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| 음향 계산을 통한 환기 설계. 공급 환기 시스템의 음향 계산. 소음기 선택. 환기 시스템의 공기 역학적 계산 |
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2008-04-14
환기 및 공조 시스템(HVAC)은 현대 주거용, 공공 및 산업 건물, 선박, 열차의 침대칸, 모든 종류의 미용실 및 제어실에서 소음의 주요 원인 중 하나입니다. HVAC의 소음은 팬(자체 작업 시 소음의 주요 원인) 및 기타 소스에서 발생하며 공기 흐름과 함께 공기 덕트를 통해 확산되어 환기실로 방출됩니다. 소음 및 그 감소는 에어컨, 난방 장치, 제어 및 공기 분배 장치, 공기 덕트의 설계, 회전 및 분기의 영향을 받습니다. UVAV의 음향 계산은 필요한 모든 소음 감소 수단을 최적으로 선택하고 실내 설계 지점에서 예상되는 소음 수준을 결정하는 목적으로 수행됩니다. 전통적으로 시스템 소음을 줄이는 주요 수단은 능동형 및 반응형 소음 억제 장치입니다. 인간에게 허용되는 소음 수준 기준, 즉 중요한 환경 기준을 준수하려면 시스템과 실내의 방음 및 흡음이 필요합니다. 지금에 건축법소음으로부터 사람을 보호하기 위해 건물의 설계, 건설 및 운영에 의무적으로 적용되는 러시아 규정(SNiP)에 따라 비상 상황이 발생했습니다. 이전 SNiP II-12-77 "소음 방지"에서는 HVAC 건물의 음향 계산 방법이 오래되었으므로 새로운 SNiP 03/23/2003 "소음 방지"(SNiP II-12-대신)에 포함되지 않았습니다. 77) 아직 포함되지 않은 부분이다. 따라서, 오래된 방법오래되었지만 새로운 것은 없습니다. 예를 들어, 이전에 음향학, 기술 분야에서 더 발전된 다른 고유한 특성의 경우와 마찬가지로 건물에서 UVA의 음향 계산을 위한 현대적인 방법을 만들 때가 왔습니다. 바다 선박. UHCR과 관련하여 세 가지 가능한 음향 계산 방법을 고려해 보겠습니다. 음향 계산의 첫 번째 방법. 순전히 분석적 종속성을 기반으로 하는 이 방법은 전기 공학에서 알려진 긴 선 이론을 사용하며 여기에서는 단단한 벽이 있는 좁은 파이프를 채우는 가스 내 소리 전파를 지칭합니다. 파이프의 직경이 음파의 길이보다 훨씬 작다는 조건에서 계산이 이루어집니다. 직사각형 파이프의 경우 측면은 파장의 절반보다 작아야 하고, 원형 파이프의 경우 반경이 작아야 합니다. 음향이 좁다고 불리는 것은 이러한 파이프입니다. 따라서 100Hz 주파수의 공기의 경우 단면적 측면이 1.65m 미만이면 직사각형 파이프가 좁은 것으로 간주되며 좁은 곡선 파이프에서는 소리 전파가 직선 파이프와 동일하게 유지됩니다. 이는 예를 들어 선박에서 오랫동안 말하는 파이프를 사용하는 관행에서 알려져 있습니다. 긴 라인 환기 시스템의 일반적인 설계에는 두 가지 정의된 양이 있습니다. L wH는 긴 라인의 시작 부분에서 팬으로부터 배출 파이프로 들어가는 음력이고, L wK는 끝 부분의 배출 파이프에서 발산되는 음력입니다. 긴 줄을 서서 환기실로 들어갑니다. 긴 줄에는 다음과 같은 특징적인 요소가 포함되어 있습니다. 우리는 방음 R 1이있는 입구, 방음이있는 활성 소음기 R 2, 방음이있는 티 R 3, 방음이있는 반응 소음기 R 4, 방음이있는 스로틀 밸브 R 5 및 방음이있는 배기 출구 R 6을 나열합니다. 여기서 방음이란 특정 요소에 입사하는 파동의 음력과 파동이 해당 요소를 더 통과한 후 이 요소에서 방출되는 음력 사이의 dB 차이를 나타냅니다. 이러한 각 요소의 방음이 다른 모든 요소에 의존하지 않는 경우 전체 시스템의 방음은 다음과 같이 계산하여 추정할 수 있습니다. 좁은 파이프의 파동 방정식은 무한한 매질의 평면 음파에 대한 방정식의 다음과 같은 형식을 갖습니다. 여기서 c는 공기 중 소리의 속도이고, p는 뉴턴의 제2법칙에 따라 파이프의 진동 속도와 관련된 파이프의 음압입니다.
여기서 ρ는 공기 밀도입니다. 평면 고조파의 음력은 면적 적분과 같습니다. 교차 구역소리 진동 기간 동안 공기 덕트의 S T in W:
여기서 T = 1/f는 소리 진동 주기, s입니다. f - 발진 주파수(Hz) dB 단위의 음력: L w = 10lg(N/N 0), 여기서 N 0 = 10 -12 W. 지정된 가정 내에서 환기 시스템의 긴 라인의 방음은 다음 공식을 사용하여 계산됩니다. 특정 HVAC에 대한 요소 수 n은 물론 위의 n = 6보다 클 수 있습니다. Ri 값을 계산하기 위해 위의 공기 환기 특성 요소에 긴 선 이론을 적용해 보겠습니다. 체계. 환기 시스템의 흡입구 및 배출구 R1과 R6으로. 긴 선 이론에 따르면 단면적 S1과 S2가 서로 다른 두 개의 좁은 파이프의 교차점은 인터페이스에서 음파가 정상적으로 발생하는 두 매체 사이의 인터페이스와 유사합니다. 두 파이프의 교차점에서의 경계조건은 교차점 경계 양쪽의 음압과 진동 속도의 동일성에 파이프의 단면적을 곱하여 결정됩니다. 이런 식으로 얻은 방정식을 풀면 위에 표시된 섹션을 사용하여 두 파이프 접합부의 에너지 전달 계수와 방음을 얻습니다.
