibil izolat 200 mm PHONI -FLEX l=1m
Atenuare [dB] 5 8 8 6 6 5 7 7
Lw [dB] 81,36 69,96 65,58 56,58 54,96 45,64 31,44 28,94
9.Plenum PF 120 1000x150x75
Atenuare [dB] 3 6 7 7 5 5 2 2
Lw [dB] 78,36 63,96 61,58 49,58 49,96 40,64 29,44 26,94
10. Gril în camer 1000x150 cu dubl deflexie GAC 21 în dreptul plafonului
Atenuare [dB] 8 7 21 1 1 0 0 0
205
Lw [dB] 70,36 56,96 57,58 48,58 48,96 40,64 29,44 26,94 Lp [dB] calculat cu relaia Schultz 63,31 49,01 48,73 38,83 38,30 29,08 16,98 14,57
În figura 7.3.sunt spectrogramele nivelului de putere acustic (Lw ) i nivelului de
presiune acustic (Lp), iar în figura 7.4 este comparaia între valorile Lp estimate i valorile
teoretice ale CZ 40 .
0
10
20
30
40
50
60
70
80
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena [Hz]
Niv
elu
ri a
cust
ice
[dB
]
Lw[dB]
Lp[dB]
Figura 7.3.Spectrogramele pentru nivelul de putere i presiune acustic
0
10
20
30
40
50
60
70
80
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena [Hz]
Niv
elur
i acu
stic
e [d
B]
Lp teoretice Cz 40[dB]Lp[dB]
Figura 7.4. Comparaie între valorile Lp estimate i valorile teoretice ale Cz40
Urmtoarea etap în calculul estimativ este evaluarea nivelului de presiune
acustic, folosind curbele teoretice Cz..Camera 1 este birou de lucru cu publicul .
206
Nivelul de zgomot maxim prevzut în STAS 6156-86 pentru acest tip de încperi
este Cz 40.
Nivelul de zgomot estimat s-a încadrat pe curbele teoretice Cz 40 (figura 7.5.).
Limitele admisibile nefiind depite, nu a fost nevoie de msuri de reducere a zgomotului.
Curbele Cz
0
20
40
60
80
100
120
140
31,5 63 12
525
050
010
0020
0040
0080
00
Frecvena (Hz)
Niv
el d
e pr
esiu
ne s
ono
r (d
B)
Cz80
Cz75
Cz70Cz65
Cz45
Cz40
Cz50
Cz55Cz60
Cz85Cz90
Cz95Cz100Cz105
Cz110
Cz115
Cz120Cz125
Cz130
Figura 7.5. Evaluarea nivelului de zgomot în camera 1
7.2.CALEA DE PROPAGARE 2
Sursa de zgomot este ventilatorul centrifugal cu palete înclinate înainte: Zgomotul
ajunge în încpere destinat activitii intelectuale prin:
1.Tubulatur 200mm , l=5m,izolat cu FIB AIR ISOL, grosime 50mm.
207
FIB AIR ISOL este fabricat din vat mineral izolat cu folie de aluminiu.
Coeficienii de absorbie în funcie de frecvena (declarat de fabricantul FRANCE-
AIR) sunt în tabelul 7.1.
Atenuarea se calculeaz cu relaia:
][05,1 4,1
mdB
SP
Lw α=∆
în care:
Lw- atenuarea pe unitatea de lungime,
mdB
-coeficient de absorbie P-perimetrul interior al tubulaturii [m] S-seciunea interioar [m2]
2. Ramificaie în T 200 mm i 200 mm Atenuarea se obine cu relaia :
][lg10
1
11lg10
2
dBS
S
S
SS
S
Li
i
a
i
a
i
w
+
+
−−=∆
în care:
a
i
S
S este raportul între suma seciunilor ramurilor în aval i seciunea tubulaturii
în amonte;
i
i
SS
este raportul între seciunea ramurii considerate i suma seciunilor
ramurilor în aval. 3. Clapet de reglare debit 200 mm France-Air Atenuarea i regenerarea sunt cele declarate de fabricant i sunt prezentate în
tabelul 7.2.
4. Tubulatur flexibil izolat 200 mm PHONI -FLEX l=1m
Atenuarea este declarat de fabricant pentru unitatea de lungime, precizia fiind de ±
2 dB pentru frecvene joase i de ± 1dB pentru frecvene înalte i este cea din tabelul 7.3.
5. Plenum PF 120 1000x150x75 France-Air
Atenuarea este declarat de fabricant i este în tabelul 7.4.
