不同座椅下送风器气流分布及噪声特性分析.docx
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不同座椅下送风器气流分布及噪声特性分析
不同座椅下送风器气流分布及噪声特性分析
本帖最后由zhoulin于2011-10-1010:
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摘 要：
上世纪90年代以来，置换通风在世界范围内广泛应用。
我国在引入北欧置换通风技术的基础上结合国情开展了这方面的研究与开发工作，首次应用于北京天桥剧场、上海大剧院，以及随后的杭州大剧院、国家大剧院等，目前在大量剧院工程中得到了应用。
本文针对几种不同类型的下送风器，在实验室测得其噪声声功率级及气流流速等数据的基础上，针对其气流分布和噪声特性等情况进行分析，旨在为实际工程设计及进一步深入研究提供借鉴和参考。
1引言
近年来，随着国内外置换通风理论的深入研究，座椅置换通风系统已广泛应用于电影院、剧场、音乐厅、报告厅等公共建筑中。
座椅下送风在人体附近送风，不仅节约能源、热量利
用率较高，而且由于送风口处设有的送风静压箱空腔大，有效降低了送风不均匀性。
由于送风速度小，空气湍流度低，进一步控制了噪声。
的产生。
因此，为保证向观众提供良好的空调效果，座椅下送风系统则成为观众厅常见的送风方式。
观众厅空调噪声与送风速度密切相关，风速越高，噪声越大。
上送风方式出风口速度为3～8m/s，根据现场测试，风口处的噪声为40～5OdB或更高［1］，采用下送风，出风口速度不超过0.2m/s，不到上送风方式的1/10，因此可大大降低空调噪声。
不同的送风口末端形式对流场有着不同的影响，为此本文选择了几种不同类型的送风器，在经过通风与消声改造后的标准建筑隔声实验室接收室中对各自气流流速及噪声进行测试分析，可知不同类型送风器气流分布及噪声情况，为实际工程设计及进一步深入研究提供参考。
2测试条件及计算方法
座椅下送风气流流速及噪声测试在经过消声与通风改造后的建筑隔声实验室接收室（净尺寸为5OOOmmX4700mmX5000mm，净容积为94m3）内进行。
为提高信噪比，使气流接近实际，采用了多个风口测量。
该测试采取9个送风口，按3*3排列，排间距900mm，列间距550mm（图1）。
测试时流量调节阀全开，此时风口阻力最小，流量最大，采用风机变频来调节风量。
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2.1风口流速的测定
座椅下送风风口气流流速测量参照GB/T18049-2000《中等热环境PMV和PPD指数的测定及热舒适条件的规定》（等同于ISO7730“ModeratethermalenvironmentsdeterminationofthePMVandPPDindicesandspecificationoftheconditionsforthermalcomfort.”），所用仪器为KIMOVT50-微风速计。
图2为人坐于座椅上下送风气流分布情况，可以看出，人脚踝处距座椅下送风中心线约30cm处，故重点测量此处的气流流速情况。
2.2单个风口噪声声功率级的测试及计算
在风口噪声测量中，将声源放在混响室内（图3），测量仪器为Norsonic公司RTA840系统。
由于人耳的敏感性，测点选择距送风器约1.2m，与人坐于座椅上时人耳高度相等。
一般来说，声源的声功率可看作是属于声源本身的一种属性。
对于座椅下送风口，在实验室所测得室内平均声压级和混响时间后，风口声功率级参照GB/T6881.1-2002《声学声压法测定噪声源声功率级混响室精密法》（等同于ISO3741:
1999Acoustics—Determinationofsoundpowerlevelsofnoisesourcesusingsoundpressure—Precisionmethodsforreverberationrooms），采用房间等效吸声面积法进行测定。
由于测得的室内平均声压级为待测风口气流噪声与背景噪声叠加后的声压级，声压法测定噪声源声功率级混响室精密法要求背景噪声声压级比被测噪声至少低lOdB［2］。
而此实验被测声源声压级极低，无法做到背景噪声低于被测噪声lOdB，因此采用如下方法排除背景噪声的影响:
若实测噪声与背景噪声相差1.5dB以内，认为实际噪声值远小于实测噪声，按实测数据减6dB计算；若实测噪声与背景噪声相差1.5～3dB,按背景噪声值计算；若实测噪声超过背景噪声3dB,则实测数据需减去背景噪声。
经过背景噪声修正后的室内声压级值折算到单个风口，再根据所测到的混响时间可得室内等效吸声面积，用
（1）式计算便可算得单个风口气流噪声声功率级［4］。