이 공식을 분석하면 S 2 >> S 1에서 두 번째 파이프의 특성이 자유 경계의 특성에 접근한다는 것을 알 수 있습니다. 예를 들어, 반무한 공간으로 열려 있는 좁은 파이프는 방음 효과의 관점에서 볼 때 진공에 접해 있는 것으로 간주할 수 있습니다. S 1일 때<< S 2 свойства второй трубы приближаются к свойствам жесткой границы. В обоих случаях звукоизоляция максимальна. При равенстве площадей сечений первой и второй трубы отражение от границы отсутствует и звукоизоляция равна нулю независимо от вида сечения границы. 활성 소음기 R2. 이 경우 방음은 엔지니어 A.I.의 잘 알려진 공식을 사용하여 dB 단위로 대략적이고 빠르게 추정할 수 있습니다. 벨로바:
여기서 P는 흐름 단면의 둘레, m입니다. l - 머플러 길이, m; S는 머플러 채널의 단면적, m2입니다. α eq는 실제 흡음 계수 α에 따라 달라지는 클래딩의 등가 흡음 계수입니다. 예를 들어 다음과 같습니다. α 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 α eq 0.1 0.2 0.4 0.5 0.6 0.9 1.2 1.6 2.0 4.0 활성 머플러 채널 R 2의 방음 성능이 클수록 벽 α eq의 흡수 용량, 머플러 길이 l 및 채널 둘레 대 단면적 P의 비율이 커진다는 공식에 따릅니다. /에스. PPU-ET, BZM, ATM-1 브랜드와 같이 널리 사용되는 기타 흡음재와 같은 최고의 흡음재의 경우 실제 흡음 계수 α가 표시됩니다. 티 R3. 환기 시스템에서는 단면적이 S 3인 첫 번째 파이프가 단면적 S 3.1 및 S 3.2인 두 개의 파이프로 분기되는 경우가 가장 많습니다. 이 가지를 티라고 합니다. 소리는 첫 번째 가지를 통해 들어가고 다른 두 가지를 통해 더 멀리 전달됩니다. 일반적으로, 제1 및 제2 파이프는 복수개의 파이프로 구성될 수 있다. 그럼 우리는 섹션 S 3에서 섹션 S 3.i까지 티의 방음은 다음 공식에 의해 결정됩니다.
공기 역학적 고려 사항으로 인해 티는 첫 번째 파이프의 단면적이 가지의 단면적의 합과 동일하도록 노력합니다. 반응성(챔버) 소음 억제 장치 R4. 챔버 소음 억제 장치는 단면적이 S 4 인 음향 학적으로 좁은 파이프로, 챔버라고 불리는 길이 l의 큰 단면적 S 4.1을 갖는 또 다른 음향 학적으로 좁은 파이프로 변한 다음 다시 다음과 같은 음향 학적으로 좁은 파이프로 변합니다. 단면 S4. 여기서도 긴 선 이론을 사용해 보겠습니다. 음파의 수직 입사에서 임의 두께의 층의 방음에 대해 알려진 공식의 특성 임피던스를 파이프 영역의 해당 역수 값으로 대체하여 챔버 소음 머플러의 방음 공식을 얻습니다.
여기서 k는 파수입니다. 챔버 소음 억제 장치의 방음 성능은 sin(kl) = 1일 때 가장 큰 값에 도달합니다. 즉, ~에 여기서 n = 1, 2, 3, … 최대 방음 주파수
여기서 c는 공기 중 소리의 속도입니다. 이러한 머플러에 여러 개의 챔버가 사용되는 경우 방음 공식은 챔버마다 순차적으로 적용되어야 하며, 전체 효과는 예를 들어 경계 조건 방법을 사용하여 계산됩니다. 효과적인 챔버 소음기는 전체 크기가 큰 경우가 있습니다. 그러나 이들의 장점은 능동 방해 전파가 실제로 쓸모가 없는 낮은 주파수를 포함하여 모든 주파수에서 효과적일 수 있다는 것입니다. 챔버 소음 억제 장치의 높은 차음 영역은 상당히 넓은 주파수 대역의 반복을 포함하지만 주파수가 매우 좁은 주기적 사운드 전송 영역도 있습니다. 효율성을 높이고 주파수 응답을 균등화하기 위해 챔버 머플러 내부에 흡음재가 늘어서 있는 경우가 많습니다. 댐퍼 R5. 밸브는 구조적으로 면적 S 5 및 두께 δ 5의 얇은 판으로 파이프라인의 플랜지 사이에 고정되어 있으며 면적 S 5.1의 구멍은 파이프의 내부 직경(또는 기타 특성 크기)보다 작습니다. . 이러한 스로틀 밸브의 방음 여기서 c는 공기 중 소리의 속도입니다. 첫 번째 방법에서는 새로운 방법을 개발할 때 우리가 가장 중요하게 생각하는 문제는 시스템의 음향 계산 결과의 정확성과 신뢰성을 평가하는 것입니다. 환기실로 유입되는 음향 전력 계산 결과의 정확성과 신뢰성을 결정해 보겠습니다. 이 경우 값
이 표현을 대수합에 대한 다음 표기법으로 다시 작성해 보겠습니다.
