Dr. Nikola Holeček

Comments

Transcription

Dr. Nikola Holeček
STROKOVNI PRISPEVKI
Avtor:
Dr. Nikola Holeček
Primarne tehnike za zmanjševanja hrupa na
izvoru pri aparatih Kombi 750
1 Uvod
Za ameriškega partnerja je bil razvit vgradni hladilno-zamrzovalni
aparat Kombi 750 s širino 0,75 m, višino 2 m in maso več kakor 230 kg
(slika 1). Glede na velikost in maso aparata so vsi vitalni deli komponent
hladilnega sistema (dva kompresorja, dinamični kondenzator in eden ali
dva ventilatorja) dosegljivi s sprednje strani, v izvlečnem predalu na dnu
aparata, in dostopni, ne da bi bilo treba aparat premikati (slika 2).
Dr. Nikola Holeček
univ. dipl. fizik, vodja
Akustičnega laboratorija in
Raziskovalne enote
Zgornji sklop aparata je hladilniški (fresh food, FF), srednji je
zamrzovalnik (bottom freezer, BF) z avtomatskim ledomatom in spodnji
je večfunkcionalni predal (convertible drawer, CD), ki se lahko uporablja
kot zamrzovalnik, kot hladilnik ali kot prostor za shranjevane vina. Zaradi
obsega funkcij je temu podrejeno tudi zahtevano temperaturno območje,
ki ima razpon od –21,1 do +12,8 °C. Za doseganje tega je bil razvit
inovativen način hlajenja [Aparati, kot jih še ni bilo, Pika na G 04/2010].
S pomočjo loput in ventilatorjev ter variabilno hladilno močjo
kompresorjev je kontroliran pretok zraka, ki omogoča pokrivanje različnih
toplotnih obremenitev v aparatu. Zaradi centralne priprave hladnega
zraka za hlajenje dveh ločeno nastavljivih prostorov je vgrajen večkanalni
sistem za distribucijo in vpihovanje zraka v notranjost enot, ki zagotavlja
homogeno temperaturno polje po celotnem notranjem prostoru. Večina
rešitev je bila najprej preverjena s pomočjo numeričnih simulacij, ki so
delno dale odgovore o zagotavljanju ustreznega temperaturnega polja v
posameznih prostorih [Aparati, kot jih še ni bilo, Pika na G 04/2010].
Konstrukcijska rešitev je vedno sestavljena iz izbire fizičnega operativnega
načina in izbire funkcionalnega sistema, zato lahko velja za izbiro
konceptov oblikovanja splošen komentar. Velika verjetnost je, da bi
način delovanja z najnižjo hitrostjo in pospeškom predstavljal najboljšo
akustično rešitev. Stalen tok plinov in tekočin je tišji od nestalnega. Za dani
operativni način je hrup aparata mogoče zmanjšati s pravilno konstrukcijo.
Material, oblika, položaj, število elementov, dimenzije, zgradba in vrsta
povezav imajo lahko velik vpliv na zvočno emisijo. Če se uporabijo na
pravilen način, lahko takšne spremembe zmanjšajo vibracije in širjenje
zvoka.
Eksperimentalna raziskava
nekaterih akustičnih parametrov
aparata nam je omogočila
radikalno zmanjšanje zvočne
emisije
V nadaljevanju je predstavljen postopek zmanjšanja hrupa z načrtnimi
zamenjavami posameznih aktivnih virov hrupa z ustreznejšimi.
Eksperimentalna raziskava nekaterih akustičnih parametrov aparata nam je
omogočila radikalno zmanjšanje zvočne emisije.
2 Analiza virov hrupa znotraj aparata Kombi 750
Pri zmanjšanju hrupa sledimo metodologiji izločanja kritičnih generatorjev
hrupa v najzgodnejši možni fazi projektiranja.
Prvi korak v procesu sta določitev glavnih virov hrupa v aparatu in
določitev prednostnega seznama ali načrta. Ko so določeni glavni
viri hrupa, jih je treba okarakterizirati in narediti podrobnejšo analizo
mehanizmov hrupa. Naslednji korak sta analiza in opisovanje
neposrednega razširjanja hrupa iz virov in prenosa skozi konstrukcijo
na površine širjenja. Sledita analiza širjenja s teh površin in določanje
različnih prispevkov na raven zvočnega tlaka na sprejemnih položajih.