6. Gril în camer 1000x150 cu dubl deflexie GAC 21 în dreptul plafonului
Încperea climatizat este un birou destinat activitii intelectuale. Dimensiunile
încperii sunt 5,5 m x 2,35 m x 2,7m. Nivelul presiunii acustice la 1,5 m de receptor l-am
calculat cu relaia Schultz:
10 5 3 10 0 5 [dB]p wL L log d logV log log N ,= − − − ν + +
208
în care :
d – distana surs-receptor, [m]
N – numrul surselor punctuale în care poate fi descompus sursa
V – volumul încperii, [m3]
ν – frecvena central a benzii de octav, [Hz]
În tabelul 7.6.sunt valorile nivelurilor de putere acustic pentru fiecare element al
cii de propagare 2 i nivelul de presiune acustic din camer.
Tabelul 7.6.
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
ventilator centrifugal cu 21 palete înclinate înainte Lw [dB] 88 88 86 84 79 73 67 65
p =250 Hz +3
Lw [dB] 88 88 89 84 79 73 67 65
1.Tubulatur 200mm l=5m, izolat cu FIB air isol, grosime 50mm
atenuare [dB] -0,03 0,15 0,15 1,21 3,02 5,18 7,78 9,03
Lw [dB] 87,97 87,85 88,85 82,79 75,98 68,82 59,22 55,97
2. Ramificaie în T 200 mm i 200 mm
atenuare [dB] -1 -1 -1 -1 -1 -1 -1 -1
Lw [dB] 86,97 86,85 87,85 81,79 74,98 63,82 58,22 54,97
regenerare [dB] 56 53 50 47 43 37 31 31
Lw [dB] 86,97 86,85 87,85 81,79 74,98 63,82 58,22 54,97
3. Clapet de reglare debit 200 mm
atenuare [dB] 0 -5 -4 -3 -2 -2 -2 -2
Lw [dB] 86,97 81,85 83,85 78,79 72,98 61,82 56,22 52,97
regenerare [dB] 0 53 45 41 34 28 25 25
Lw [dB] 86,97 81,85 83,85 78,79 72,98 61,82 56,22 52,97
4. Tubulatur flexibil izolat 200 mm Phoni -Flex l=1m
atenuare [dB] -5 -8 -8 -6 -6 -5 -7 -7
Lw [dB] 81,97 73,85 75,85 72,79 66,98 56,82 49,22 45,97
5. Plenum PF 120
209
1000x150x75
atenuare [dB] -3 -6 -7 -7 -5 -5 -2 -2
Lw [dB] 78,97 67,85 68,85 65,79 61,98 51,82 47,22 43,97
6.Gril în camer 1000x150 cu dubl deflexie GAC 21 în dreptul plafonului atenuare [dB] -8 -5 -1 -1 -1 0 0 0
Lw [dB] 70,97 62,85 67,85 64,79 60,98 51,82 47,22 43,97 7.Receptor la 1,5 m de difuzor în camera 2 5,5x2,35x2,7 folosind relaia Schultz
Lp [dB] 66,59 57,58 61,67 57,71 53,00 42,94 37,43 35,38
Camera 2 este birou pentru activitate intelectual . Nivelul de zgomot maxim
prevzut în STAS 6156-86 pentru acest tip de încperi esteCz 35.
În figura 7.6.sunt spectrogramele nivelului de putere acustic (Lw ) i nivelului de
presiune acustic (Lp).
În figura7.7. este comparaia între valorile Lp estimate i valorile teoretice ale Cz 35.
Urmtoarea etap în calculul estimativ este evaluarea nivelului de presiune acustic,
folosind curbele teoretice Cz.
Nivelul de zgomot estimat se încadreaz pe curba Cz 55 (figura7.8.).
0
10
20
30
40
50
60
70
80
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena [Hz]
Niv
elu
ri a
cust
ice
[dB
]
Lw[dB]
Lp[dB]
Figura7.6..Spectrogramele pentru nivelul de putere i presiune acustic
210
0
10
20
30
40
50
60
70
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena [Hz]
Niv
elur
i acu
stic
e [d
B]
Lp teoretice Cz 35[dB]Lp[dB]
Figura7.7. Comparaie între valorile Lp estimate i valorile teoretice ale Cz 35
Limita admisibil fiind depit era necesar reducerea zgomotului, soluia aleas
fiind un atenuator rectangular cu lamele paralele .
Pentru proiectarea atenuatorului de zgomot trebuia s cunosc atenuarea pentru
fiecare frecven. Aceasta am calculat-o în funcie de valorile teoretice ale curbelor Cz35.
Reducerea (atenuarea) L, în funcie de frecven de care este nevoie pentru
încadrarea îm limitele admisibile este în tabelul 7.7.