근사값의 절대 최대 오차는 정확한 값 y 0과 근사값 y 사이의 최대 차이, 즉 ± ε = y 0 - y입니다. 여러 대략적인 수량 y i의 대수적 합의 절대 최대 오류는 용어의 절대 오류의 절대 값의 합과 같습니다. 여기서는 모든 항의 절대오차가 동일한 부호를 갖는 가장 불리한 경우를 채택합니다. 실제로 부분 오류는 다른 징후를 가질 수 있으며 다른 법칙에 따라 분포될 수 있습니다. 실제로 대부분의 경우 대수합의 오류는 정규 법칙(가우스 분포)에 따라 분포됩니다. 이러한 오류를 고려하고 이를 절대 최대 오류의 해당 값과 비교해 보겠습니다. 합의 각 대수항 y 0i가 중심 M(y 0i)과 표준을 갖는 정규 법칙에 따라 분포된다는 가정 하에 이 양을 결정합시다.
그런 다음 합계는 수학적 기대를 갖는 정규 분포 법칙을 따릅니다.
대수합의 오류는 다음과 같이 결정됩니다.
그러면 확률 2Φ(t)와 동일한 신뢰도를 사용하면 합계의 오류가 값을 초과하지 않을 것이라고 말할 수 있습니다.
2Φ(t), = 0.9973을 사용하면 t = 3 = α이고 거의 최대 신뢰도를 갖는 통계적 추정치는 합계(공식)의 오류입니다. 이 경우 절대 최대 오류는 다음과 같습니다.
따라서 ε 2Φ(t)<< ε. Проиллюстрируем это на примере результатов расчета по первому способу. Если для всех элементов имеем ε i = ε= ±3 дБ (удовлетворительная точность исходных данных) и n = 7, то получим ε= ε n = ±21 дБ, а (формула). Результат имеет совершенно неудовлетворительную точность, он неприемлем. Если для всех характерных элементов системы вентиляции воздуха имеем ε i = ε= ±1 дБ (очень высокая точность расчета каждого из элементов n) и тоже n = 7, то получим ε= ε n = ±7 дБ, а (формула). 여기서, 첫 번째 근사의 확률적 오류 추정 결과는 어느 정도 수용 가능합니다. 따라서 확률론적 오류 평가가 바람직하며 환기실에서 허용되는 소음 표준 준수를 보장하기 위해 UAHV의 음향 계산에 반드시 사용되도록 제안된 "무지 한계"를 선택하는 데 사용해야 합니다. (이전에는 이 작업이 수행되지 않았습니다). 그러나 이 경우 결과의 오차에 대한 확률론적 평가는 매우 간단한 방식과 저속 환기 시스템에서도 첫 번째 방법을 사용하여 계산 결과의 높은 정확도를 달성하기 어렵다는 것을 나타냅니다. 단순하고 복잡한 저속 및 고속 UHF 회로의 경우 이러한 계산의 만족스러운 정확성과 신뢰성은 많은 경우 두 번째 방법을 통해서만 얻을 수 있습니다. 음향 계산의 두 번째 방법. 해상 선박에서는 부분적으로는 분석적 종속성을 기반으로 하지만 결정적으로는 실험 데이터를 기반으로 하는 계산 방법이 오랫동안 사용되어 왔습니다. 우리는 현대식 건물의 선박에 대한 이러한 계산 경험을 사용합니다. 그런 다음 하나의 j번째 공기 분배기가 있는 환기실에서 설계 지점의 소음 수준 L j, dB는 다음 공식에 의해 결정되어야 합니다.
여기서 L wi는 UAHV의 i번째 요소에서 생성된 음력, dB이고, Ri는 UHVAC의 i번째 요소에서 발생하는 방음 성능, dB입니다(첫 번째 방법 참조).
방의 소음에 대한 방의 영향을 고려한 값입니다(건축 문헌에서는 때때로 Q 대신 B가 사용됨). 여기서 rj는 j번째 공기 분배기에서 방의 설계점까지의 거리이고, Q는 방의 흡음 상수이며, χ, Φ, Ω, κ 값은 경험적 계수입니다(χ는 가장 가까운 -장 영향 계수, Ω은 소스 방사선의 공간 각도, Φ는 소스의 방향성 인자, κ는 음장의 확산 방해 계수입니다. m개의 공기 분배기가 현대식 건물 구내에 있는 경우 설계 지점에서 각 공기 분배기의 소음 수준은 Lj와 같습니다. 그러면 모든 공기 분배기의 총 소음은 인간에게 허용되는 소음 수준보다 낮아야 합니다. : 여기서 L H는 위생 소음 표준입니다. 두 번째 음향 계산 방법에 따르면 UHCR의 모든 요소에서 발생하는 음력 Lwi와 이들 모든 요소에서 발생하는 차음 Ri가 각 요소에 대해 미리 실험적으로 결정됩니다. 사실 지난 15~20년 동안 음향 측정을 위한 전자 기술과 컴퓨터가 결합되어 크게 발전했습니다. 결과적으로, UHCR 요소를 생산하는 기업은 국내 및 국제 표준에 따라 측정된 L wi 및 Ri의 특성을 여권과 카탈로그에 표시해야 합니다. 따라서 두 번째 방법에서는 팬(첫 번째 방법과 마찬가지로)뿐만 아니라 중속 및 고속 시스템에 중요할 수 있는 UHCR의 다른 모든 요소에서도 소음 발생이 고려됩니다. 또한 에어컨, 난방 장치, 제어 장치 및 공기 분배 장치와 같은 시스템 요소의 차음 Ri를 계산하는 것이 불가능하므로 첫 번째 방법에는 포함되지 않습니다. 