Табл. 1. Уровни звуковых давлений
Табл. 2. Допустимые уровни проникающего шума согласно СНиП 23-03–2003
Табл. 3. Уровни звуковой мощности насосов
Общие сведения о шуме
Такой относительно высокочувствительный прибор как ухо человека способен воспринимать диапазон звуковых давлений 10–5–102 Н/м2, различающихся между собой примерно в 107 раз в широком диапазоне частот от 16 до 20 000 Гц. Для удобства обращения с результатами измерений интенсивность звука принято выражать в относительных логарифмических единицах — децибеллах:
L = 20lg(p/p0) [дБ], (1)
где L — уровень звукового давления; p — измеренное звуковое давление в Н/м2; p0 — условный порог звукового давления 2 × 10–5 Н/м2. В табл. 1 приведены уровни звукового давления некоторых широко распространенных источников звука. Чтобы охарактеризовать частотный состав шума, измерения уровней звукового давления производят в октавных полосах частот. Это позволяет производить акустические расчеты проникновения шума из одного помещения в другие.
Для того чтобы охарактеризовать субъективное восприятие шума, производят измерения эквивалентного уровня звука с частотной коррекцией по кривой А, отражающей зависимость чувствительности уха человека от частоты звука. Результаты этих измерений обозначают индексом А — LA, дБ(А). Допустимые значения октавных уровней звукового давления, уровней звука, эквивалентных и максимальных уровней звука проникающего шума в помещения жилых зданий приведены в табл. 2.
Уровни звукового давления, приведенные в табл. 2, относятся к проникающему шуму, т.е. к шуму, возникающему вне жилого помещения и проникающему в него через ограждающие конструкции, системы вентиляции, водоснабжения и отопления. Из сопоставления уровней звука, указанных в этих таблицaх, видно, насколько высокие требования предъявляются к уровню шума, проникающего в жилые комнаты квартир. Аналогичные требования предъявляются к уровню шума в больничных палатах, гостиницах, офисах и других помещениях, где находятся люди.
Одними из самых распространенных насосов, используемых в тепловых пунктах, являются насосы типа КМ. В табл. 3 приведены значения уровня звуковой мощности насосов типа КМ согласно ГОСТ 22247–96 «Насосы центробежные консольные для воды. Основные параметры и размеры, требования безопасности, методы контроля». Из табл. 2 и 3 видно, что в требованиях к шуму в помещениях приводятся уровни звукового давления, а шумовые характеристики насосов нормируются по уровню звуковой мощности.
Несмотря на то, что уровень звукового давления и звуковой мощности измеряется в одних и тех же единицах, это разные величины, и их численные значения не совпадают. Различие этих величин состоит в следующем. Уровень звукового давления характеризует поток звуковой энергии в единицу времени через единицу площади, измеряемый в Вт/м2. Уровень звуковой мощности характеризует звуковую мощность W [Вт], излучаемую насосом в окружающее его воздушное пространство.
Для того чтобы от интенсивности звука перейти к мощности, необходимо измеренную интенсивность звука умножить на площадь поверхности S, окружающей механизм, на которой производились измерения. Связь уровня звуковой мощности LW и звукового давления L определяется следующим соотношением
LW = L + 10lg(S) [дБ], (2)
где S — площадь измерительной поверхности в м2. Для насосов с мощностью электродвигателя до 30 кВт площадь измерительной поверхности составляет от 6 м2 для насосов мощностью менее 1,5 кВт и до 10 м2 для насосов мощностью 30 кВт. Уровень звукового давления воздушного шума этих насосов можно ориентировочно определять по формуле:
L = LW – ΔL [дБ], (3)
где ΔL = 8 дБ для насосов мощностью менее 1,5 кВт, ΔL = 10 дБ для насосов мощностью 30 кВт. Из сопоставления данных, приведенных в табл. 2 и 3, видно, что уровень звукового давления воздушного шума насосов значительно превышает допустимый уровень звукового давления воздушного шума в жилых комнатах квартир. Из этого следует, что при проектировании ИТП необходимо принять меры по предотвращению проникновения шума насосов в жилые помещения. Для достижения желаемого результата требуется знать источники шума в насосах и пути его распространения.
Классификация шумов по источникам шума и путям его распространения
По ГОСТ 12.1.029–80 шумы по источникам шума классифицируются:
- Шум механического происхождения — шум, возникающий вследствие вибрации поверхностей машин и оборудования, а также одиночных или периодических ударов в сочленениях деталей, сборочных единиц или конструкций в целом.