Nazadnje ocenjujemo, katera kombinacija ukrepov za zmanjšanje hrupa
je najoptimalnejša. Na prototipu aparata imamo možnost z meritvami
preveriti delovanje načrtovane konstrukcije (slika 1).
1
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
STROKOVNI PRISPEVKI
Slika 1: Meritve na prototipu v
polgluhi sobi
Pri prototipu aparata Kombi 750
so hrup povzročali centrifugalni
ventilator, aksialni propelerni
ventilator, aksialni ventilator v
kompresorskem prostoru in dva
kompresorja
Aktivne komponente, ki povzročajo hrup pri aparatih Kombi 750, so:
centrifugalni ventilator (pihalo) v FF-prostoru, aksialni propelerni ventilator
v BF-prostoru, aksialni ventilator v kompresorskem prostoru in dva
kompresorja (slika 2).
Hrup inštaliranih ventilatorjev je odvisen od vrste (radialen, aksialen) in od
obratovalnih razmer. Če je rotor dobro uravnotežen in pritrditev takšna,
da prepreči prenos vibracij, se nastali hrup spreminja glede na delovno
točko na karakterističnih krivuljah ventilatorja. Ko je pretok nad nazivno
vrednostjo ali pod njo, se poveča obremenitev rotorskih lopatic, poveča
se odlepljanje vrtincev od laminarne mejne plasti. Pri nižjih pretokih od
nominalne vrednosti se okrepi hidravlični hrup zaradi vrtinčenja in pulziranja
toka v radialni in aksialni smeri. To povzroča pulzacijo tlaka, ki se odraža kot
širokopasovni hrup pri frekvencah, nižjih od rotacijske frekvence rotorja.
Slika 2: Elementi kompresorske
enote na prototipu: dinamični
kondenzator (1), aksialni
ventilator (2), dva »variable
speed drive« (VSD) kompresorja
(3), vhodna rešetka za zrak (4),
izhodna rešetka za zrak (5)
Naslednji pomemben vir hrupa je v stacionarnih kanalih in na rešetki
kompresorskega prostora, kjer zaradi tehničnih in prostorskih omejitev
pri načrtovanju ni bilo mogoče doseči optimalnih pretočnih razmer.
Na mestih, kjer se prerez kanalov poveča ali zmanjša, prihaja do naglih
sprememb v smeri in hitrosti toka. To je vzrok turbulentnega hrupa zaradi
disipacije turbulentne kinetične energije v območjih separacije toka.
2
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
STROKOVNI PRISPEVKI
3 Opis metodologije dela
Ekonomsko učinkovito strategijo za zniževanje hrupa je mogoče razviti
samo, če je na voljo določena količina podatkov o glavnih notranjih virih
hrupa in glavnih poteh prenosa za te vire ter o glavnih delih aparata, ki
sevajo zvok. Odgovori na ta vprašanja so lahko za različna frekvenčna
območja različni. Prvo analizo virov lahko naredimo na podlagi spektra
izsevanega zvoka v kombinaciji s poznavanjem potencialnih notranjih
virov hrupa, vrtilne hitrosti, števila lopatic itn. Tako iz dominantnih vrhov v
spektru zvoka lahko prepoznamo nekatere generatorje zvoka, ki bistveno
prispevajo k celotnemu hrupu.
Če podatki, ki jih dobimo iz spektra, ne zadostujejo, so možni koraki
zaporednega posameznega delovanja ali (v obratni smeri) izločanja
notranjih virov, če je to seveda izvedljivo. Pri vsakem koraku določimo
celotni energijski tok (zvočno moč) aparata in posnamemo zvočne spektre.