Tabelul 7.7.. Reducerea (atenuarea) L [dB] în funcie de frecven
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Valoarea teoretic Lp
Cz 35 [dB]
63,1 52,4 44,5 38,9 35 32 29,8 28
Lp estimat [dB] 66,79 57,64 54,74 57,77 55,06 43 31,5 49,34
Atenuarea L [dB] 3,49 5,18 17,17 18,81 18 10,94 7,63 7,38
211
Curbele Cz
0
20
40
60
80
100
120
140
31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena (Hz)
Niv
el d
e pr
esiu
ne s
onor (d
B)
Cz80
Cz75
Cz70Cz65
Cz45
Cz40
Cz50
Cz55Cz60
Cz85Cz90
Cz95Cz100Cz105
Cz110
Cz115
Cz120Cz125
Cz130
Figura 7.8.Estimarea nivelului de zgomot pentru calea 2 de propagare
Pentru proiectarea atenuatorului rectangular cu lamele paralele am folosit
programul de proiectare a atenuatoarelor WGK. Acest program folosete ca referin
atenuarea pentru frecvena de 250 Hz. Pentru obinerea atenurii de 17 dB la frecvena de
250 Hz , au rezultat dou variante de atenuator de zgomot.
În figura.7.9 .este vederea în seciune , iar în figura 7.10 este vederea în plan a
atenuatorului varianta 1, cu care se obin atenurile din tabelul 7.8.
212
Caracteristicile acestui atenuator sunt:
Lungime lime înlime numr
lamele
grosimea
lamelelor
distana dintre
lamele
966 mm 706 mm 571 mm 2 200 mm 245 mm
Tabelul 7.8. Valorile atenurilor pentru varianta 1 a atenuatorului
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare [dB] 5 10 17 18 21 13 11 8
În figura.7.11 .este vederea în seciune , iar în figura 7.12 este vederea în plan a
atenuatorului varianta 1, cu care se obin atenurile din tabelul 7.9.
Figura 7.9 Vedere în seciune atenuator varianta 1
Figura 7.10 Vedere în plan atenuator varianta 1
213
Caracteristicile acestui atenuator sunt:
lungime lime înlime numr
lamele
grosimea lamei distana dintre
cadru i lamel
1566 mm 706 mm 571 mm 1 260 mm 175 mm
Tabelul 7.9. Valorile atenurilor pentru atenuator rectangular cu lamele paralele-varianta 2
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare [dB] 3 8 17 22 25 15 8 5
Tabelul 7.10.Comparaie între atenuarea necesar i atenurile care se obin cu cele dou atenuatoare
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare necesar 3,49 5,18 17,17 18,81 18 10,94 7,63 7,38 Atenuare obinut cu
varianta 1 [dB]
5 10 17 18 21 13 11 8
Atenuare obinut cu
varianta 2 [dB]
3 8 17 22 25 15 8 5
Figura 7.11 Vedere în seciune atenuator varianta 2
Figura 7.12 Vedere în plan atenuator varianta 2
214
Din analiza valorilor din tabelul 7.10 se observ c oricare dintre cele dou
atenuatoare se încadreaz în valorile necesare ale atenurilor, alegerea unui sau altuia fiind
fcut de ctre personalul tehnic al BANCPOST.
7.3. CALEA DE PROPAGARE 3
Calea 3 pornete din ramificaia în T 200 mm i 200 mm. Nivelul de zgomot este
cel care iese din ramificaie i ajunge în încpere prin:
1.Reducie de la 200 la 100, l=30 cm 2. Tubulatur 100 mm izolat cu FIB AIR ISOL, grosime 50mm, l=0,6 m
Coeficienii de absorbie sunt în tabelul 7.1
Atenuarea se calculeaz cu relaia:
)(05,1 4,1
mdB
SP
Lw α=∆
în care: -coeficient de absorbie P-perimetrul interior al conductei [m]
Lw- atenuarea pe unitatea de lungime
mdB
S-seciunea interioar [m2]
3.Cot 900 100 mm
4. Tubulatur 200 mm , l=1,2 m
5.Unitate exterioar tip caset cu refulare pe 4 direcii 600x600x295. În acest caz
factorul de directivitate este 8.
Încperea climatizat este un birou destinat activitii intelectuale. Dimensiunile
încperii sunt : 3,9 m x 2,6 m x 2,7 m. Nivelul presiunii acustice la 1,5 m de receptor se
calculeaz cu relaia Schultz:
10 5 3 10 0 5 [dB]p wL L log d logV log log N ,= − − − ν + + în care :
d – distana surs-receptor, [m]
N – numrul surselor punctuale în care poate fi descompus sursa
V – volumul încperii, [m3]
ν – frecvena central a benzii de octav, [Hz]
Dup calculul estimativ al nivelului de presiune sonor din încpere, se face
evaluarea acestuia, încadrarea în limitele admisibile i dac acestea sunt depite se fac
propuneri pentru reducerea zgomotului.
215
În tabelul 7.11.sunt valorile nivelurilor de putere acustic pentru fiecare element al
cii de propagare 3 i nivelul de presiune acustic din camer.