- Шум аэродинамического происхождения — шум, возникающий вследствие стационарных или нестационарных процессов в газах (истечение сжатого воздуха или газа из отверстий, пульсация давления при движении потоков воздуха или газа в трубах или при движении в воздухе тел с большими скоростями, горение жидкого и распыленного топлива в форсунках и др.).
- Шум электромагнитного происхождения — шум, возникающий вследствие колебаний элементов электромеханических устройств под влиянием переменных магнитных сил (колебания статора и ротора электрических машин, сердечника трансформатора и др.).
- Шум гидродинамического происхождения — шум, возникающий вследствие стационарных и нестационарных процессов в жидкостях (гидравлические удары, турбулентность потока, кавитация и др.).
По путям распространения в соответствии с ГОСТ 12.1.029–80 шумы делятся следующим образом:
- Воздушный шум — шум, распространяющийся в воздушной среде от источника возникновения до места наблюдения.
- Структурный шум — шум, излучаемый поверхностями колеблющихся конструкций стен, перекрытий, перегородок зданий в звуковом диапазоне частот.
Источники шума насосов и пути его распространения
Источниками воздушного шума электронасоса являются вихреобразование на лопастях вентилятора электродвигателя, а также колебания наружных поверхностей насоса и электродвигателя под действием гидродинамических, механических и электромагнитных источников шума. У насосов с мощностью электродвигателя до 30 кВт мощность шума вентилятора превосходит мощность шума, излучаемого колебаниями наружных поверхностей насоса, поэтому уровень воздушного шума этих насосов равен уровню воздушного шума комплектующих электродвигателей.
Шум в помещении ИТП складывается из прямого звука, излучаемого работающими насосами, и звука, отраженного от стен. Так как звуковая энергия излучаемого и отраженного шума суммируются, уровни звукового давления в ИТП всегда выше значений, приведенных в паспортах насосов. Этот шум через стены проникает в смежные помещения. Уровни проникающего шума зависят от звукоизоляции стен и междуэтажных перекрытий.
Согласно СНиП 23-03–2003, междуэтажные перекрытия, разделяющие жилые и встроенные шумные помещения, следует проектировать с повышенными требованиями к изоляции воздушного шума. Индекс изоляции воздушного шума таких перекрытий Rw составляет 57–62 дБ. Не претендуя на строгость выполнения расчетов, проведем оценку шума насосов, проникающего в смежные с ИТП помещения.
Так как под звукоизоляцией воздушного шума подразумевается снижение уровней звукового давления в децибеллах, обеспечиваемое разделяющим два помещения ограждением, шум, проникающий в смежное с ИТП помещение, определим путем вычитания индекса изоляции воздушного шума из уровня звукового давления LA в помещении ИТП. Эту оценку можно выполнить применительно к конкретным насосам, приведенным в табл. 3.
Начнем оценку, например, с насоса KM 100-65-200, имеющего из всех насосов, указанных в табл. 3, наибольший уровень звуковой мощности, равный 96 дБ(А). Насосы этой марки комплектуются электродвигателями мощностью 30 кВт. Уровень звукового давления воздушного шума насоса определим по формуле (3): 96 – 10 = 86 дБ(А). Если предположить, что энергии прямого и отраженного звука равны, уровень звукового давления в помещении ИТП составит 86 + 10 × lg(2) = 89 дБ(А), а ожидаемый уровень звукового давления, проникающего в смежное помещение через междуэтажное перекрытие, составит 89 – 57 = 32 дБ(А).
Полученное значение проникающего шума примерно соответствует требованиям, предъявляемым к шуму, проникающему в жилые комнаты (табл. 2). Очевидно, что насосы с меньшими уровнями звуковой мощности дадут еще меньшие значения проникающего шума. Из приведенной выше оценки видно, что воздушный шум насосов не представляет серьезной опасности при формировании шумового фона в жилых комнатах.
Тем не менее, несмотря на то что стены и междуэтажные перекрытия имеют достаточную звукоизоляцию, защищающую смежные помещения от проникающего воздушного шума, насосы даже небольшой мощности часто являются причиной повышенного шума в жилых и других помещениях. Объясняется это тем, что мощность воздушного шума составляет менее 1 % звуковой энергии, генерируемой насосом, остальные 99 % звуковой энергии распространяются в виде вибраций по строительным конструкциям и звуковых волн по воде, заполняющей трубопроводы.