그러나 이는 표준 측정을 통해 필요한 정확도로 결정될 수 있으며 현재 두 번째 방법이 수행되고 있습니다. 결과적으로 두 번째 방법은 첫 번째 방법과 달리 거의 모든 UVA 체계를 포괄합니다. 마지막으로 두 번째 방법은 방의 특성이 소음에 미치는 영향과 이 경우 현재 건축 법규 및 규정에 따라 인간이 허용할 수 있는 소음 값을 고려합니다. 두 번째 방법의 가장 큰 단점은 시스템 요소 간의 음향 상호 작용(파이프라인의 간섭 현상)을 고려하지 않는다는 것입니다. UHFV의 음향 계산을 위해 지정된 공식에 따라 소음원의 음향 출력(와트)과 요소의 방음(데시벨)의 합은 최소한 음파의 간섭이 없는 경우에만 유효합니다. 체계. 그리고 파이프라인에 간섭이 있는 경우 이는 강력한 사운드의 소스가 될 수 있으며, 예를 들어 일부 관악기의 사운드를 기반으로 합니다. 두 번째 방법은 이미 상트페테르부르크 주립 폴리테크닉 대학교 고학년 학생들을 위한 음향 구축 과정 프로젝트 지침과 교과서에 포함되어 있습니다. 파이프라인의 간섭 현상을 고려하지 않으면 "무지의 한계"가 증가하거나 중요한 경우 필요한 정확성과 신뢰성 수준까지 결과를 실험적으로 개선해야 합니다. "무지 한계"를 선택하려면 첫 번째 방법에 대해 위에 표시된 것처럼 확률론적 오류 평가를 사용하는 것이 바람직합니다. 이는 구내에서 허용 가능한 소음 표준 준수를 보장하기 위해 UHVAC 건물의 음향 계산에 사용하도록 제안되었습니다. 현대적인 건물을 설계할 때 음향 계산의 세 번째 방법. 이 방법은 긴 라인의 좁은 파이프라인에서 간섭 프로세스를 고려합니다. 이러한 회계처리는 결과의 정확성과 신뢰성을 근본적으로 높일 수 있습니다. 이를 위해 좁은 파이프에 소련 과학 아카데미 학자 및 러시아 과학 아카데미 L.M. Brekhovskikh의 "임피던스 방법"을 적용하는 것이 제안되었으며, 이는 임의의 평면 평행 수의 방음을 계산할 때 사용했습니다. 레이어. 따라서 먼저 두께가 δ 2인 평면 평행 층의 입력 임피던스를 결정해 보겠습니다. 소리 전파 상수는 γ 2 = β 2 + ik 2이고 음향 저항 Z 2 = ρ 2 c 2입니다. 파동이 떨어지는 층 앞의 매질(Z 1 = ρ 1 c 1 )의 음향 저항을 나타내고, 층 뒤의 매질에서는 Z 3 = ρ 3 c 3 을 나타냅니다. 그러면 층의 음장은 i Ωt 인자가 생략된 상태에서 음압에 따라 정방향과 역방향으로 이동하는 파동의 중첩이 됩니다.
전체 레이어 시스템(공식)의 입력 임피던스는 이전 공식에 (n - 1)배를 적용하면 간단히 얻을 수 있습니다.
이제 첫 번째 방법과 마찬가지로 긴 선 이론을 원통형 파이프에 적용해 보겠습니다. 따라서 좁은 파이프의 간섭으로 인해 환기 시스템의 긴 라인에 대한 방음 공식(dB)이 있습니다.
여기에서 입력 임피던스는 간단한 경우 계산을 통해 얻을 수 있으며 모든 경우에 최신 음향 장비를 사용하여 특수 설치에서 측정하여 얻을 수 있습니다. 첫 번째 방법과 유사한 세 번째 방법에 따르면 긴 UHVAC 라인 끝에 있는 배출 덕트에서 나오는 음력이 다음 방식에 따라 환기실로 들어갑니다. 다음은 "무지 한계"를 사용하는 첫 번째 방법과 마찬가지로 결과를 평가하는 것입니다. 음압두 번째 방법과 마찬가지로 전제 L. 우리는 최종적으로 건물의 환기 및 공조 시스템의 음향 계산을 위해 다음과 같은 기본 공식을 얻습니다. 계산 신뢰도 2Φ(t) = 0.9973(실질적으로 가장 높은 신뢰도)을 사용하면 t = 3이고 오류 값은 3σ Li 및 3σ Ri와 같습니다. 신뢰도 2Φ(t)= 0.95(높은 신뢰도)에서는 t = 1.96이고 오류 값은 대략 2σ Li 및 2σ Ri입니다. 신뢰도 2Φ(t)= 0.6827(엔지니어링 신뢰도 평가)에서는 t = 1.0이고 오류 값은 σ Li 및 σ Ri와 같습니다. 미래를 목표로 하는 세 번째 방법은 더 정확하고 신뢰할 수 있지만 더 복잡합니다. 건축 음향학, 확률 이론 분야에서 높은 자격이 필요합니다. 수학적 통계 및 현대 측정 기술. 컴퓨터 기술을 이용한 공학계산에 활용하면 편리합니다. 저자에 따르면 이는 건물의 환기 및 공조 시스템의 음향 계산을 위한 새로운 방법으로 제안될 수 있습니다. 합산 새로운 음향 계산 방법을 개발하는 시급한 문제에 대한 솔루션은 기존 방법의 장점을 고려해야 합니다. 확률 이론 및 수학적 통계 방법을 사용하여 오류를 고려하고 임피던스 방법에 의한 간섭 현상을 고려한 덕분에 최소 "무지 한계"BB를 갖는 UVA 건물의 음향 계산을 위한 새로운 방법이 제안되었습니다. 기사에 제시된 새로운 계산 방법에 대한 정보에는 추가 연구 및 실무를 통해 얻은 일부 필수 세부 사항이 포함되어 있지 않으며 이는 저자의 "노하우"를 구성합니다. 새로운 방법의 궁극적인 목표는 건물의 환기 및 공조 시스템의 소음을 줄이기 위한 일련의 수단을 제공하는 것입니다. 이는 기존 방법에 비해 효율성을 높이고 HVAC의 무게와 비용을 줄입니다. . 산업 및 토목 건설 분야에는 아직 기술 규정이 없으므로 특히 UVA 건물의 소음을 줄이는 분야의 개발은 관련성이 있으며 적어도 그러한 규정이 채택될 때까지 계속되어야 합니다.