Delne prispevke analiziramo tudi z vizualizacijo zvočnega polja (zvočna
slika), torej ugotavljamo, od kod prihaja zvok. To je lahko zapleten problem,
vendar je z uporabo merilnih tehnik za identifikacijo izvora zvoka NSI
(noise source identification) to izvedljivo. V našem primeru smo izvajali
meritve gostote energijskega toka zvočnega valovanja (zvočna jakost ali že
v akustiki uveljavljeni izraz zvočna intenzivnost) in uporabili program NSL
7681 B &K (noise source location) za risanje zvočne slike.
Raven hrupa smo poskušali znižati z zamenjavo aksialnega ventilatorja
z radialnim in v naslednjem koraku zamenjali radialne ventilatorje v
kompresorskem prostoru z drugačnim tipom.
4 Opis uporabljenih merilnih tehnik
Kot smo omenili v 2. točki, smo pri postopku zniževanja hrupa pri aparatih
Kombi 750 uporabili inženirske metode, torej, izvajali smo meritve za
določanje zvočne moči in meritve zvočne intenzivnosti za vizualizacijo
zvočnega polja aparata.
4.1 Določanje ravni zvočne moči
Za laboratorijske preizkuse smo
uporabili preizkusno polje v
polgluhi sobi, ki je zagotavljalo
ponovljivost meritev in njihovo
merilno zanesljivost
Meritve za izračun zvočne moči so zahtevale ustrezno akustično okolico
v obliki prostega zvočnega polja, ki nudi zvočnemu valovanju možnost
svobodnega razširjanja brez odbojev. Za laboratorijske preizkuse smo
uporabili preizkusno polje v polgluhi sobi, ki je zagotavljalo ponovljivost
meritev in njihovo merilno zanesljivost. Za zagotovitev prostega zvočnega
polja nad odbojno površino mora preizkusna komora:
t biti ustrezno velika,
t imeti veliko absorpcijo zvoka čez celotno opazovano frekvenčno
območje,
t biti brez zvočno odbojnih površin in zaprek razen tal v polgluhi sobi,
t imeti zadostno nizko raven hrupa ozadja.
Polgluha soba v Gorenju ima zunanje dimenzije 9,40 x 8,70 x 5,60 m. Po
montaži klinov je neto prostornina sobe 220 m3. Sama soba je posebno
telo na neodvisnih temeljih, izdelana je iz armiranega betona s skupno
maso okoli 390 ton. Tla so iz zglajene 25 cm debele armiranobetonske
plošče na 10-centimetrski plasti stiropora, tako da se ne morejo prenašati
vibracije iz bližnjih proizvodnih obratov.
Za absorpcijo smo uporabili obloge iz poroznih materialov (ipren) v obliki
klinov iz absorpcijskega materiala z dolžino 0,8 m, pritrjenih na notranje
stene gluhe komore in usmerjene v notranjost komore. Oblike in dimenzije
klinov (slika 3) smo določili na podlagi meritev v Kundtovi cevi. Med klini
in stenami je 5 cm debela plast zraka (Helmholtzev resonator). Celotna
dolžina klinov in zračne reže je bila λ/4, kjer je λ valovna dolžina zvoka, ki
ustreza središču frekvence najnižjega opazovanega frekvenčnega pasu.
3
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
STROKOVNI PRISPEVKI
Slika 3: Absorpcijski klini
Da koeficient absorpcije, ki mora biti vsaj 0,99, ne bi bil odvisen od
vpadnega kota vala, so bili klini vgrajeni tako, da so bili medsebojno
zasukani za 90°.
Vsi predmeti in merilniki, razen tipal in mikrofonov, so se nahajali zunaj
komore. Votle cevi za dostop kablov so bile zapolnjene z absorpcijskim
materialom za preprečitev prenosa vibracij.
Za določanje ravni zvočne
moči po absolutni metodi smo
uporabili merilni sistem PULSE
proizvajalca B&K
Za določanje ravni zvočne moči po absolutni metodi smo uporabili merilni
sistem PULSE proizvajalca B&K. Za analizo smo uporabili standardni
večkanalni multianalizator v realnem času 3560D. Meritev zvočne moči v
prostem zvočnem polju nad odbojno površino v polgluhi sobi je potekala
skladno z zahtevami mednarodnega standarda EN ISO 3745:2003. Raven
zvočnega tlaka smo merili sočasno na 20 merilnih točkah, spiralno
razporejenih po ovojnici polkrogle. Celoten postopek meritve smo izvedli
znotraj programa PULSE z nameščeno aplikacijo 7771 za zvočno moč.
