6.5 HAŁAS SIECI INSTALACJI POWIETRZNYCH 6.5.1. WPROWADZENIE W przemyśle, zwłaszcza chemicznym, istotnym zagrożeniem strefy zakładu i środowiska jest hałas powstający w instalacjach powietrznych i gazowych. Sytuację tę i techniki prowadzące do zmniejszenia poziomu hałasu zilustrujemy na przykładzie sprężarki wirowej, która przez sieć ssania i tłoczenia zasila powietrzem aparaturę chemiczną. Podobne techniki minimalizacji hałasu stosuje się w sieciach wentylacji klimatyzacji, a także w hamowniach silników odrzutowych, zasilaniu w powietrze turbin gazowych i innych przypadkach instalacji pneumatycznych wielkogabarytowych, gdzie średnica rurociągu jest większa od długości fali. W tych wszystkich przypadkach jedynym rozwiązaniem są tłumiki absorbcyjne wytracające energię fali dźwiękowej w materiale tłumiącym wyłożonym na ściankach tłumików. Przeciwny akustycznie przypadek mamy przy tłumieniu hałasu na wlocie i wylocie maszyn tłokowych ; sprężarek silników, których części podstawowe są rzędu kilkudziesięciu Hz, a średnica przewodów rzędu cm. Tutaj do obliczeń możemy stosować model fali płaskiej i dobre efekty daje zastosowanie tłumików o ściankach gładkich fefleksyjnych lub rezonansowych. Istota ich działania zaś polega na zaporowym działaniu dla tłumików refleksyjnych i kompensacji przeciwciśnieniem wtrąconego układu rezonansowego. Na tych zagadnieniach zatrzymamy się jedynie krótko odsyłając zainteresowanych do bogatej literatury [ 90, 106, 109, 110 ].

6.5.2. OBLICZENIA HAŁASOWE SIECI Stacje dmuchaw, kompresorów, wentylatorów itp. Dają istotne zagrożenie hałasowe, zarówno w hali maszyn jak i na zewnątrz pomieszczenia i wokół instalacji. Sposoby obniżenia hałasu w pomieszczeniu sprężarek omówiliśmy już w poprzednim punkcie.

Rys. 6.10 Szkic sieci zasilania powietrzem aparatury chemicznej z najważniejszymi wzorami do obliczeń hałasowych Przypominając o dobrym wytłumieniu pomieszczenia i właściwej izolacyjności akustycznej przegród rzędu 40 dB, tutaj skupimy się na mnimalizacji hałasu w otoczeniu maszyn i instalacji powietrznych. Nasze rozwiązania będą koncentrowały się na obniżeniu hałasu w punkcie kontrolnym wokół instalacji, ustalonym przez służby ochronne środowiska. Lokalizacja tego punktu i dopuszczalne wartości poziomów są przedmiotem ustaleń między inwestorem a służbami ochrony środowiska. W dalszych rozważaniach posłużymy się rys. 6.10, na którym naniesiono schemat instalacji i niezbędne wzory do obliczeń hałasowych, które wynikają z punktu 4.5.

Procedurę oszacowania poziomu hałasu w punkcie kontrolnym P rozpoczynamy od oszacowania mocy akustycznej sprężarki promieniowej sieci ssania i tłoczenia. Korzystamy przy tym z atestu akustycznego lub też z danych eksperymentalno- analitycznych zamieszczonych w punkcie 2.3. Do tak znalezionego poziomu mocy dodajemy 5 dB tytułem poziomu zapasu obliczeń, otrzymując

dbNNL 5lg10

0

+= ( 6.25 )

Mając również oszacowanie widma dmuchawy, będziemy prowadzić dalsze obliczenia dla pasma maksymalnej mocy akustycznej maszyny lub dla poziomu liniowego przy braku takiej informacji. Następnie obliczamy poziom hałasu w rurociągu ssania ( 1 ),

odejmując niewiadome na razie tłumienie projektowanego tłumika sieci lk∆ . Według uproszczonego modelu fali płaskiej dla kanału o przekroju S1 mamy

lkI LSLL ∆−−= 11 lg10 ( 6.26 )