Tabel 7.11
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Calea 3 pornete din ramificaia în T 200 mm i 200 mm
Lw [dB] 86,97 86,85 87,85 81,79 74,98 63,82 58,22 54,97
1.Reducie de la 200 la 100, l=30 cm
regenerare [dB] 53 52 50 47 43 37 31 31
Lw [dB] 86,97 86,85 87,85 81,79 74,98 63,82 58,22 54,97
2.Tubulatur 100 mm l=0,6 m
atenuare [dB] 0,03 0,15 0,15 1,21 3,02 5,18 7,78 9,03
Lw [dB] 86,94 86,7 78,7 80,5 73,96 58,64 50,44 45,94
3.Cot 900 100 mm
atenuare [dB] 0 0 -1 -2 -3 -3 -3 -3
Lw [dB] 86,94 86,7 77,7 78,5 70,96 55,64 47,44 42,94
regenerare [dB] 38 34 40 38 30 30 28 25
Lw [dB] 86,94 86,7 77,7 78,5 70,96 55,64 47,44 42,94
4. Tubulatur 100 mm l=1,2 m
atenuare [dB] 0,03 0,15 0,15 1,21 3,02 5,18 7,78 9,03
Lw [dB] 86,91 86,55 72,9 77,29 67,94 50,46 39,66 33,91
5.Unitate interioar tip caset cu refulare pe 4 direcii 600x600x295 D = 8
atenuare [dB] 8 10 12 14 12 10 4 2
Lw [dB] 78,91 76,55 60,9 63,29 55,94 40,16 35,66 31,91 Lp la 1,5 m,pentru camera 3 având dimensiunile 3,9x2,6x2,7, calculat cu relaia Schultz [dB] 75,09 71,84 55,29 56,78 48,52 31,84 23,44 21,87
În figura 7.13 sunt spectrogramele nivelului de putere acustic (Lw ) i nivelului de
presiune acustic (Lp).
216
Camera 3 este birou pentru lucru cu publicul . Nivelul de zgomot maxim prevzut în
STAS 6156-86 pentru acest tip de încperi esteCz 40.
Urmtoarea etap în calculul estimativ este evaluarea nivelului de presiune acustic,
folosind curbele teoretice Cz.
Comparaia între valorile Lp estimate i valorile teoretice ale Cz 40 este în figura
7.14.
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena [Hz]
Niv
elu
ri a
cust
ice
[dB
]
Lw[dB]
Lp[dB]
Figura7.13 Spectrogramele pentru nivelul de putere i presiune acustic
0
10
20
30
40
50
60
70
80
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena [Hz]
Niv
elur
i acu
stic
e [d
B]
Lp teoretice Cz 40[dB]Lp[dB]
Figura 7.14 Comparaie între valorile Lp estimate i valorile teoretice ale Cz 35
Nivelul de zgomot estimat se încadreaz între curbele Cz 55i Cz 60 (figura7.15)
depind astfel limita admisibil.
217
În aceste condiii este nevoie de msuri de reducere a zgomotului. Soluia aleas a
fost de instalare a unui atenuator rectangular cu lamele paralele.
Reducerea (atenuarea) L de care este nevoie în funcie de frecven este
prezentat în tabelul 7.12. i se calculeaz prin diferena între nivelul de presiune acustic
estimat i nivelul de presiune pentru Cz 40.
Aceast reducere este necesar pentru proiectarea atenuatorului de zgomot.
Tabelul 7.12.
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Cz 40 [dB] 67,1 56,84 49,25 43,8 40,3 37,1 34,98 33,2
Lp calculat [dB] 75,09 71,84 55,29 56,78 48,52 31,84 23,44 21,87 Atenuarea L [dB] 7,99 15 6,04 12,98 8,22 -5,26 -11,54 -11,3
Curbele Cz
0
20
40
60
80
100
120
140
31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Frecvena (Hz)
Niv
el d
e p
resi
une
sono
r (d
B)
Cz80
Cz75
Cz70
Cz65
Cz45Cz40
Cz50Cz55Cz60
Cz85
Cz90
Cz95
Cz100Cz105
Cz110
Cz115
Cz120Cz125
Cz130
Figura 7.15. Estimarea nivelului de zgomot pentru camera 3
218
Pentru proiectarea atenuatorului rectangular cu lamele paralele am folosit
programul de proiectare a atenuatoarelor WGK. Acest program folosete ca referin
atenuarea pentru frecvena de 250 Hz. Pentru obinerea atenurii de 6 dB la frecvena de
250 Hz , au rezultat dou variante de atenuator de zgomot.
În figura.7.16 .este vederea în seciune, iar în figura 7.17 este vederea în plan a
atenuatorului varianta 1, cu care se obin atenurile din tabelul 7.13.
Caracteristicile acestui atenuator sunt:
lungime lime înlime numr
lamele
grosimea lamei distana dintre
cadru i lamel
638 mm 600 mm 400 mm 1 260 mm 136 mm
Lamela este fabricat din vat mineral.