실내, 특히 주거용 또는 산업용 실내의 환기는 100% 작동해야 합니다. 물론 많은 사람들은 단순히 창문이나 문을 열어서 환기하면 된다고 말할 수도 있습니다. 하지만 이 옵션은 여름이나 봄에만 작동합니다. 하지만 겨울에는 밖이 추울 때 어떻게 해야 할까요? 환기가 필요함첫째, 신선한 공기가 없으면 사람의 폐 기능이 더 나빠지기 시작한다는 점을 즉시 주목할 가치가 있습니다. 다양한 질병이 나타날 가능성도 있으며, 높은 확률로 만성 질환으로 발전할 수도 있습니다. 둘째, 건물이 어린이가 있는 주거용 건물인 경우 어린이를 감염시킬 수 있는 일부 질병이 평생 동안 남아 있을 가능성이 높기 때문에 환기의 필요성이 더욱 증가합니다. 이러한 문제를 피하려면 환기를 마련하는 것이 가장 좋습니다. 고려해 볼 만한 몇 가지 옵션이 있습니다. 예를 들어 공급 환기 시스템 계산 및 설치를 시작할 수 있습니다. 질병만이 유일한 문제는 아니라는 점도 덧붙일 가치가 있습니다. 지속적인 공기 교환이 없는 방이나 건물에서는 모든 가구와 벽이 공기 중에 분사되는 물질의 코팅으로 덮이게 됩니다. 예를 들어, 이것이 부엌이라면 튀김, 삶은 것 등 모든 것이 침전물을 남길 것입니다. 게다가 먼지는 무서운 적입니다. 청소용으로 설계된 청소 제품이라 할지라도 여전히 잔여물이 남아 있어 거주자에게 부정적인 영향을 미칠 수 있습니다. 환기 시스템의 종류물론, 환기 시스템의 설계, 계산 또는 설치를 시작하기 전에 가장 적합한 네트워크 유형을 결정해야 합니다. 현재 근본적으로 다른 세 가지 유형이 있으며, 그 주요 차이점은 기능에 있습니다.
두 번째 그룹은 배기 그룹입니다. 즉, 이것은 건물의 주방 공간에 가장 많이 설치되는 일반 후드입니다. 환기의 주요 임무는 실내의 공기를 외부로 추출하는 것입니다. 재순환. 이러한 시스템은 실내의 공기를 동시에 펌핑하는 동시에 거리에서 신선한 공기를 공급하기 때문에 아마도 가장 효과적일 것입니다. 모든 사람들이 다음에 궁금해하는 유일한 질문은 환기 시스템이 어떻게 작동하는지, 왜 공기가 한 방향 또는 다른 방향으로 움직이는가 하는 것입니다. 이를 위해 기단을 깨우는 두 가지 유형의 소스가 사용됩니다. 자연적이거나 기계적, 즉 인공적일 수 있습니다. 정상적인 작동을 보장하려면 환기 시스템을 올바르게 계산해야 합니다. 일반 네트워크 계산위에서 언급했듯이 단순히 특정 유형을 선택하고 설치하는 것만으로는 충분하지 않습니다. 실내에서 제거해야 하는 공기의 양과 다시 펌핑해야 하는 공기의 양을 정확히 명확하게 결정하는 것이 필요합니다. 전문가들은 계산이 필요한 이를 공기 교환이라고 부릅니다. 환기 시스템을 계산할 때 얻은 데이터에 따라 장치 유형을 선택할 때 출발점을 만드는 것이 필요합니다.
오늘날에는 다양한 계산 방법이 알려져 있습니다. 다양한 매개변수를 결정하는 것을 목표로 합니다. 일부 시스템에서는 얼마나 많은 따뜻한 공기나 증발을 제거해야 하는지 알아내기 위해 계산이 수행됩니다. 산업용 건물인 경우 오염 물질을 희석하는 데 공기가 얼마나 필요한지 알아보기 위해 일부 작업이 수행됩니다. 그러나 이러한 모든 방법의 단점은 전문적인 지식과 기술이 필요하다는 것입니다. 환기 시스템을 계산해야 하는데 그러한 경험이 없는 경우 어떻게 해야 합니까? 가장 먼저 권장되는 것은 각 주 또는 지역에서 사용할 수 있는 다양한 규제 문서(GOST, SNiP 등)를 숙지하는 것입니다. 이 문서에는 모든 유형의 시스템이 준수해야 하는 모든 지침이 포함되어 있습니다. 다중 계산환기의 한 예는 배수로 계산할 수 있습니다. 이 방법은 상당히 복잡합니다. 그러나 그것은 매우 실현 가능하며 좋은 결과를 가져올 것입니다. 가장 먼저 이해해야 할 것은 다중성이 무엇인지입니다. 비슷한 용어는 방 안의 공기가 1시간 동안 몇 번이나 신선한 공기로 바뀌는지 설명합니다. 이 매개 변수는 구조와 해당 영역의 특성이라는 두 가지 구성 요소에 따라 달라집니다. 명확한 설명을 위해 단일 공기 교환이 가능한 건물에 대한 공식을 사용한 계산이 표시됩니다. 이는 실내에서 일정량의 공기가 제거됨과 동시에 같은 건물의 부피에 해당하는 양의 신선한 공기가 유입되었음을 나타냅니다. 계산 공식은 L = n * V입니다. 측정은 입방미터/시간 단위로 수행됩니다. V는 방의 부피이고, n은 표에서 가져온 다중도 값입니다.