Zmiana kierunku strumienia, występująca dalej wzdłuż rurociągu, da tłumienie rzędu kilku dB [ 90 ], lecz nie uwzględnimy tego na korzyść bezpieczeństwa obliczeń, chyba że zdecydujemy się na wytłumione zagięcia dające tłumienie rzędu 15 dB i więcej na wysokich częstotliwości. Kolejnym elementem sieci ssania jest czerpnia ( 2 ) o przekroju poprzecznym S2 . W takim razie poziom hałasu w czerpni będzie

+−=21

221

12 4)(

lg10SSSSLL II ( 6.27 )

W czerpni będziemy więc mieli źródło hałasu o mocy akustycznej N2 = I2 S2 , czyli

212 lg10 SLL IN += ( 6.28 )

Dysponując obecnie lokalizacją punktu pomiarowego P względem czerpni, np. odległego r metrów, obliczamy poziom hałasu w tym punkcie z tytułu emisji hałasu z czepni

aNr LrLL ∆−−Ω−= 2222 lg20lg10 , ( 6.29 )

przy czym na ogół czerpnia jest na podwyższeniu )4( 2 Π=Ω , a dla wysokich częstości należy uwzględnic tłumienie w atmosferze La ( patrz rozdział 1). Taką samą procedurę obliczeniową stosujemy, jeśli punkt kontrolny znajduje się blisko instalacji, np. kolana rurociągu, tak jak na rys. 6.10. Wtedy jednak do obliczeń użyjemy kolejno wzorów

,lg10

,lg10

333

333

SLLLSLL

IN

knI

+=

−−=

( 6.30 )

akNr LrLL ∆−−−Ω−= 3333 lg20lg10 β ,

gdzie dodatkowo kβ jest izolacyjnością akustyczną kanału, obliczoną według reguł następnego punktu. W etapie końcowym powinniśmy zsumować natężenie hałasu, dochodzące do punktu kontrolnego, według wzorów podanych w rozdziale 1. Bezpieczniej będzie jednak, gdy każdy z poziomów rL2 i rL3 porównamy oddzielnie z poziomem dopuszczalnym pL ( lub widmem dopuszczalnym ), obliczając w ten sposób niezbędne dodatkowe tłumienie kL∆ . Na przykład dla poziomu hałasu z czerpni będziemy mieli

222221

221

1 lg20lg10lg104

)(lg10lg105 kpaN LLLrrS

SSSSSL ∆≤−∆−−−

+−−+

Naszkicowany tok obliczeń należy wykonać najlepiej dla każdej oktawy w przedziale 63÷ 8000 Hz. Tym sposobem obliczymy wymagane tłumienie tłumika 1kL∆ . Jeśli zaś w punkcie kontrolnym P zamiast widma hałasu zadano poziom w dB ( A ), to zmniejszając go wg. wzoru z rozdziału 4 o 5 dB, mamy liczby oceny hałasu N, mające już charakter widmowy. Mamy w ten sposób w konfrontacji z widmem dmuchawy wyznaczony konieczny widmowy rozkład tłumienia w tłumiku 1kL∆ lub 2kL∆ . Najprostsze sposoby projektowania tłumików przedstawimy również w tym punkcie. 6.5.3. IZOLACYJNOŚĆ AKUSTYCZNA RUROCIĄGÓW Zagadnienie to podobne jest do izolacyjności metalowych ścian kożuchów dźwiękoizolacyjnych maszyn. Różnice polegają na rodzaju drgań rezonansowych, jakie mogą wykonywać ścianki kożuchów i rurociągów. W pierwszym decydują drgania giętne ścianek, zaś w drugim radialne. Zakładając, że wewnątrz i na zewnątrz rurociągu mamy ośrodek gazowy ( na ogół powietrze ), izolacyjność rurociągów do średnic rzędu 1 m można oszacować z wykresu przedstawionego na rys. 6.11.