Figura 7.16 Vedere în seciune atenuator varianta 1
Figura 7.17 Vedere în plan atenuator varianta 1
219
Tabelul 7.13. valorile atenurilor pentru atenuator rectangular cu lamele paralele-
varianta 1
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare [dB] 3 5 8 9 11 9 7 6
În figura.7.18 .este vederea în seciune, iar în figura 7.19 este vederea în plan a
atenuatorului varianta2, cu care se obin atenurile din tabelul 7.14.
Caracteristicile acestui atenuator sunt:
lungime lime înlime numr
lamele
grosimea lamei distana dintre cadru i
lamel
638 mm 600 mm 400 mm 1 360 mm 86mm
Tabelul 7.14 valorile atenurilor pentru atenuator rectangular cu lamele paralele-varianta 2
Figura 7.18 Vedere în seciune atenuator varianta 2
Figura 7.19 Vedere în plan atenuator varianta 2
220
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare [dB] 5 7 13 15 17 13 9 7
Tabel 7.15.Comparaie între atenuarea necesar i atenurile care se obin cu cele
dou atenuatoare
Frecvena [Hz] 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Atenuare necesar 7,99 15 6,04 12,98 8,22 - - - Atenuare obinut cu
varianta 1 [dB]
3 5 8 9 11 9 7 6
Atenuare obinut cu
varianta 2 [dB]
5 7 13 15 17 13 9 7
Din analiza valorilor din tabelul 7.15 se observ c frecvena de 250 Hz poate fi
atenuat cu ambele variante ale atenuatorului. Alegerea atenuatorului se face de ctre
personalul tehnic al BANCPOST.
CONCLUZII În urma calculului estimativ pe care l-am efectuat pentru instalaia de ventilare i
climatizare de la sediul BANCPOST s-au constatat urmtoarele:
1. Nivelul de presiune acustic în camera 1 (birou de lucru cu publicul), la 1,5 m de
surs, se încadreaz în limitele admisibile i nu este nevoie de msuri de reducere a
zgomotului.
2. Nivelurile de presiune în camera 2 (birou cu activitate normal) i camera 3
(birou cu activitate normal), la 1.5 m de surs depesc limitele admisibile prevzute de
legislaia în vigoare. Fcând evaluarea zgomotului folosind curbele teoretice Cz, s-au
stabilit valorile cu care trebuie reduse nivelurile de presiune pentru încadrarea în limitele
admisibile.
3.Montarea unor atenuatoare de zgomot poate asigura aceast atenuare
4. Pentru proiectarea atenuatoarelor, am folosit programul WGK.
5. Calculul estimativ al nivelului de zgomot i implementarea metodelor de
reducere din faza de proiect permite asigurarea confortului acustic pentru desfurarea
activitilor.
221
CCAAPPIITTOOLLUULL 88 CCOONNCCLLUUZZIIII FFIINNAALLEE O component important a polurii mediului, din pcate minimizat, este produs
de aciunea nociv a zgomotului i vibraiilor.
Oamenii sunt confruntai permanent cu sunete i vibrai de diferite frecvene i
intensiti care constituie un factor de stres. Acest tip de stres se întâlnete în cele mai
variate ambiane, atât ziua cât i noaptea, în locuine, pe strad, la locul de munc. Locuri
de distracii, în mijloacele de transport.
Necesitatea reducerii i prevenirii zgomotului se impune atât din motive sociale,
cât i de ordin economic.
Din punct de vedere social este necesar ca omul s fie protejat de aciunea nociv a
zgomotului, prin asigurarea unui confort acustic corespunztor.
Din punct de vedere economic, prin reducerea nivelului de zgomot sub limitele
admisibile se obine creterea productivitii ca urmare a mririi duratei capacitii de
concentrare intelectuale.Ca urmare, trebuie s se acorde o mai mare atenie problemei
proteciei acustice, deoarece oamenii nu se pot imuniza împotriva acestui pericol al vieii
cotidiene i nici nu se pot obinui s-l suporte.
Într-o cldire exist o multitudine de surse de zgomot: instalaiile sanitare,
instalaiile de ventilare i climatizare, lifturi, instalaia de înclzire, etc. 60 % din nivelul
total de zgomot este dat de instalaiile de ventilare i climatizare.
Scopul acestei teze de doctorat a fost acela de a realiza un studiu privind metodele
de reducere a zgomotului în aceste instalaii, astfel încât s se asigure confortul acustic.
Compararea eficacitii unor dispozitive de reducere a zgomotului, evaluarea din
punct de vedere acustic al unei instalaii astfel încât s poat fi alese metodele de reducere
a zgomotului din faza de proiect constituie, msurrile care s-au efectuat IN SITU pe
instalaii reale i elaborarea soluiilor pentru reducerea zgomotului constituie partea de
originalitate a tezei.