여러 개의 방이 있는 시스템을 계산하는 경우 공식에서는 벽이 없는 전체 건물의 부피를 고려해야 합니다. 즉, 먼저 각 방의 부피를 계산한 다음 사용 가능한 모든 결과를 더하고 최종 값을 공식에 대체해야 합니다. 기계식 장치를 이용한 환기기계식 환기 시스템의 계산 및 설치는 특정 계획에 따라 이루어져야 합니다. 첫 번째 단계는 공기 교환의 수치를 결정하는 것입니다. 요구 사항을 충족하려면 구조에 들어가야 하는 물질의 양을 결정해야 합니다.
두 번째 단계는 공기 덕트의 최소 치수를 결정하는 것입니다. 들어오는 공기의 청결도와 신선도가 장치에 달려 있기 때문에 장치의 올바른 단면을 선택하는 것이 매우 중요합니다. 세 번째 단계는 설치할 시스템 유형을 선택하는 것입니다. 이것은 중요한 포인트입니다. 네 번째 단계는 환기 시스템의 설계입니다. 설치를 수행할 계획을 명확하게 작성하는 것이 중요합니다. 기계적 환기의 필요성은 자연 유입이 대처할 수 없는 경우에만 발생합니다. 모든 네트워크는 공기량 및 흐름 속도와 같은 매개변수를 기준으로 계산됩니다. 기계 시스템의 경우 이 수치는 5m 3 / h에 도달할 수 있습니다. 예를 들어, 300m 3 /h의 면적에 자연 환기를 제공해야 하는 경우 350mm 구경이 필요합니다. 기계식 시스템을 설치하면 부피를 1.5~2배 줄일 수 있다. 배기 환기다른 계산과 마찬가지로 계산도 생산성이 결정된다는 사실부터 시작되어야 합니다. 네트워크에 대한 이 매개변수의 측정 단위는 m 3 /h입니다. 효과적인 계산을 수행하려면 방의 높이와 면적, 각 방의 주요 목적, 동시에 각 방에 있을 평균 인원 수 등 세 가지를 알아야 합니다. 이러한 유형의 환기 및 공조 시스템 계산을 시작하려면 다중성을 결정해야 합니다. 이 매개변수의 숫자 값은 SNiP에 의해 설정됩니다. 주거용, 상업용 또는 산업용 건물의 매개변수가 다를 것이라는 점을 여기서 아는 것이 중요합니다.
가정용 건물에 대해 계산을 수행하는 경우 다중도는 1입니다. 관리 건물에 환기 장치를 설치하는 경우 표시기는 2-3입니다. 다른 조건에 따라 다릅니다. 계산을 성공적으로 수행하려면 인원 수뿐만 아니라 다중도별 교환 금액을 알아야 합니다. 필요한 시스템 전력을 결정하려면 가장 큰 유량을 취해야 합니다. 공기 환율을 알아 보려면 방의 면적에 높이를 곱한 다음 환율 값 (국내의 경우 1, 기타의 경우 2-3)을 곱해야합니다. 1인당 환기 및 공조 시스템을 계산하려면 1인이 소비하는 공기의 양을 알고 이 값에 인원수를 곱해야 합니다. 평균적으로 최소한의 활동으로 한 사람이 약 20m 3 /h를 소비하고, 평균 활동으로 수치가 40m 3 / h로 증가하고, 강렬한 신체 활동으로 볼륨이 60m 3 / h로 증가합니다. 환기 시스템의 음향 계산음향 계산은 모든 실내 환기 시스템 계산에 첨부되는 필수 작업입니다. 이 작업은 몇 가지 특정 작업을 수행하기 위해 수행됩니다.
모든 계산은 엄격하게 설정된 설계 지점에서 수행되어야 합니다.
실내의 과도한 소음을 제거하도록 설계된 건물 및 음향 표준에 따라 모든 조치를 선택한 후 이전에 결정된 동일한 지점에서 전체 시스템의 검증 계산이 수행됩니다. 그러나 이 소음 감소 조치 중에 얻은 유효 값도 여기에 추가되어야 합니다. 계산을 수행하려면 특정 초기 데이터가 필요합니다. 이는 장비의 소음 특성이 되었으며 이를 SPL(Sound Power Level)이라고 합니다. 계산에는 기하 평균 주파수(Hz)가 사용됩니다. 대략적인 계산을 수행하면 dBA 단위의 보정 소음 수준을 사용할 수 있습니다. 디자인 포인트에 대해 말하면 인간 서식지와 팬이 설치된 장소에 있습니다. 환기 시스템의 공기 역학적 계산이 계산 프로세스는 건물의 공기 교환 계산이 이미 수행되고 공기 덕트 및 채널의 경로가 결정된 후에만 수행됩니다. 이러한 계산을 성공적으로 수행하려면 모든 공기 덕트의 부속품과 같은 부품을 강조 표시하는 환기 시스템을 만들어야 합니다. 정보와 계획을 사용하여 환기 네트워크의 개별 분기 길이를 결정해야 합니다. 여기서는 이러한 시스템의 계산을 수행하여 직접 또는 역의 두 가지 다른 문제를 해결할 수 있다는 것을 이해하는 것이 중요합니다. 계산 목적은 현재 작업 유형에 따라 다릅니다.