Rys. 6.11. Izolacyjność rurociągów stalowych jako funkcja średnicy D, częstości f i grubości W dla hałasu tonalnego B i szerokopasmowego A [ 70 ] Zaskakujący rezultat, widoczny na rysunku, to obniżenie izolacyjności dla iloczynu f D = 1000 ÷ 2000 Hz m. wynika ono z rezonansu drgań radialnych występujących w okolicy częstotliwości DEfr Π≅ // ρ , gdzie E, ρ - moduł Younga i gęstość materiału, D- średnica rurociągu. Podwyższenie izolacyjności, zwłaszcza w obszarze częstotliwości wyższych, można uzyskać, stosując szczelne warstwy izolacji termicznej lub warstwy antywibracyjnej pasty tłumiącej. Połączenia segmentów rurociągu, najczęściej typu kołnierzowego, muszą być

wykonane jako wibro- oraz dźwiękoizolacyjne ( patrz rys.5.11 ). To samo dotyczy podwieszeń, podparć i przyłącza do króćca dmuchawy. Dzieląc bowiem rurociąg na izolowane segmenty, przenosimy jego giętne drgania własne w obszar częstości wysokich łatwych do wytłumienia. Tym samym zmniejszamy promieniowany hałas oraz niebezpieczeństwo wystąpienia zjawisk zmęczeniowych. 6.5.4. OBLICZENIA HAŁASOWE TŁUMIKÓW ABSORBCYJNYCH W ogólności rozróżniamy tłumiki regfleksyjne i rezonansowe o ściankach odbijających dźwięk oraz absorbcyjne o ściankach wyłożonych materiałem tłumiącym. Pierwsze z nich działają na zasadzie odbicia lub fazowej kompensacji energii akustycznej i znajdują zastosowanie w przypadku małych średnic przewodów )2/( λ<D i czynnika o dużej agresywności ( np. spaliny ). Drugi rodzaj tłumików działa na zasadzie pochłaniania energii ( zamiana na ciepło ) w specjalnej wykładzinie tłumiącej i może być stosowany nawet dla większych średnic przewodów.

Rys. 6.12. Podstawowe typy tłumików kanałowych : a/ prosty przewód, b/ klatkowy c/ płytowy, d/ usytuowanie tłumika (b) i (c) w kanale instalacji powietrznej. Wśród tłumików absorbcyjnych godne polecenia ze względu na małe opory przepływu są tłumiki kanałowe, takie jak : prosty wytłumiony przewód ( rys. 6.12 a), tłumik klatkowy (rys. 6.12b), tłumik płytkowy (rys. 6.12c). Przy ich projektowaniu należy przyjąć zasadę, efektywny przekrój tłumika nie może być mniejszy od przekroju kanału doprowadzającego, zaś prędkość przepływającego w nim gazu musi być tak mała, by

130 −< smV lt . Z obliczeń nadwyżek hałasowych naszkicowanych w poprzednim punkcie znamy pasmo częstotliwości mf , dla którego wymagana jest maksymalna redukcja hałasu w tłumiku. W związku z tym wymiary poprzeczne kanału tłumika ( jednej klatki, odstęp między płytami ) należy tak dobierać, by rkm ff < . Częstotliwość krytyczna rkf dla tłumika o wymiarze poprzecznym a wynosi )2(/ acf rk = . Powyżej tej częstotliwości fala propagująca się w tłumiku ( lub jego sekcji ) przestaje być płaska i zdolności tłumiące

konstrukcji szybko maleją. Pewnym wyjściem z tej sytuacji jest podział przekroju tłumika na mniejsze części za pomocą rozpraszaczy [ 103 ], wykonanych z cienkiej blachy stalowej ( rys. 6.13 ).

Rys. 6.13. Konstrukcja tłumików z rozpraszaczami : 1- korpus tłumika, 2- materiał tłumiący 3- rozpraszacz Grubość materiału dźwiękochłonnego na ściankach tłumika dobiera się z przedziału 25÷100 mm, przy czym im ona większa, tym częstotliwość maksymalnego tłumienia dźwięku

mtf w konstrukcji przesuwa się w stronę częstotliwości niskich. Jako materiały tłumiące o wysokim współczynniku pochłaniania α = 0,5÷0,9 godne polecenia są: wata szklana, wata mineralna, wata kaprowana, filc aluminiowy itp. Współczynniki pochłaniania tych materiałów w funkcji częstotliwości, grubości i gęstości masowej podane są w literaturze [ 12, 30, 78, 104, 105 ] oraz w normie PN-70/B-02151. W zależności od prędkości strumienia gazu w sekcji tłumika materiały te pokrywa się tkaniną ( np. szklaną ), siatką drucianą lub też blachą perforowaną ( perforacja ≥ 30 % ) łącznie z poprzednimi pokryciami ochronnymi [ 41, 106 ]. Przejdźmy obecnie do obliczeń redukcji poziomu hałasu w tłumiku ( lub jego sekcji ) w zależności od jego parametrów geometrycznych i własności tłumiących materiału. Na podstawie empirycznej formuły Biełowa [ 12 ] możemy oszacować spadek poziomu hałasu w tłumiku jako