Prikaz rezultatov meritve 20 mikrofonov je bil razdeljen na dva zaslona,
na vsakem je bilo po 10 spektrov vhodnih signalov v realnem času, kot
prikazuje slika 4. Izmerjeni rezultati se bili zabeleženi v funkciji zvočnega
tlaka, od koder jih je program preko povezave ActiveX prenesel v
standardno Excellovo preglednico.
Slika 4: Prikaz rezultatov meritve
20 mikrofonov je razdeljen na
enem od zaslonov
Vsi elementi merilnega sistema, vključno z mikrofoni in kabli, so ustrezali
razredu 1 instrumentov v skladu z IEC 61672-1:2002. Uporabljeni filtri so
ustrezali razredu 1 instrumentov v skladu z IEC 61260:1995.
4
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
STROKOVNI PRISPEVKI
4.2 Merjenje zvočne intenzivnosti
Pri meritvi zvočne intenzivnosti smo želeli vizualizirati gostoto energijskega
toka zvočnega valovanja (zvočna intenzivnost) na vseh petih stranicah
aparata. Zato smo izbrali 86 merilnih mest. Merilna ravnina je bila 60 mm
oddaljena od površin aparata. Meritev je bila torej izvedena v diskretnih
točkah v bližnjem polju. Pri drugi modifikaciji smo posneli vektorsko polje
zvočne intenzivnosti na sprednji strani kompresorskega prostora.
Pri meritvah zvočne intenzivnosti smo uporabljali sondo za intenzivnost
B&K 3548 v povezavi s programom Noise source location 7681. Ker smo
za natančen izračun energijskega toka uporabili precizijsko absolutno
metodo razreda I, metodo merjenja zvočne intenzivnosti, smo jo v tem
primeru uporabili za vizualizacijo (risanje zvočne slike), kar je tudi glavna
prednost uporabljene merilne tehnike.
5 Merilni rezultati
5.1 Posamezno delovanje aktivnih komponent
Na začetku postopka smo v skladu z opisom v 2. točki posneli frekvenčni
spekter zvočnega tlaka pri Kombi 750. Vrhovi spektra predstavljajo
harmonike vrtilnih frekvenc rotorjev in frekvenc, ki povzročajo vrtenje v
kombinaciji s številom lopatic ventilatorjev.
Slika 5: Frekvenčni spekter
zvočnega tlaka Kombi 750,
posnet v višini kompresorskega
prostora na razdalji 1 m preliminarna karakterizacija
notranjih generatorjev zvoka
V nadaljevanju smo izvedli meritve celotne zvočne moči Kombi 750 v
naslednjih primerih (preglednica 1):
a) delovanje samo ventilatorja v BF-enoti,
b) delovanje samo hladilnih kompresorjev,
c) delovanje samo aksialnega ventilatorja v kompresorski enoti,
d) delovanje samo centrifugalnega pihala v FF-enoti.
Preglednica 1: Celotna
zvočna moč (A-vrednotena)
in frekvenčni spekter aparata
Kombi 750 v primerih delovanja
različnih notranjih virov hrupa
Delovanje aparata
a) Samo propelerni
ventilator v BF-enoti
5
A-vrednotena celotna zvočna moč,
LWA (dBA)
41,1
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
Frekvenčni spekter zvočne moči
STROKOVNI PRISPEVKI
b) Samo oba
kompresorja
(variable speed drive,
VSD) v kompresorski
enoti
40,7
c) Samo aksialni
ventilator v
kompresorski enoti
50,2
d) Samo
centrifugalno pihalo
v FF-enoti
56,7
e) Deluje celoten
sistem
57,6
5.2 Zamenjava posameznih aktivnih komponent
Meritve, opisane v podtočki 4.1, so nam nedvomno pokazale dominantne
vire hrupa pri aparatih Kombi 750. V nadaljevanju so nam to potrdile
meritve zvočne intenzivnosti in zvočna slika (sliki 5 in 6). Zvočno sliko smo
posneli v treh primerih:
a) delujejo vsi notranji viri hrupa (ventilatorji, pihalo in oba kompresorja),
b) delujejo vsi elementi, razen pihala v FF-prostoru,
c) delujejo vsi elementi, razen pihala v FF-prostoru in ventilatorja v
kompresorskem prostoru.
