расчет виброизоляции насосных установок крышных котельных

РАСЧЕТ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ НАСОСНЫХ УСТАНОВОК
КРЫШНЫХ КОТЕЛЬНЫХ
Чернова О.Н., Хисматуллин Ш.Ш.
Оренбургский государственный университет, г. Оренбург
В современных жилых и общественных зданиях устанавливают большое
количество
инженерного
и
технологического
оборудования.
При
проектировании зданий и сооружений необходимо учитывать, что инженерное
оборудование возбуждает вибрацию несущих конструкций, что может вызвать
появление сверхнормативных уровней шума в жилых и общественных
помещениях. К инженерному оборудованию относятся системы вентиляции и
кондиционирования воздуха, водоснабжения и отопления, лифты, насосы и
другие. Работающее оборудование возбуждает вибрацию соединенных с ним
конструкций, излучает воздушный шум в окружающее пространство и
присоединенные воздуховоды или возмущает жидкость (обычно воду) в
присоединенных трубопроводах [1].
В зоне крышных котельных присутствуют шумы и вибрации:
- механические (из-за неуравновешенности движущихся, в частности,
вращающихся масс, ударов в сочленениях, стука в зазорах и т. п.);
- аэрогидродинамические (при впуске–выпуске газа компрессоров, из-за
образования вихрей и неоднородностей в потоках газа и жидкости в
вентиляторах и насосах, автоколебаний в водоразборных кранах);
электромагнитные
(у
электродвигателей,
трансформаторов).
Нередко оборудование возбуждает одновременно вибрацию и шум
нескольких
составляющих,
например,
вентиляционный
агрегат.
Вибрация оказывает двоякое неблагоприятное влияние на человека:
вследствие непосредственного контактного воздействия и шума, излучаемого в
помещения колеблющимися ограждающими конструкциями в звуковом
диапазоне частот (структурного шума). Если не принимать меры по снижению
шума и вибрации при монтаже и эксплуатации перечисленного оборудования, в
этих помещениях и прилегающих к ним жилой зоне возникает не
благоприятная виброакустическая обстановка.
Имеются две основные группы средств снижения шума и вибрации
оборудования в жилых и общественных зданиях – в источнике возникновения и
на пути распространения. Необходимо правильно сочетать эти средства. При
проектировании зданий снижение шума и вибрации в источнике обеспечивают
применением малошумного оборудования и выбором правильного (расчетного)
режима его работы, при строительстве и эксплуатации зданий — технической
исправностью оборудования. Снижение шума и вибрации на пути
распространения достигается комплексом архитектурно-планировочных и
акустических
мероприятий.
Архитектурно-планировочные
мероприятия
предусматривают
такую
планировку помещений в зданиях, при которой источники шума максимально
удалены от помещений, защищаемых от шума. Например, лифтовые шахты в
жилых домах следует размещать так, чтобы они не примыкали к стенам жилых
комнат и даже к стенам квартир.
Акустические мероприятия – это вибро- и звукоизоляция инженерного
оборудования, применение звукопоглощающих конструкций в помещениях с
источниками шума, а также в защищаемых от шума помещениях, установка
глушителей шума в системах вентиляции и т.д.
Выбор комплекса средств снижения шума и вибрации зависит от
характера их возникновения и распространения и обосновывается
акустическим расчетом, в котором определяются ожидаемые уровни шума в
защищаемом помещении, требуемое их снижение и необходимые для этого
мероприятия [4].
Расчет виброизоляции насосов проводится в соответствии с [2].
Рассчитать акустическую виброизоляцию центробежного насосного
агрегата К 65-50-160 А, установленного на перекрытии из тяжелого
железобетона ( G = 550 кг/м2) жилого дома категории Б.
Гибкие вставки расположены горизонтально, параллельно одна другой.
Агрегат динамически отбалансирован.
Исходные данные представлены в таблице 1.