SlfLk

Π=∆ )(1,1 α ( 6.32 )

gdzie )(αf - pewna funkcja współczynnika pochłaniania wykładziny tłumiącej, Π - obwód kanału lub sekcji, w m l- długość kanału, w m , S przekrój, w m2. Dla kanału kwadratowego ( lub kołowego ) o boku ( lub średnicy ) D wzór ten sprowadza się do

DlfLk

)(4,4 α=∆ , ( 6.33 )

zaś dla tłumika płytowego o odległości między płytami równej a mamy

alfLk

)(2,2 α=∆ ( 6.34 )

Wartość funkcji )(αf podano w tab. 6.3. T a b e l a 6.3 Wartość funkcji )(αf we wzorze Biełowa [ 12 ] α 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 f (α ) 0,1 0,2 0,35 0,5 0,65 0,9 1,2 1,6 2,0 4,0 PRZYKŁAD. Przeprowadzimy obliczenia dla tłumika prostokątnego o przekroju S = 17,5 x 40 cm2 i długości l = 73 cm wyłożonego wewnątrz włóknem kapronowym marki WT-4 ( wg. symboliki radzieckiej ) o grubości 5 cm. Iloraz 1,1 Π l / S ze wzoru ( 6.32 ) wynosi w tym przypadku 13, zaś wyniki szczegółowych obliczeń dla poszczególnych pasm częstości przytoczono w tab. 6.4 [ 12 ]. Warto tu podać, że te same wartości tłumienia otrzymuje się dla różnych kształtów i długości tłumika, jeśli tylko iloraz 1,1 Π l / S = const. Wyniki te znajdują potwierdzenie doświadczalne. Inna metoda projektowania tłumików, charakteryzująca się dobrą zgodnością z eksperymentem, polega na określeniu częstotliwości maksymalnego obniżenia hałasu w tłumiku tmf . według [ 92, 107 ] częstotliwość tę można określić z wykresu ( rys. 6.14 ), gdzie w grubość materiału pochłaniającego dźwięk, zaś Π= /4 SDe - średnica równoważna tłumika lub sekcji. Zależność przedstawiona na wykresie cechuje się dobrą zgodnością z doświadczeniem dla materiału WT-4 i wartości w = 2,5÷10 cm , De = 4÷100 cm . Można ją również stosować dla innych materiałów, co znajduje potwierdzenie w [ 108 ]. Mając określoną z wykresu ( rys. 6.14 ) częstotliwość maksymalnego tłumienia tmf , możemy z kolei znaleźć częstotliwościową charakterystykę redukcji hałasu w tłumiku. Wartości te określimy z wykresu ( 6.15 ), który sporządzony

Rys. 6.14. Eksperymentalna zależność częstotliwości maksymalnego tłumienia tmf od grubości materiału w i średnicy równoważnej sekcji tłumika De jest dla tłumika o długości równej trzem średnicom równoważnym ( l = 3 De ). Skala częstotliwości na tym wykresie podana jest w podziałce półoktawowej liczonej od częstotliwości odniesienia tmf . Dla określenia redukcji hałasu w tłumiku o długości róznej] od trzech średnic równoważnych można posługiwać się wzorem [ 108 ]

)lg3(4,0)lg3( 3 nlnlL lk +∆=+∆=∆ ( 6.35 )

gdzie n ≤ 6 - liczba średnic równoważnych na długości tłumika, 1∆ , 3∆ - redukcja hałasu w tłumiku odpowiednio o jednej i trzech średnicach równoważnych ( rys. 6.13 ). Warto wskazać, że tak obliczony tłumik będzie dobrze zaprojektowany, jeśli częstotliwość maksymalnej nadwyżki hałasu mf będzie się pokrywała z częstością

maksymalnego tłumienia w konstrukcji tłumika tmf .Przy takiej koincydencji tych częstotliwości wymagane długości tłumików są najmniejsze.