Вибрации насоса через крепление к фундаменту передаются на стены и междуэтажные перекрытия здания. Вибрации этих конструкций излучают звуковые волны (структурный шум) в воздушное пространство соответствующих помещений. Одновременно вибрации патрубков насоса передаются присоединенным к нему трубопроводам, а гидродинамический шум, создаваемый рабочим колесом насоса, распространяется в виде звуковых волн по воде, заполняющей эти трубопроводы.
В местах заделки или крепления трубопроводов к стенам и междуэтажным перекрытиям гидродинамический шум и вибрации трубопроводов передаются на стены и междуэтажные перекрытия, которые излучают их в воздушную среду в виде структурного шума.
Источники шума электромагнитного и механического происхождения
Основными источниками шума электромагнитного происхождения являются магнитострикция пакета статора электродвигателя и неоднородность магнитного поля в зазоре между ротором и статором, связанная с конечным числом пазов. Эти источники носят тональный характер с гармониками на частотах, кратных частоте тока, питающего электродвигатель, и частоте т.н. «зубцовой составляющей» в октавных полосах со средними частотами 500 и 1000 Гц.
У современных электродвигателей источники электромагнитного происхождения, как правило, маскируются другими источниками шума в насосах. Источниками шума механического происхождения являются неуравновешенность ротора электродвигателя и рабочего колеса, а также подшипники электродвигателя. Неуравновешенность ротора электронасоса проявляется в виде тонального шума в октавной полосе со средней частотой 63 Гц, при частоте вращения ротора 2900 мин–1, и в полосе со средней частотой 31,5 Гц, при частоте вращения ротора 1450 мин–1.
Подшипники качения являются источниками широкополосного шума в октавных полосах со средними частотами 500 и 1000 Гц. Эти источники часто становятся причиной повышенного структурного шума в помещениях, смежных с помещением насосной даже в тех случаях, когда воздушный шум насосов соответствует требованиям. Интенсивность шума механического происхождения зависит от качества изготовления и сборки насоса и электродвигателя. Правильный выбор поставщика электронасоса, а также использование средств виброизоляции позволит избежать неприятностей, связанных с механическими источниками шума.
Источники шума гидродинамического происхождения
Источником шума гидродинамического происхождения является рабочее колесо насоса. Турбулентные пульсации давления и кавитация, возникающие в рабочем колесе, вызывают возникновение звуковых волн в перекачиваемой жидкости и колебания стенок корпуса насоса. Гидродинамические источники шума охватывают весь звуковой диапазон частот от 5 Гц до 20 кГц. Как указывалось выше, колебания корпуса насоса излучают воздушный шум и передаются трубопроводам.
Звуковые волны в жидкости распространяются по трубопроводам на большие расстояния и в случае контакта трубопроводов со строительными конструкциями вызывают излучение структурного шума в помещения, расположенные на значительном удалении от ИТП. При отсутствии кавитации интенсивность гидродинамического шума увеличивается пропорционально шестой степени скорости течения жидкости V:
L2 – L1 = 60 lg(V2/V1), (4)
где L1 — уровень гидродинамического шума при скорости течения V1; L2 — уровень гидродинамического шума при скорости течения V2. Вследствие степенной зависимости интенсивности гидродинамического шума от скорости течения определяющий вклад в шумообразование в насосе вносят те его элементы, где скорость жидкости достигает максимальных значений. В центробежных насосах жидкость приобретает максимальную скорость на выходе из рабочего колеса.
Здесь скорость жидкости составляет 50–80 % от окружной скорости U2 на наружном диаметре D2 рабочего колеса. Эта же скорость U2 определяет напор, развиваемый рабочим колесом, и так как напор колеса пропорционален квадрату скорости U2, связь уровней гидродинамического шума насоса с его напором описывается формулой:
L2 – L1 = 30 lg(Н2/Н1) [дБ], (5)
где L1 — уровень гидродинамического шума насоса с напором рабочего колеса Н1; L2 — уровень гидродинамического шума насоса с напором рабочего колеса Н2. Формула (4) позволяет определить снижение шума гидродинамического происхождения при частотном регулировании насоса, а формула (5) — при замене одного насоса другим насосом с меньшим напором. Необходимо отметить, что аэродинамический шум подчиняется тем же закономерностям (4) и (5), что и гидродинамический.