Таблица 1 – Исходные данные
Частота вращения насоса
Масса насосного агрегата
Диаметр гибких вставок:
на всасывании
на нагнетании
N = 2850 мин-1 (47,5 Гц)
M = 115 кг
d1 = 65 мм
d 2 = 50 мм
Последовательность расчета:
Принимаем эксцентриситет вращающихся частей агрегата  =0,310-3 м.
Исходя из частоты вращения вентилятора (2850 мин-1), находим по таблице
максимально допустимую амплитуду смещения центра масс агрегата
адоп  0,03  10 3 м.
По таблице находим требуемую эффективность виброизоляции насосного
агрегата Lтр = 26 дБ.
По графику определяем допустимую частоту собственных колебаний в
вертикальном направлении виброизолируемого агрегата при размещении его на
железобетонном перекрытии f zдоп. = 6,8 Гц.
По графику определяем продольную динамическую жесткость гибких
вставок:
К гв1 = 200000 Н/м
К гв2 = 130000 Н/м
Определяем требуемую условную массу виброизолируемого агрегата
М мр .усл. , учитывая только продольную динамическую жесткость гибких
вставок:
М тр. усл  0,00084  К гв  277 кг
(1)
где К гв - продольная динамическая жесткость гибких вставок, Н/м (при
расположении гибких вставок горизонтально учитывается их суммарная
продольная жесткость; при расположении одной гибкой вставки вертикально, а
второй горизонтально учитывается только продольная жесткость вертикальной
гибкой вставки).
Резиновые виброизоляторы выбираются следующим образом: Принимая
количество виброизоляторов n  4 , определяем по формуле статическую
нагрузку на один виброизолятор:
Рст. 
M mp  g
4
 678,7
(2)
где g = 9,8 мс-2;
n - количество виброизоляторов.
Определяем расчетную максимальную нагрузку на один виброизолятор
по формуле:
Рmax, рас.  Рст.  1,5
4 2  f 2  aдоп
 Рст  708
10 g
(3)
где Рст - статическая нагрузка;
f - основная расчетная частота вынуждающей силы агрегата, Гц;
а доп - максимально допустимая амплитуда смещения центра масс
агрегата, м.
Определяем требуемую суммарную жесткость виброизоляторов в
вертикальном направлении Кzтр. по формуле:
К zтр  4   2  f 2 zдоп  M тр  505146 H/м ,
(4)
где: f zдоп - допустимая частота собственных колебаний виброизолированного
агрегата в вертикальном направлении, Гц;
М тр - общая требуемая масса виброизолированного агрегата, кг и
требуемую жесткость одного виброизолятора k zтр в вертикальном направлении
по формуле:
K zmp
k zmp 
 126286 H / м
n
(5)
По нагрузке Рmax.pac и k zтр , пользуясь таблицей на рисунке 6, выбираем
виброизолятор типа ВР-202. Для него Pmax  1000 H , k z  50000 H / м .
Проверяем, удовлетворяет ли выбранный тип виброизолятора
неравенствам:
750 > 708 Н
50000 < 126286 Н/м
Необходимые условия выполнены.
Определяем общую требуемую массу виброизолируемого агрегата,
принимая K x  0,3 K z .
М mp    К гв  Кв   327 кг
(6)
где   0,00084 с 2 ;
К в - суммарная динамическая жесткость виброизоляторов в
направлении, параллельном продольной оси гибкой вставки, Н/м (при
расположении одной гибкой вставки вертикально, а второй горизонтально
учитывается общая жесткость виброизоляторов в вертикальном направлении).
При горизонтальном расположении двух гибких вставок учитывают общую
жесткость виброизоляторов в горизонтальном направлении.
Определяем уточненную статическую нагрузку на один виброизолятор,
(Н) при M тр  327 кг.
Рст. 
M mp  g
4
 801
Рассчитываем уточненную максимальную нагрузку на один виброизолятор:
Рmax, рас.
4 2  f 2  aдоп
 Рст.  1,5
 Рст  834Н
10 g
Определяем уточненные значения требуемой суммарной жесткости
виброизоляторов в вертикальном направлении Кzтр. и требуемой жесткости
одного виброизолятора в вертикальном направлении kzтр.