Rys. 6.15. Charakterystyka częstotliwościowa redukcji hałasu w tłumiku o długości 30e Dla pewnych konstrukcji tłumików warunek rkm ff < postawiono na wstępie naszych rozważań nie może być spełniony. Wtedy jak już wspomnieliśmy dla częstotliwości widma hałasu rkff > efektywność tłumika szybko maleje. Można temu zaradzić stosując omówione już rozpraszacze oraz wytłumione zagięcie rurociągu ( 900 ). Jak się okazuje [ 106, 30, 90 ] w przypadku tym dla częstotliwości rkff > otrzymujemy tłumienie rzędu 10 dB co jest bardzo korzystne. Jednak przy dużych prędkościach napływu do zagięcia ( kolana ) należy się liczyć ze wzrostem oporów aerodynamicznych. Szkic omówionego kolana rurociągu z wytłumieniem przedstawia rys. 6.16.

Rys. 6.16. Szkic wytłumionego kolana rurociągu

6.5.5. OBLICZENIA AKUSTYCZNE TŁUMIKÓW REAKTYWNYCH

Jak już wspomnieliśmy, do zrzutu gazów reagujących chemicznie lub o wysokiej temperaturze, np. spaliny silników, dogodnie jest stosować tłumiki o ściankach gładkich. Ich działanie polega na odbiciu energii akustycznej w stronę źródła, bądź na kompensacji pola źródła polem specjalnego układu rezonansowego. Do celów poglądowych i dydaktycznych weźmiemy pod uwagę najprostszą technikę projektowania tłumika refleksyjnego; zainteresowani tą problematyką mogą ją dalej studiować w [ 106, 105,55, 12, 30, 190, 54 ] i nowszych pozycjach, jako że nie wszystko tu jeszcze zostało powiedziane.

Rys. 6.17. Najprostszy filtr akustyczny z pokazaną możliwością dalszej rozbudowy w złożony refleksyjny tłumik akustyczny ( a ) i przykładowe efekty tłumienia w funkcji częstotliwości ( b ) Elementem konstrukcji najprostszych tłumików refleksyjnych, czyli filtrów akustycznych są pojemności akustyczne ( puszki ) połączone rurkami, czyli masami akustycznymi. Najprostszy taki filtr akustyczny przedstawia rys. 6.17 a z odpowiednimi oznaczeniami geometrycznymi S1, S2, l1, l2 i akustycznymi p1, v1, p2, v2. Wartość tłumienia elementarnego układu puszka rurka można znaleźć z wzoru [ 12, s. 229 ]

[ ]

−

+−+

+

++=

−+==∆

)(cos211

21)(cos

211

21

,1lg20lg20

211

2

2

121

1

2

2

1

2

2

1

llkSS

SSllk

SS

SSY

gdzie

YYPPLk

λϖ /2/2/ Π=Π== cfck - liczba falowa pola akustycznego w tłumiku.

Jakościowo jest ono pokazane na rys. 6.17 b skąd widać, że tłumienie to jest rzędu 20÷30 dB i ma charakter selektywny. Stosując różne kształty i długości, a także duży skok przekroju puszka-rurka, można tę charakterystykę podwyższyć i wyrównać. W obliczeniach uproszczonych szacunkowych efekty tłumienia kolejno łączonych filtrów elementarnych można sumować. Jednak w obliczeniach inżynierskich układów rzeczywistych trzeba stosować metody czwórnikowe macierzy przejścia lub też ułamki łańcuchowe. 6.5.6. OBLICZENIA PRZEPŁYWOWE TŁUMIKÓW Istotnym elementem projektowania tłumików są obliczenia przepływowe prowadzone dla oceny spadku ciśnienia czynnika wynikającego z oporów ruchu w tłumiku. Opory te można ogólnie podzielić na : opory lokalne związane ze zmianą przekroju w rurociągu lub tłumiku oraz opory tarcia czynnika o ścianki konstrukcji. Wielkość strat ciśnienia przeznaczonego na pokonanie wymienionych oporów zależy przede wszystkim od prędkości ruchu czynnika w przekroju i dla prędkości małych rzędu 2÷5 m s-1 można je zaniedbać. Natomiast dla prędkości wyższych, zwłaszcza 10÷30 m s-1 , obliczenia oporów aerodynamicznych muszą stanowić istotną część projektowania tłumika. Lokalne straty ciśnienia , spowodowane instalacją tłumików, zależą od prędkości strumienia V w m s-1 , współczynnika oporów miejscowych ξ i gęstości ρ w kg m-3 przepływającego czynnika. Odpowiedni wzór, zgodnie z [ 111 ], ma postać