O prim etap în realizarea lucrrii a fost cercetarea bibliografic cu urmtoarele
obiective:
-modelarea fizic a surselor din instalaiile de ventilare i climatizare;
-stabilirea principalelor surse de zgomot i a cilor de propagare;
-stabilirea relaiilor de calcul estimativ ale nivelului de putere acustic i de
presiune acustic;
-stabilirea metodelor de evaluare i a limitelor admisibile în vederea adoptrii celor
mai eficiente soluii pentru reducerea zgomotului.
222
Sintetizând studiile teoretice s-au obinut urmtoarele concluzii:
1. Principalele surse de zgomot într-o instalaie de ventilare i climatizare sunt :
piesele în micare ale diferitelor echipamente (ventilatoare, compresoare, pompe), curgerea
fluidelor prin ci de propagare: tubulatur, ramificaii, coturi, variaii de seciune, uniti de
distribuie a aerului i vibraiile care excit structurile. Acestea sunt surse complexe de
zgomot i pot fi studiate prin reducerea lor la cazurile simple ale surselor fizice
fundamentale, fiind combinaii ale acestora.
Ventilatoarele, gurile de aspiraie i refulare, grilele, difuzoarele compresoarele,
chillerele aflate pe terasa unei cldiri pot fi considerate surse monopol.
Tubulatura i difuzoarele foarte înguste i de lungime mare sunt considerate surse
liniare.
Chillerele aflate în încperi sunt considerate surse linare.
Dac un echipament este montat lâng peretele unei încperi, atunci o parte din
energia acustic este radiat prin perete în încpere, iar peretele este considerat surs plan
de lungime finit.
Zgomotul se propag pe cale structural sau aerian.
2. Ventilatoarele sunt principalele surse acustice din instalaiile de ventilare i
climatizare. Zgomotul lor se compune dintr-un zgomot de origine aerodinamic i un
zomot de orogine nearodinamic. În funcie de tipul ventilatorului, numrul de pale, viteza
de rotaie, diametru, se poate calcula nivelul de putere acustic necesar pentru calculul
nivelului de presiune acustic, folosit în calculul estimativ pententru încadrarea în limitele
admisibile.
3. Zgomotul produs de compresoare provine de la ventilele sau supapele de refulare
i aspiraie, circulaia gazului supus comprimrii, motorul de antrenare, sistemul de ungere
i lagre. Nivelul de putere acustic depinde de puterea frigorifica a compresorului.
4. Zgomotul total produs de pompe se compune dintr-un zgomot de natur
hidraulic, unul de origine electromagnetic, un zgomot de natur mecanic i un zgomot
de origine aerodinamic. Nivelul de zgomot al pompelor depinde de tipul pompei i de
condiiile sale de funcionare.
5.Zgomotele datorate curgerii fluidelor prin cile de propagare apar la curgerea
turbulent a aerului i se formeaz în spatele unui obstacol (de exemplu registre, coturi,
derivaii), dup schimbarea direciei sau un orificiu sau datorit rugozitii pereilor .
Cile de propagare distribuie aerul necesar ventilrii sau climatizrii încperilor i
în acelai timp « transport » zgomotele create în diverse puncte ale reelei: cel al
223
ventilatorului, zgomotul regenerat la trecerea aerului, cele emise în alte încperi prin
interfonie. Pot transmite de asemenea zgomotul prin pereii si (fenomenul de
transparen).
În funcie de tipul cii de propagare exist relaii de calcul ale nivelului de putere
acustic datorat acestora, iar cu ajutorul acestr relaii se poate calcula nivelul de presiune
acustic la diverse distane fa de sursa de zgomot.
6. Zgomotul structural se datoreaz vibraiilor generate de sistemele aflate în
micare (vibraii mecanice) i de pulsaiile generate de fluidele transportate de pompe sau
ventilatoare.
7. Zgomotele si vibraiile pot avea o aciune duntoare asupra organismului uman,
aciune care depinde de mai muli factori i anume: nivelul de intensitate a zgomotului,
componenta sa spectral, durata i distribuia expunerii la zgomot în cursul unui zile de
lucru, durata total de expunere în cursul vieii .
Aciunea duntoare a zgomotului poate duce la afeciuni ale organului auditiv, ale
diverselor organe si aparate ale corpului, reducerea productivitatii muncii i reducerea
inteligibilitatii vorbirii.
inând seama de activitatea nociv pe care o exercit zgomotul, pentru a se preveni
îmbolnvirile i accidentele de munc i pentru asigurarea condiiilor realizrii unui
confort acustic, s-au elaborat norme privind limitarea puterii acustice a echipamentelor i
instalaiilor i limitarea nivelelor de intensitate sonor maxim la valori la care se
consider c aciunea zgomotelor nu este duntoare sau nu deranjeaz.
Pentru elaborarea normelor de limitare a zgomotului au fost alei doi parametri:
nivelul de trie în foni i frecvena.
Prin reprezentarea variaiei nivelului de presiune acustic în funcie de frecven,
au rezultat curbele de zgomot.