К zтр  4   2  f 2zдоп  M тр  596327 H/м
k zmp 
K zmp
n
 149080 H / м
(7)
Выбранный ранее виброизолятора ВР-202 по новому значению Рmax.pac не
удовлетворяет неравенствам Pmax  Pmax . pac k z  k zтр .. В соответствии по
расчетным данным выбран тип виброизолятора ВР-203:
1500 > 834 Н
100000 < 149080 Н/м
Необходимые условия при виброизоляторах ВР-203 выполнены.
Определяем собственную частоту колебаний виброизолированного
агрегата в вертикальном направлении, (Гц):
fz 
1
2
kz  g
 5,6
Рст
(8)
где g = 9,8 мс-2;
Определяем величину эффективности акустической виброизоляции L ,
(дБ) по формуле:
L  201g
f2
 1  37 дБ
f z2
(9)
где f - основная расчетная частота вынуждающей силы агрегата, Гц;
fz - собственная частота колебаний виброизолированного агрегата, в
вертикальном направлении, Гц.
37 дБ > 26 дБ = L тр
Подобранная виброизоляция обеспечивает требуемую эффективность.
Следует помнить, что пружинные виброизоляторы, обладая меньшей
частотой f 0 , обеспечивают большую виброизоляцию на низких частотах, чем
другие виды виброизоляторов из эластичных материалов. Однако последние на
средних и высоких частотах более эффективны, поскольку волновые
резонансные явления, ухудшающие виброизоляцию, в них наступают на более
высоких частотах, чем в пружинах и, кроме того, менее выражены из-за
существенно больших внутренних потерь энергии. Из-за указанных явлений
виброизоляция пружинами на средних и высоких частотах падает и весьма
невелика. Некоторое увеличение ее достигается при установке резиновых
прокладок между пружинами и фундаментом. На больших частотах
дополнительная виброизоляция растет с частотой и становится тем выше, чем
больше коэффициент потерь, толщина и коэффициент формы прокладки.
Поэтому их следует изготовлять из перфорированной, а не сплошной резины,
как это обычно делают. Вопреки распространенному мнению, тонкие
резиновые прокладки не устраняют основного недостатка пружинных
виброизоляторов - низкую виброизоляцию на средних и высоких частотах.
Виброизоляторы располагают так, чтобы их центр жесткости находился
на одной вертикали с центром масс виброизолированной установки; при этом
виброизоляторы должны иметь одинаковую осадку.
Таким образом, можно сделать следующие выводы:
- эффективность виброизоляции инженерного оборудования (например,
вентиляционного) зависит от его рабочей частоты;
- эффективность виброизоляции инженерного оборудования зависит от
примененной схемы виброизоляции;
- неправильный выбор схемы виброизоляции может привести к
неконтролируемому
увеличению
амплитуды
колебаний
фундамента
инженерного оборудования.
Список литературы
1. Вольфсон В. Л. Реконструкция и капитальный ремонт жилых и
общественных зданий: справочник производителя работ /В. Л. Вольфсон.- М.:
Стройиздат, 2003. - 252 с.
2. Пособие к МГСН 2.04-97 Проектирование защиты от шума и вибрации
инженерного оборудования в жилых и общественных зданиях/ под ред.
Макарова Р.А.-М.: Стройиздат, 1998. – 34 с.
3. Крейтан В. Г. Защита от внутренних шумов в жилых домах/ В. Г. Крейтан.
- М.: Стройиздат, 1990. – 257 с.
4. Хисматуллин Ш. Ш. Техническая акустика. Учебное пособие для вузов /
Ш. Ш. Хисматуллин, Г. Г. Хисматуллина, И. В. Ефремов. - Оренбург: ГОУ
ОГУ, 2010. - 282 с.
5. Алексеев, С. П. Борьба с шумом и вибрацией в технической акустике/ С. П.
Алексеев. - М.: «Высшая школа», 1999.- 408 с.
6. Мировски, А. Материалы для проектирования котельных и современных
систем отопления/ А. Мировски, Г.Ланге. – Издание 1: Виссман. Польша, 2005.
– 298 с.