이러한 유형의 계산을 수행하려면 전체 시스템을 여러 개의 개별 섹션으로 나누어야 합니다. 선택된 각 조각의 주요 특징은 일정한 공기 흐름입니다. 계산 프로그램계산을 수행하고 환기 계획을 수동으로 구축하는 것은 매우 노동 집약적이고 시간 소모적인 프로세스이므로 모든 작업을 독립적으로 수행할 수 있는 간단한 프로그램이 개발되었습니다. 몇 가지를 살펴보겠습니다. 그러한 환기 시스템 계산 프로그램 중 하나가 Vent-Clac입니다. 그녀는 왜 그렇게 좋은가요? 계산 및 네트워크 설계를 위한 유사한 프로그램이 가장 편리하고 효과적인 것으로 간주됩니다. 이 애플리케이션의 작동 알고리즘은 Altschul 공식의 사용을 기반으로 합니다. 이 프로그램의 특징은 자연환기 및 기계환기 계산 모두에 잘 대처한다는 것입니다. 소프트웨어는 지속적으로 업데이트되므로 최신 버전의 응용 프로그램에서는 전체 환기 시스템의 저항에 대한 공기 역학적 계산과 같은 작업을 수행할 수도 있다는 점은 주목할 가치가 있습니다. 또한 예비 장비 선택에 도움이 되는 기타 추가 매개변수를 효과적으로 계산할 수도 있습니다. 이러한 계산을 수행하려면 시스템 시작과 끝의 공기 흐름은 물론 방의 주 공기 덕트 길이와 같은 데이터가 프로그램에 필요합니다. 이 모든 것을 수동으로 계산하는 데 시간이 오래 걸리고 계산을 여러 단계로 나누어야 하기 때문에 이 애플리케이션은 상당한 지원을 제공하고 많은 시간을 절약해 줍니다.
위생 기준환기를 계산하는 또 다른 옵션은 위생 기준을 따르는 것입니다. 공공 및 행정 시설에 대해서도 유사한 계산이 수행됩니다. 정확한 계산을 하려면 건물 안에 지속적으로 머무는 평균 인원 수를 알아야 합니다. 실내 공기의 일반 소비자에 대해 이야기하면 1인당 시간당 약 60입방미터가 필요합니다. 하지만 공공시설도 임시 인원이 방문하기 때문에 이들 역시 고려해야 한다. 그러한 사람이 소비하는 공기의 양은 시간당 약 20m3입니다. 표의 초기 데이터를 기반으로 모든 계산을 수행하면 최종 결과를 받을 때 거리에서 나오는 공기의 양이 건물 내부에서 소비되는 공기의 양보다 훨씬 많다는 것을 분명히 알 수 있습니다. 이러한 상황에서 그들은 시간당 약 195m3의 후드와 같은 가장 간단한 솔루션에 가장 자주 의존합니다. 대부분의 경우 이러한 네트워크를 추가하면 전체 환기 시스템의 존재에 대해 허용 가능한 균형이 만들어집니다. 음향 계산 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000Hz의 기하 평균 주파수를 사용하여 청각 범위(소음 수준이 정규화됨)의 8개 옥타브 대역 각각에 대해 생성됩니다. 광범위한 공기 덕트 네트워크를 갖춘 중앙 환기 및 공조 시스템의 경우 125Hz 및 250Hz의 주파수에 대해서만 음향 계산을 수행할 수 있습니다. 모든 계산은 0.5Hz의 정확도로 수행되며 최종 결과는 정수 데시벨로 반올림됩니다. 팬이 0.9보다 크거나 같은 효율 모드로 작동할 때 최대 효율은 6 = 0입니다. 팬 작동 모드가 최대값의 20% 이하로 벗어나면 효율은 6 = 2dB로 간주됩니다. 편차가 20% - 4dB 이상인 경우. 공기 덕트에서 생성되는 음력 수준을 줄이려면 다음과 같은 최대 공기 속도를 취하는 것이 좋습니다. 공공 건물의 주 공기 덕트 및 산업 건물의 보조 건물에서 5-6m/s 및 지점 - 2- 4m/초. 산업용 건물의 경우 이러한 속도는 두 배가 될 수 있습니다. 광범위한 공기 덕트 네트워크를 갖춘 환기 시스템의 경우 가장 가까운 방의 분기(동일한 허용 소음 수준) 및 다양한 소음 수준(허용 수준이 가장 낮은 분기)에 대해서만 음향 계산이 수행됩니다. 흡기 및 배기 샤프트에 대한 음향 계산은 별도로 수행됩니다. 광범위한 공기 덕트 네트워크를 갖춘 중앙 집중식 환기 및 공조 시스템의 경우 125Hz 및 250Hz의 주파수에 대해서만 계산이 가능합니다. 여러 소스(공급 및 배기 그릴, 장치, 지역 에어컨 등)에서 소음이 실내로 유입되면 소음 소스에 가장 가까운 작업장에서 여러 설계 포인트가 선택됩니다. 이러한 지점의 경우 각 소음원의 옥타브 음압 레벨이 별도로 결정됩니다. 음압 수준에 대한 규제 요구 사항이 하루 종일 달라지는 경우 음향 계산은 허용 가능한 가장 낮은 수준에서 수행됩니다. 총 소음원 수 m에서, 그 수가 각각 3과 10을 넘지 않는 경우 표준보다 10dB 및 15dB 낮은 설계 지점에서 옥타브 레벨을 생성하는 소스는 고려되지 않습니다. 팬도 고려되지 않습니다. 