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一般来说，要求风口噪声小于15dB，理想要求不大于10dB，否则很容易被人们所察觉。
假设一观众厅有2000个座椅，座椅列间距550mm，排间距900mm；中频混响时间1.5s，每座容积6m3。
对于如下所示四种送风器，在测量并计算出单个风口A声功率级的基础上，分别算其接收点（人耳处）的声压级。
由于观众厅内风口噪声对人的影响主要为直达声和混响声两部分，直达声随距离衰减，人坐高1.2m，在混响半径以外区域的直达声可忽略，根据式
（2）可分别算出接收点处的直达声和混响声。
将二者进一步叠加计算则得到接收点处声压级值。
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3.不同类型送风器测试结果分析
以下为风量60m3/h条件下，四类不同送风器距中心线30cm处各自的最大风速和在上述假设观众厅内计算所得的A声级值。
1）
直桶型
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从测试结果可看出风量在60m3/h时，直桶型下送风口的气流分布。
因风从喉颈处垂直冲出后，撞击顶盖后，集中在顶盖边缘散流，所测风量在60m3/h的条件下，最高风速达到了0.27m/s，会对观众带来明显的吹风感，舒适度并不理想。
同时，由于风口气流噪声是气体湍流脉动和气流冲击风口结构产生的噪声，以中高频为主，噪声强度大致与气流速度的6次方成正比［3］，故气流流速越高，噪声也越大，60m3/h的风量下，单个风口A声级达到15.5dB。
2）
阻尼膜型
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图5与图6均为阻尼膜型，所不同的是，图6所示送风器在附加阻尼膜的基础上，增设均流板（即在风口喉颈处设置密实阻流网）。
在直桶型送风器的基础上附加阻尼膜后，风量为60m3/h时最大流速达到0.25m/s，低风量情况下风阻小，对均流作用较为有限；可增加风口气流阻力，降低气流速度，对均流有利，同时因风口阻力较大，对不同风口之间的流量均衡也起到积极的作用。
此类送风口送风量在60m3/h时，气流最大值约0.19m/s，但由于阻流网与气流的摩擦作用，会使气流噪声增加。
3）穿孔圆锥/圆台型
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一般来说，由于风阻的作用，圆锥、圆台型穿孔板对于高风速具有良好的均流性，但其穿孔孔径一般较大，穿孔率较高，故而对低速低风压条件下的气流几乎没有均流的意义。
实测表明，圆锥、圆台型穿孔板对送风柱的气流分布改进效果不大。
4）阻流小伞型
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图9、图10均为喉管（图11）型阻流小伞型下送风器。
对于阻流小伞型送风器，从喉颈部垂直向上的气流，在阻流伞以外区域，直接撞击到送风柱顶板并散流，而在阻流伞半径以内区域，气流冲到阻流伞上，相当量的气流在阻流伞边缘被反向散流。
根据气流分布实验室实测结果，不断调节阻流伞的直径、倾斜角度和垂直高度，可使气流分布达到最佳均匀状态，这就不但降低了气流速度，而且降低了噪声。
若用双阻流小伞（图10），气流特性的均匀性可进一步提高。
3小结
从上述四种类型座椅下送风器可看出，实验室测量中，喉管阻流小伞/双阻流小伞型、阻尼膜均流板型均可同时满足气流流速低于0.2m/s、噪声小于15dB（A）的标准。
在剧场观众厅等空间内，根据实验室测试并计算得到的单个风口噪声声功率级，可计算得所有风口噪声对接收点处声压级值，由此可推断出其是否满足所要求的NR值。
加之风口之上的座椅对风口噪声有遮挡和吸收作用，实际风口噪声值应小于计算值。
座椅下送风方式在目前剧场设计中应用较广，从理念上而言，业主、设计师都倾向于接受这种既节能又舒适的送风方式。
但在多个项目的实际应用中，除了送风口噪声和气流特性以外，还有其他一些实际问题进一步需研究。
如楼板开孔后，隔声量下降，应防止将机房等产生噪声的房间布置在观众厅正下方；且开孔后的送风口对观众厅亦具有一定吸声影响。
此外，其他土建、装修工作完成后，最后一道工序即安装座椅，在座椅安装过程前后暴露的一些潜在问题往往非常棘手。
座椅生产厂家应做到心中有数，事先地、有预防地、主动地与相关专业进行配合，使座椅下送风工程达到人们所期望的效果。
本主题由zhoulin于2011-10-1011:
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