Slika 5: Vizualizacija polja
zvočne intenzivnosti na aparatu
Kombi 750, pogled leva stran
spredaj: (a) delujejo vsi elementi,
(b) izklopljeno pihalo v FFprostoru, (c) izklopljena pihalo
v FF-prostoru in ventilator v
kompresorskem prostoru
6
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
STROKOVNI PRISPEVKI
Slika 6: Vizualizacija polja
zvočne intenzivnosti na aparatu
kombi 750 , pogled desna stran
zadaj: (a) delujejo vsi elementi,
(b) izklopljeno pihalo v FFprostoru, (c) izklopljena pihalo
v FF-prostoru in ventilator v
kompresorskem prostoru
Meritve so pokazale, da je za radikalno zmanjšanje hrupa treba zamenjati
pihalo v FF-enoti z ustreznejšim in zamenjati ventilator v kompresorskem
prostoru z dvema, ki bosta omogočila ugodnejše pretočno zračno polje
v kompresorskem prostoru in s tem nižjo zvočno emisijo. To je potrdila
tudi meritev vektorskega polja zvočne intenzivnosti na sprednji strani
kompresorskega prostora (slika 7). Glede na dejstvo, da na tem mestu
hladilni zrak vstopa skozi rešetko na ventilator, je povečana zvočna
emisija na tem mestu povezana z izvorom hrupa na rotorju ventilatorja
in s turbulentnimi pojavi na vstopu in izstopu iz hladilnega ventilatorja.
Posebej pa moramo poudariti, da emisija hrupa skozi vstopno rešetko ni
bila motena in da se na rešetki ni generiral še dodatni hrup.
Slika 7: Vektorska slika zvočne
intenzivnosti sprednje strani
kompresorskega prostora:
levo je začetno stanje in desno
je stanje po konstrukcijski
spremembi (vgradnja dveh
aksialnih ventilatorjev)
Opravili smo zaporedne zamenjave ob različnih režimih delovanja:
1. delovanje nespremenjenega aparata,
2. delovanje aparata z vgrajenim novim radialnim ventilatorjem v FFenoti,
3. delovanje aparata z vgrajenim novim radialnim ventilatorjem v FFenoti in dvema aksialnima ventilatorjema v kompresorskem prostoru.
Pri vsakem koraku smo določili celotno zvočno moč in ustrezne frekvenčne
spektre (preglednica 2).
Preglednica 2: Celotna
zvočna moč (A-vrednotena) in
frekvenčni spekter pri Kombi
750 pri delovanju z vgrajenimi
novimi ventilatorji
Delovanje aparata
1. Deluje
nespremenjena
enota Kombi 750
7
A-vrednotena celotna zvočna moč
LWA (dBA)
57,6
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
Frekvenčni spekter zvočne moči
STROKOVNI PRISPEVKI
2. Zamenjava
obstoječega
centrifugalnega
pihala v FF-enoti
z novim radialnim
ventilatorjem
51,1
3. Ventilator v
kompresorskem
prostoru je
nadomeščen z
dvema aksialnima
46,1
4. Znižanje vrtljajev
obeh aksialnih
ventilatorjev v
kompresorskem
prostoru na 1800 rpm
44,5
6 Obrazložitev merilnih rezultatov in izvedene meritve
na ventilatorjih
Akustične meritve pri delovanju posameznih elementov (opisano v
podtočki 5.1) so pokazale, da je treba modificirati oziroma zamenjati
nekatere notranje vire hrupa. Raven zvočne moči je bistveno presegala
pričakovane in zaželene vrednosti. Meritve zvočne intenzivnosti in
mapiranje v treh režimih delovanja so nedvomno pokazali dominantni
parcialni vir hrupa, to so vgrajeni ventilatorji. Energija zračnega toka pri
ventilatorjih se deloma spremeni v pulzacije tlaka in nato v energijo zvoka.