Pentru evaluarea zgomotului i încadrarea în limite admisibile, au fost stabilite mai
multe tipuri de asemenea curbe: NC, RC, NR sau Cz,.
În România se folosesc din 1986 curbele de zgomot Cz recomandate de Comitetul
Tehnic nr.43 al Organizaiei Internaionale de Standartizare (ISO-TC 43).
8. Dup evaluarea nivelului de zgomot, se face încadrarea în limitele
accesibile.Dac nivelul zgomotului depete valorile admise specifice tipului de activitate,
se pot alege metodele pentru diminuarea lui, astfel încât s se asigure confortul acustic,
respectiv senzaia de linite sau bun audibilitate.
8. Pentru o reducere cât mai mare a nivelului de zgomot trebuie s se aib în vedere
traseul sunetului de la sursa sonor pîn la receptor.
224
La surs se pot lua msuri de :
-alegerea unor surse silenioase
-carcasarea lor
Pe cile de propagarea se pot monta obstacole pariale sau totale (montarea de
ecrane acustice, atenuatoare de zgomot) sau se pot utiliza materiale fonoabsorbante.
Pentru izolarea la receptor se recomand de exemplu, îmbuntirea indicelui de
izolare al elementelor de faad.
Combinând metodele de reducere a zgomotului pentru toate elementele traseului de
la surs la receptor
PERSPECTIVE DE CERCETARE
Domeniul larg i complex al acusticii precum i problemele care apar datorit
nivelului mare al zgomotului necesit cercetri ulterioare exprimate prin:
1. O cercetare suplimentar o poate constitui suprapunerea cu zgomotul produs de
vibraiile care însoesc funcionarea echipamentelor,solicitând atât o suprapunere separat,
cât i în ansamblu cu zgomotul produs de funcionarea acestor instalaii
2.Realizarea unui program de calcul estimativ al nivelului de zomot, care s fie
folosit în proiectarea unor instalaii cât mai silenioase;
3.Lucrarea trateaz doar problemele datorate zomotului din instalaiile de ventilare
i climatizare, fr s ia în considerare i celelelalte echipamente productoare de zgomot:
instalaiile de înclzire, sanitare, lifturi, etc., de aceea continuarea studiilor acestei teze
inând cont i de aceste componente este necesar pentru aprecierea nivelului general de
zgomot al cldirii;
225
Anexa 1, fig. 7.1.
226
9.BIBLIOGRAFIE
[1] ADOBES A., ARDOUIN J.C., DAUTIN J.M. La maitrise de l’acoustique en
climatisation dans le secteur tertiare , CVC, n 6/7 1995
[2] ANGHEL L, HERA D-“ Diminuarea zgomotului în instalaiile de ventilare “-
articol prezentat la Conferina « tiina Modern i Energia –ediia XXII (2003), conferin
organizat de Universitatea Tehnic Cluj-Napoca
[3] ANGHEL L, HERA D, TRU V.-„Metode experimentale pentru
determinarea nivelului de presiune acustic i nivelului de putere acustic “articol
prezentat la Conferina « tiina Modern i Energia –ediia XXIII (2004) conferin
organizat de Universitatea Tehnic Cluj-Napoca.
[4] ANGHEL L, Modelarea fizic a surselor de zgomot din instalaiile de ventilare
i climatizare – Buletinul tiinific al Universitii Tehnice de Construcii Bucureti
[5] ASHRAE Handbook- HVAC Applications 1987
[6] ASHRAE Handbook- HVAC Applications 1995
[7] ASHRAE Fundamentals Handbook 1997
[8] ASHRAE Fundamentals Handbook 2001
[9] ASHRAE HVAC Applications Handbook 2003
[10] ASHRAE HVAC Applications Handbook 2005
[11] BARISSOL Documentaie tehnic
[12] BDRAU E , GRUMZESCU M: Bazele acusticii moderne , Editura
Academiei, 1961
[13] BERANEK L.L. Noise and vibration control 1988.
[14] BERANEK L.L.-Revised Criteria for Noise in Buildings-Noise Control, Jan
1957
[15] BLASCO M. Cours Acoustique , CNACM
[16] BLAZIER W.E. Revised noise criteria for design and rating of HVAC systems
–ASHRAE Transactions 1981
[17] BRATU P – Acustica interioar pentru construcii i maini –Editura Impuls
2002
[18] BRUEL &KJAER : Environmental Noise
[19] CARME C., ROURE A. L’absorption acoustique active ou antibruit CVC
n.6/7, 1994
[20] CLAIN F –Le bruit des equipements, REFCLIM 382,Paris, SEDIT, 1974
[21] CLAIN F. -Acoustique , Geclim 112, Paris, SEDIT, 1974
[22] Collection des guides de l’AICVF/ Bruit des equipements ,–1997
227
[23] CSTB, Nouvell reglementation acoustique –Exemples de solutions 1995
[24] CUMMINGS A. Acoustic noise transmission through the walls of air-
conditioning ducts. Final Report. Departament of Mechanical and Aerospace Engineering.