Например, если в ночное время, когда требования к шуму в жилых комнатах максимальны, частоту вращения насоса, расположенного в ИТП, снизить в два раза с 2900 до 1450 мин–1, интенсивность аэродинамических и гидродинамических источников шума снизится на 18 дБ. Это значительно улучшит шумовую обстановку в помещениях. Другой пример. Запас по напору насоса 20 %, заложенный при проектировании ИТП, увеличивает не только шум гидродинамического происхождения на 3 дБ, но и вероятность возникновения кавитации в регулирующей арматуре.
Значительное снижение шума гидродинамического происхождения можно получить, если использовать многоступенчатые насосы. В таком насосе ступени расположены последовательно, напоры рабочих колес складываются. Соответственно напор одного рабочего колеса равен напору насоса, деленному на число ступеней. Если одноступенчатый насос с напором Н1 заменить двухступенчатым с тем же напором Н1, то напор одного рабочего колеса двухступенчатого насоса буден равен 0,5Н1.
В соответствии с формулой (5) изменение уровня шума гидродинамического происхождения составит: L2 – L1 = 30lg(0,5Н2/Н1) = 30√ g = –9 дБ. При замене одноступенчатого насоса трехступенчатым снижение шума составит 14 дБ, четырехступенчатым — 18 дБ. При этом следует иметь в виду, что при напоре рабочего колеса менее 10 м вод. ст. шумы насоса соизмеримы с шумом течения воды по трубопроводу и дальнейшее увеличение числа ступеней не даст ожидаемых результатов.
При снижении давления на входе в насос ниже определенной величины вода в насосе закипает. Это явление называется кавитацией и является самым мощным источником гидродинамического шума в насосах. При появлении кавитации уровни гидродинамического шума увеличиваются на 20–40 дБ. Большинство производителей насосов в своих каталогах приводят значения кавитационного запаса, необходимого для предотвращения кавитации в насосе.
Эти значения определяются по изменению их энергетических характеристик, т.е. по изменению напора, подачи или мощности. Такое определение кавитационного запаса предусмотрено как российскими, так и зарубежными стандартами. Шумовое проявление кавитации наблюдается значительно раньше, чем начинаются изменения энергетических характеристик насосов. Кавитационный запас, определенный по моменту возникновения кавитационного шума, как правило, в три-четыре раза превышает кавитационный запас, определенный по изменению энергетических характеристик насоса. Это следует учитывать при проектировании ИТП.
Влияние конструкции насоса на интенсивность шума
Конструктивное исполнение насоса также оказывает заметное влияние на распространение структурного шума гидродинамического, электромагнитного и механического происхождения. Конструкция горизонтального консольного моноблочного насоса предусматривает его крепление к фундаменту посредством лап на корпусе электродвигателя и корпусе насоса. Близость источников шума к узлам крепления насоса создает благоприятные условия для распространения структурного шума и требует массивного виброизолированного фундамента.
С точки зрения распространения структурного шума лучше конструкция насосов с патрубками «в линию». В этих насосах источники электромагнитного и механического происхождения не имеют непосредственного контакта со строительными конструкциями, а чугунные детали насоса создают заметное затухание структурного шума. Самую благоприятную конструкцию имеют вертикальные многоступенчатые насосы с патрубками «в линию».
Здесь основание насоса, на котором расположены лапы для крепления насоса к фундаменту, а также напорный и всасывающий патрубки, не подвержено воздействию турбулентного потока из рабочего колеса. Это снижает вибрации основания гидродинамического происхождения. Тонкостенная рубашка насоса, расположенная между фонарем и основанием, создает дополнительное затухание вибраций, идущих со стороны двигателя.
Выводы тaковы. Наиболее вероятной причиной повышенных значений проникающего шума насосов является распространение структурного шума. При проектировании ИТП особое внимание надо уделять мерам по предотвращению распространения структурных шумов, генерируемых насосами по трубопроводам, стенам и междуэтажным перекрытиям. При подборе насосов для ИТП следует отдавать предпочтение насосам «в линию» и вертикальным многоступенчатым насосам с патрубками в линию.
Напор рабочего колеса насоса не должен превышать 20 м. При назначении режимов необходимо полностью исключить возникновение кавитационного шума в насосах. Для этого располагаемый кавитационный запас должен в три-четыре раза превышать значение кавитационного запаса, указанного в документации насоса. При правильном подборе насосов и выполнении требований СНиП 23-03–2003 к звукоизоляции и предотвращению распространения структурного шума насосы ИТП не будут источником повышенного проникающего шума.