∞<<⋅= − ξρξ 0,,,2

22

1 mNVP ( 6.37 )

Bezwymiarowy współczynnik ξ w małym stopniu zależy od liczby Reynoldsa strumienia, natomiast zależy od tego , czy zmiana przekroju lub kształtu ( zagięcie, załamanie ) umożliwia powstawanie przestrzeni martwych i wirów. Wartość tego współczynnika w typowych przypadkach zmian kształtu i przekroju podaje tab. 6.5. Opory tarcia o ścianki przewodu zależą dodatkowo od długości przewodu l w m, jego średnicy równoważnej De w m i bezwymiarowego współczynnika tarcia ścianek δ . Straty ciśnienia spowodowane tymi oporami można obliczyć z wzoru

,10;,2

1 22

<<⋅=∆ − δρδ mNVD

Pe

t ( 6.38 )

ΠΠ

= ,4 SDe - obwód kanału.

Współczynnik δ zależy od liczby Reynoldsa Re, średnicy równoważnej De , szorstkości ścian przewodu k w mm i można go obliczyć z równania

Π=

+−= SD

Dkl

ee

4,27,0Re

5,2lg21δδ

( 6.39 )0

T a b e l a 6.5 Przykłady lokalnych strat ciśnienia przewodów okrągłych i prostokątnych [ 5, r. 8.4; 111, r.6 ]

Szorstkość ścian przewodu ( tłumika ) k wyrażona jest w jednostkach długości, zaś w typowych przypadkach jej wartość przyjmuje się z tab. 6.6. Przy obliczeniach współczynnika δ wg. równania ( 6.38 ) przyjmujemy szorstkość ścianek k zgodnie z tabelą lub też przez analogię tak, jak w przypadku różnych warstw Konstrukcyjnych, pokrywających materiał tłumiący. Jeśli materiał ten pokryty jest dodatkowo siatką i blachą perforowaną ( duże prędkości ) , to wtedy zaleca się przyjmować wartość k jak dla przewodu zanieczyszczonego. W warunkach przepływu przewodem ze ściankami o dużej chropowatości, za jakie należy uznać tłumiki, wpływ liczby Reynoldsa na wartość współczynnika δ staje się znikomy. Dlatego pierwszy wyraz prawej strony równania ( 6.39 ) jest na ogół do pominięcia.

T a b e l a 6.6 Szorstkość ścian przewodu sieci [ 111 ]

Jest oczywiste, że całkowite straty ciśnienia na pojedynczym tłumiku są sumą strat obydwu rodzajów :

ltc PPP ∆+∆=∆

Obliczając je więc dla każdego tłumika oddzielnie, możemy oszacować spadek ciśnienia wynikający z zastosowania układu tłumików w sieci. W większości przypadków projektu sieci dopuszczalny spadek ciśnienia jest silnie ograniczony, stąd też niejednokrotnie zachodzi potrzeba wariantowania kształtu i długości tłumika dla zmniejszenia oporów ruchu. 6.5.7. LOKALIZACJA TŁUMIKÓW W SIECI