Hrup, ki ga generira ventilator, je pretežno aerodinamičnega izvora. Na
hrup ventilatorja vplivajo velikost ventilatorja, hitrost in obremenitev. Pri
obstoječem ventilatorju ne moremo vplivati na velikost, lahko vplivamo
na hitrost (zmanjšanje obratov) in na obremenitev s spremembo lege
obratovalne točke. Obratovalna točka je odvisna od konfiguracije sistema
in ovir v toku. Na hrup ventilatorja vpliva tudi pogonski motor in vibracije
sistema. Zato hrup ventilatorske enote povzročajo deloma ventilator,
deloma pogonski motor in deloma vibracije sistema.
Meritve jasno kažejo na izraziti vir hrupa, centrifugalno pihalo. V
preglednici 1, na diagramu e opažamo dva tipa širokopasovnega spektra:
diskreten in turbulenten. Raven in oblika spektra sta odvisna od dimenzij
in oblike ter vrtilne frekvence rotacije in obremenitve rotorja. Naša naloga
je, da zagotovimo obratovanje ventilatorja v področju minimalnega hrupa,
v optimalni točki oziroma daleč od nestabilnega področja obratovanja ali
meje črpanja, pri katerih se generira prevladujoč turbulentni hrup.
Iz navedenih razlogov smo centrifugalni ventilator morali zamenjati z
ustreznim, radialnim. S tem se je raven zvočne moči s 57,6 dBA znižala
na 51,1 dBA. Poleg tega lahko sklepamo, da propelerni ventilator v BF ne
prispeva bistveno k celotni zvočni moči celotnega Kombi 750. Enako velja
za vpliv delovanja hladilniških kompresorjev. V nadaljnjem zniževanju
je bil hrup celotnega aparata večinoma odvisen od hrupa ventilatorja
8
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
STROKOVNI PRISPEVKI
v kompresorskem prostoru. Zmanjševanje hrupa kompresorske enote
je zahtevalo dodatno raziskovalno delo, ki smo ga podrobneje opisali v
članku6, navedenem v literaturi.
V spodnji tabeli so predstavljene vrednosti hrupa. Izmerjen je bil še statični
tlak, obrati, električni tok, napetost in moč. Iz statičnega tlaka in obratov se
je iz karakteristike posameznih ventilatorjev določil volumski pretok.
Preglednica 3: Rezultati meritev
akustičnih karakteristik
ventilatorja
Ventilator
EbmPapst
4212 NML
Original
Brez
Brez
nosilcev
s tkanino
Dušenje
Δpstat
[Pa]
Lw(A)
[dB]
n
[min-1]
I
[mA]
U
[V]
P
[W]
qvol
[m3/h]
nedušen
12
55,8
2050
170
12
2,04
85
dušen
17
55,4
2064
166
12
1,99
49
zelo
dušen
27
56,3
1998
185
12
2,22
26
nedušen
11
42,9
1963
160
11,4
1,82
86
nedušen
12
45,7
2050
169
11,92
2,01
90
dušen
17
43,8
2025
zelo
dušen
11,92
55
27
47
1988
185
11,92
2,21
27
nedušen
11
41,2
1848
147
10,73
1,58
77
nedušen
14
45,1
2050
170
11,93
2,03
86
dušen
17
44
2028
176
11,93
2,10
74
zelo
dušen
27
45,8
1998
184
11,93
2,20
31
Slika 8: Zvočna moč vgrajenega
ventilatorja v funkciji sprememb
Iz rezultatov je razviden značilen vpliv nosilnih konzol rotorja, ki zmanjšuje
delovno karakteristiko ventilatorja. Še večji vpliv ima struktura površine
ohišja ventilatorja. Vstavljena elastična - mrežasta tekstura odpravlja
tipično anomalijo ventilatorja. Razvidno je tudi, da v primeru korekcije
konzol dosežemo zadovoljive rezultate, ki se bistveno ne poslabšajo s
približevanjem konzol k rotorju ventilatorja.
Po ustrezni modifikaciji oziroma zamenjavi in vgradnji dveh aksialnih
ventilatorjev smo dosegli raven zvočne moči 46,1 dBA.