하나의 팬에서 나오는 여러 개의 공급 또는 배기 그릴이 실내 전체에 고르게 분포되어 있으면 하나의 팬에서 나오는 소음이 이를 통해 침투할 때 하나의 소음원으로 간주될 수 있습니다. 동일한 음력을 갖는 여러 소스가 실내에 있는 경우 선택한 설계 지점의 음압 레벨은 다음 공식에 의해 결정됩니다. 환기 계산공기 이동 방법에 따라 환기는 자연적일 수도 있고 강제적일 수도 있습니다. 작업 영역에 위치한 기술 및 기타 장치의 흡입구와 국부 흡입구로 들어가는 공기의 매개변수는 GOST 12.1.005-76에 따라 취해야 합니다. 방 크기는 3 x 5 미터, 높이 3 미터, 부피는 45 입방 미터입니다. 따라서 환기는 시간당 90입방미터의 공기 흐름을 제공해야 합니다. 여름에는 장비의 안정적인 작동을 위해 실내 온도가 초과되는 것을 방지하기 위해 에어컨을 설치해야 합니다. 공기 중 먼지의 양은 컴퓨터의 신뢰성과 서비스 수명에 직접적인 영향을 미치므로 주의가 필요합니다. 에어컨의 전력(더 정확하게는 냉각력)은 에어컨의 주요 특징이며, 에어컨이 설계된 공간의 부피를 결정합니다. 대략적인 계산을 위해서는 천장 높이가 2.8 - 3m인 경우 10m 2 당 1kW를 사용합니다(SNiP 2.04.05-86 "난방, 환기 및 에어컨"에 따름). 특정 방의 열 유입을 계산하기 위해 다음과 같은 간단한 방법이 사용되었습니다. 여기서:Q - 열 유입 S - 객실 면적 h - 방 높이 q - 30-40 W/m 3 (이 경우 35 W/m 3)과 동일한 계수 15m2 크기의 방과 3m 높이의 경우 열 증가량은 다음과 같습니다. Q=15·3·35=1575W 또한 사무실 장비와 사람의 열 방출도 고려해야 하며, (SNiP 2.04.05-86 "난방, 환기 및 냉방"에 따라) 조용한 상태에서 사람이 0.1kW의 열을 방출한다고 믿어집니다. 열, 컴퓨터 또는 복사기 0.3kW, 이 값을 총 유입 열량에 추가하면 필요한 냉각 용량을 얻을 수 있습니다. Q 추가 =(H·S 오페라)+(С·S 구성)+(P·S 인쇄) (4.9) 여기서: Q 추가 - 추가 열 유입의 합계 C - 컴퓨터 열 방출 H - 작업자 열 방출 D - 프린터 열 방출 S comp - 워크스테이션 수 S print - 프린터 수 S 연산자 - 연산자 수 방의 추가 열 유입은 다음과 같습니다. Q 추가1 =(0.1 2)+(0.3 2)+(0.3 1)=1.1(kW) 열 유입의 총합은 다음과 같습니다. Q 총합1 =1575+1100=2675(W) 이러한 계산에 따라 적절한 전력과 에어컨 수를 선택해야 합니다. 계산이 수행되는 공간에는 정격 출력이 3.0kW인 에어컨을 사용해야 합니다. 소음 수준 계산컴퓨터 센터의 생산 환경에서 불리한 요인 중 하나는 컴퓨터 자체의 인쇄 장치, 에어컨 장비 및 냉각 시스템 팬에서 발생하는 높은 수준의 소음입니다. 소음 감소의 필요성과 타당성에 대한 질문을 해결하려면 운영자 작업장의 소음 수준을 알아야 합니다. 동시에 작동하는 여러 비일관성 소스에서 발생하는 소음 수준은 개별 소스의 배출 에너지 합산 원리를 기반으로 계산됩니다. L = 10lg(Lin), (4.10) 여기서 Li는 i번째 소음원의 음압 레벨이다. n은 노이즈 소스의 수입니다. 얻은 계산 결과는 해당 작업장의 허용 소음 수준과 비교됩니다. 계산 결과가 허용 소음 수준보다 높으면 특별한 소음 감소 조치가 필요합니다. 여기에는 흡음재로 홀의 벽과 천장 덮기, 소스의 소음 감소, 장비의 적절한 배치 및 운영자 작업장의 합리적인 구성이 포함됩니다. 작업장에서 작업자에게 영향을 미치는 소음원의 음압 수준이 표에 나와 있습니다. 4.6. 표 4.6 - 다양한 소스의 음압 레벨 일반적으로 운영자 작업장에는 시스템 장치의 하드 드라이브, PC 냉각 시스템 팬, 모니터, 키보드, 프린터 및 스캐너와 같은 장비가 갖추어져 있습니다. 각 장비 유형의 음압 레벨 값을 공식 (4.4)에 대입하면 다음을 얻습니다. L=10lg(104+104.5+101.7+101+104.5+104.2)=49.5dB 얻은 값은 운영자 작업장의 허용 소음 수준인 65dB(GOST 12.1.003-83)을 초과하지 않습니다. 그리고 스캐너와 프린터 같은 주변 장치가 동시에 사용될 가능성이 낮다는 점을 고려하면 이 수치는 더욱 낮아질 것입니다. 또한, 프린터가 작동 중일 때 작업자가 직접 참석할 필요가 없습니다. 프린터에는 자동 시트 공급 장치가 장착되어 있습니다. |
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