W pewnych przypadkach instalacji gazowych tłumiki zaprojektowane i wykonane według podanych reguł są mało efektywne, niekiedy zaś wykazują efektywność lepszą niż zaprojektowana. Aby zdać sobie sprawę z możliwości wystąpienia takich różnic, a następnie móc świadomie uniknąć przypadków niekorzystnych , rozważmy różnicę w podejściach modelowych do obliczeń tłumików a sytuacją akustyczną w układzie rzeczywistym. Dla ilustracji tego problemu rozważmy jeszcze raz , lecz pod nieco innym kątem widzenia, sytuację z rys. 6.10. Rozpatrując dla przykładu sieć ssania , możemy naszkicować model obiektu rzeczywistego tak jak na rys. 6.18. Nie wnikając w szczegóły rozważań analitycznych można od razu na podstawie tego rysunku powiedzieć, że efektywność tłumika zależy od doboru własności akustycznych ( w tym wypadku impedancji ) całej sieci ssania. Tak więc umiejscowienie tłumika w sieci odgrywa istotną rolę ze względu na jego efektywność, gdyż np. wydłużenie, skrócenie, zmiana średnicy rury doprowadzającej do tłumika itp. ,zmienia w rzeczywistości jej impedancję.

Rys. 6.18. Szkic połączenia elementów w sieci ssania dmuchawy ( a ) i model impedancyjny sieci ssania ( b ) Weźmy pod uwagę model obliczeniowy efektywności tłumika, na podstawie którego wyprowadziliśmy wzory na kL∆ . Zasadniczo rozróżniamy dwa modele obliczeniowe tłumików: w pierwszym z nich kL∆ jest interpretowana jako tłumienie wtrącenia ( insertion loss ) , zaś w drugim jako tłumienie przeniesienia ( transmission loss ). Oba terminy są niezbyt udanym tłumaczeniem z terminologii angielskiej, stąd też w nawiasach podano brzmienie oryginalne. W pierwszym z modeli mierzy się ( lub oblicza ) różnicę ciśnienia akustycznego w tłumiku zakończonym z każdej strony nieskończoną rurą ( lub rurą wytłumioną bez obić ) . W drugim zaś mierzy się różnicę między mocą padającą na wlot tłumika i za jego wylotem zakończonym nieskończoną rurą. Obie sytuacje modelowe przedstawia rys. 6.19 , przy czym są one równoważne, jeśli w tłumiku i przewodach doprowadzających propaguje się fala płaska. Pierwszą z definicji ( ciśnieniową ) stosuje się na ogół do obliczeń tłumików absorpcyjnych ( tzn. rozważanych przez nas ), zaś drugą bazującą na mocy lub intensywności dźwięku padającego do obliczeń tłumików rezonansowych. Z rozdziału 1 pamiętamy, ż na każdym skoku własności akustycznych następuje odbicie fali akustycznej. Biorąc zaś pod uwagę modele obliczeniowe tłumików ( rys. 6.19 ) i model jego rzeczywistych warunków pracy można dojść do wniosku, że w tym ostatnim przypadku jego efektywność może być mniejsza niż zaprojektowana.

Rys. 6.19. Modele obliczeniowe i pomiarowe tłumików

Z porównania tych rysunków widać również cel, ku jakiemu należy zmierzać wybierając lokalizację tłumika w sieci. Mianowicie, powinien on być tak położony, by ewentualne odbicia fal od źródła ( dmuchawy ) i od wylotu filtru nie wpływały na jego pracę. Jest oczywiste, że znając impedancję wszystkich elementów z rys. 6.18 można by obliczyć optymalną lokalizację tłumika. Jednak jak dotychczas rozważań takich nie prowadzi się choćby z powodu braku danych o impedancji maszyn jako źródeł hałasu. Pewne wzmianki o takim postawieniu problemu można znaleźć w [ 112 ] .

Współpraca tłumika z elementami sieci powietrznej jest analogiczna do zagadnienia wibroizolacji na elastycznym fundamencie. W zagadnieniach tych można wyprowadzić istotny wniosek dotyczący efektywności wibroizolacji, sformułowany w kategoriach wielkości zwanej mobilnością ( mobilność odwrotność impedancji ). Otóż wibroizolator bezmasowy będzie efektywny, jeśli jego mobilność jest znacznie większa od sumy mobilności maszyny i fundamentu [ 89 ] . Przeprowadzając zapowiedzianą analogię : maszyna źródło drgań, maszyna źródło hałasu, wibroizolator tłumik hałasu , fundament układ wlotu lub wylotu, można powiedzieć, że tłumik hałasu będzie cechował się dużą efektywnością, jeśli jego mobilność będzie znacznie większa od sumy mobilności źródła i układu końcowego ( wlot wylot ). Jednak zagadnienia te wymagają jeszcze dalszych badań.