9
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012
STROKOVNI PRISPEVKI
Zadnja meritev je pokazala, da lahko dosežemo raven zvočne moči 44,5
dBA, če znižamo vrtljaje na 1800 rpm. Preverili smo, ali je takšen poseg še
sprejemljiv glede na zahtevane energetske parametre, in dobili pozitiven
odziv. To je končno pomenilo signifikantno znižanje ravni zvočne moči za
13,1 dBA, od začetnih 57,6 dB na 44,5 dBA.
6.1 Sklep
Razvojni trendi velikih gospodinjskih aparatov zahtevajo bistveno
zniževanje glasnosti. Da bi na aparatih Kombi 750 dosegli cilj zmanjšanja
zvočne emisije, smo izvajali akustične meritve. V pogojih prostega
polja smo določali celotno in terčno raven zvočne moči ter z meritvami
zvočne intenzivnosti posneli ustrezne zvočne slike. Zvočna intenzivnost
nam posreduje informacije o smeri in velikosti zvoka ter nam olajša
prepoznavanje virov hrupa.
S pomočjo meritev zvočne intenzivnosti na vseh petih emisijskih površinah
enote aparata Kombi 750 smo locirali vire največje emisije hrupa. Iz tega
smo lahko ugotovili, da je povečana zvočna intenzivnost na vseh petih
straneh povezana z aerodinamičnim hrupom, ki ga generira rotor pihala v
FF-enoti, in hrupom, ki ga povzročajo turbulentni pojavi v distribucijskem
kanalu. Vzrok sta bila vgradnja in neustrezno centrifugalno pihalo v
FF-enoti. Z zamenjavo slednjega smo uspeli znižati raven zvočne moči s
prvotne vrednosti 57,6 dBA na 51,1 dBA.
Z zamenjavo centrifugalnega
pihala in ventilatorjev, znižanjem
vrtilne hitrosti ter konstrukcijsko
spremembo smo dosegli ciljno
vrednost hrupa 44,5 dBA
Ciljne vrednosti hrupa za aparat so bile bistveno nižje od dosežene
vrednosti. Zato smo se lotili naslednjega koraka, zamenjave ventilatorja v
kompresorskem prostoru. Optimalno pretočno polje smo dobili z vgradnjo
dveh aksialnih ventilatorjev. Ta ukrep je prinesel nadaljnje znižanje hrupa
z 51,1 dBA na 46,1 dBA. Ker je bila ciljna vrednost pod 45 dBA, smo
uporabili zadnji ukrep, znižanje vrtilne hitrosti na 1800 rpm. Preverili smo,
kako ta ukrep vpliva na funkcionalne in energetske lastnosti aparata. Po
pozitivnem odzivu smo se odločili za konstrukcijsko spremembo in dosegli
ciljno vrednost 44,5 dBA referenčno na 1 pW. Zmanjšanje zvočne moči iz
57,6 dBA na 44,5 dBA fizikalno pomeni več kot 20-kratno znižanje, torej iz
575 nW na 28,2 nW.
Literatura
Doebelin, E. (1990): Measurement system. New York: McGraw-Hill Book
Company.
1
2
Fahy, Frank J. (1989): Sound Intensity. London: Elsevier Science Publisher
Ltd.
Beranek, L. (1988): Noise and Vibration Control. Cambridge: Institute of
noise control engineering.
3
4
ISO 11688–2 Acoustics, “Recommended practice for the design of lownoise machinery and equipment, Part 2: Introduction to the physics of
low-noise design.”
5
Crocker, M. J. (1997): Noise and vibration control. John Wiley &Sons, Inc.
6
Holeček, N., Eberlinc, M., Hočevar, M., Širok, B. (2009): Experimental
investigation of noise generated by multifunctional refrigerating units.
V: The 38th International Congress and Exposition on Noise Control
Engineering, Ottawa, Kanada, 23.–26. avgust. Proceedings of inter-noise
2009: innovations in practical noise control. Washington: Institute of Noise
Control Engineering.
10
LETNIK 21. ŠT. 1-2/2012