Universityof Missouri-Rolla-1983
[25] DARABON A : Combaterea polurii sonore i a vibraiilor Ed.Tehnic
1975
[26] DIMA V, Acustica , Ed. Universitii Bucureti, 1994
[27] DIMITRIU-VÂLCEA E, BRLIG N, Îndrumtor de proiectare în fizica
construciilor , Ed.Tehnic 1976
[28] ENESCU Nicolae, MAGHEI Ioan :Acustica Tehnic –Editura ICPE 1998
[29] FRANCE AIR Guide technique de la diffusion d’air
[30] FRY Alan, Noise control in building services , Edited by Sound laboratoires ,
Oxford,Pergamon press, 1988
[31] GRUMZESCU M, STAN A, WEGENER N : Combaterea zgomotului i
vibraiilor Ed.Tehnic 1964
[32] HARRIS C. –Handbook of acoustical measurements and noise control –
McGraw-Hill 1991
[33] HVAC Acoustics Fundamentals –McQuay Application Guide AG 31-010
[34] IRWIN J.D –Industrial Noise and vibration control -1979
[35] LEVENTHALL G.H. Making Noise comfortable for People – Ashrae
Transactions 1998
[36] MAEKAWA Z., Noise reduction by screens, Applied Acoustics Vol.1, 1968
[37] Manualul de Instalaii volumul 5, Ed. Artecno 2002
[38] PELLERIN G.-Acoustique Architecturale : Theorie et practique
[39] PONSONNET P, Ventec O.-Bruit des ventilateurs et calcul acoustique des
installations aerauliques
[40] Le Recknagel-Manual practique de genie climatique –Tome 1, 3e edition ,
PZC Edition livre 1995
[41] REYNOLDS D.D. and BLEDSOE J.M. Sound attenuation of unlined and
acoustically lined rectangular ducts. ASHRAE Transactions 1995
[42] SCHAFFER M. –A practical guide to noise and vibration control for HVAC
systems, Atlanta, G.A.: American Society of Heating, Refrigerating, and Air-Conditioning
Engineers, 1991
[43] STAN M, ANGHEL L. “Determinarea nivelului de zgomot produs de
ventilatoarele instalaiei de rcire a aerului « -articol publicat în revista AROTERM , 2007
228
[44] STAN M, ANGHEL L. “ Soluii tehnice de principiu pentru reducerea
nivelului de zgomot produs de ventilatoarele instalaiei de rcire” « -articol publicat în
revista AROTERM în anul – 2007
[45] STAN M, ANGHEL L. “ studiu privind soluiile tehnice de principiu necesare
pentru reducerea nivelului de zgomot produs de un grup electrogen” “-articol prezentat la
Conferina « tiina Modern i Energia –ediia XXVIII (2009), conferin organizat de
Universitatea Tehnic Cluj-Napoca
[46] STAN Aurelian, Negrea Adina- Acustica mediului înconjurtor – Editura
Printech 2002
[47] STAN, Mariana Cristina –Acustica Instalaiilor din cldiri Ed. Fundaiei
România de Mâine 2004
[48] STAN M, -Acustica pentru arhiteci Ed. Fundaiei România de Mâine 2007
[49] SCHULTZ , T.J. Relationship between sound power level and sound pressure
level in dwelling and offices. Ashrae Transactions 1991
[50] VDI (Verein Deutscer Ingenieure) 2081 Gerauscherzeugung und
larmminderung in raumlufttechnischen anlagen, 1983
[51] WARNOCK A Sound pressure level vs. Distance from sources in rooms
Ashrae Transactions 1998
[52] STAS 6156 – 86 “Acustica în construcii. Protecia împotriva zgomotului în
construcii civile i social-culturale. Limite admisibile i parametri de izolare acustic “;
[53] STAS 10009 – 88 „Acustica în construcii.Acustica urban. Limite admisibile
ale nivelului de zgomot “.
[54] STAS 9783 / 0 – 84 „Acustica în construcii.Parametrii pentru proiectarea i
verificarea acustic a slilor de audiie public.
[55] C 125 – Normativ privind proiectarea i execuia msurilor de izolare fonic i
a tratamentelor acustice în cldiri
[56] P 121 – Instruciuni tehnice de proiectare i executare a msurilor de protecie
acustic i antivibratil la cldiri industriale
[57] P 122 – Instruciuni tehnice de proiectarea i executare a msurilor de izolare
la zgomot, la cldirile civile, social-culturale i tehnico-administrative
[58] P 123 – Instruciuni tehnice de proiectare i executare a slilor de audiii
publice.
[59] SR EN ISO 7235:204 –Proceduri de msurare în laborator a atenuatoarelor de
zgomot în conduct i a unitilor terminale. Pierdere prin inserie, zgomot de curgere i
pierdere de presiune total
