La simulazione vibroacustica preventiva delle tecniche di riduzione

La simulazione vibroacustica preventiva delle tecniche di
riduzione del rumore
Gianni Amadasi, Andrea Cerniglia, Paolo Vanzo
SCS Controlli e Sistemi srl
1. Introduzione
Vari modelli previsionali vengono normalmente utilizzati per studiare dal punto di vista
acustico e vibrazionale una nuova macchina o un nuovo insediamento, o per verificare
eventuali interventi/modifiche prima della realizzazione.
Per il loro corretto utilizzo è necessario scegliere una metodologia di misura, effettuare
la scelta di parametri “veramente” significativi, nonché considerare l’analisi delle
vibrazioni quale genesi della maggior parte dei fenomeni acustici
Esistono diversi approcci scientifici specificatamente dedicati a risolvere una
determinata problematica; tuttavia è evidente che i vari codici di calcolo da essi
derivanti “non sono onnipotenti”, non sono cioè applicabili a tutto lo scibile del campo
acustico e vibrazionale. Di fatto si deve sempre tener presente che una serie di
approssimazioni realistico-pratiche è più scientifica ed efficace della pura “accademia”.
Per la scelta della metodologia e del codice di calcolo si può fare una primaria
distinzione, per esempio tra:
• Il problema interno, che riguarda l’interazione delle onde sonore con pareti
assorbenti o riflettenti, con impedenza acustica di trasmissione, normalmente in
spazi confinati “piccoli”;
• Il problema esterno, che riguarda invece la propagazione delle onde sonore in
spazi aperti e l’interazione con barriere di varia natura, normalmente in spazi
aperti “grandi”
Per i due casi si possono citare altrettanti esempi di codice previsionale che sono:
• la metodologia SEA (Statistical Energy Analysis) per l’interazione delle onde
sonore con le strutture in spazi confinati;
• il codice MITHRA per la propagazione in spazi aperti.
Nel presente lavoro ci occuperemo del problema di una macchina per il
condizionamento, da installarsi all’aperto la cui emissione sonora deve essere
sensibilmente ridotta per il rispetto delle specifiche richieste dall’utilizzatore finale.
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1
Applicheremo allora la metodologia SEA, in forma semplificata, per la classificazione
delle sorgenti e la simulazione di possibili interventi di riduzione dell’emissione
acustica.
2. Ipotesi iniziali
Le ipotesi iniziali prevedono una geometria 3d semplificata della macchina,
l’elencazione delle sorgenti da considerare,la potenza acustica che potrà essere generata
da ognuna di esse, le vie di propagazione aerea e solida che si vogliono considerare nel
modello, punti ricettori sui quali stimare il livello di pressione sonora, il modello da
applicare
•in termini di isolamento acustico e di assorbimento acustico
•In termini di propagazione per via solida
•In termini di elasticità delle strutture
•In termini di buchi acustici (fughe)
3. SEA - Statistical Energy Analysis La metodologia SEA è uno strumento di
modellazione acustica che si basa sul concetto di analisi energetica su base statistica.
Un modello SEA accademico è per esempio rappresentato da due cavità acustiche
separate da una parete che viene schematizzato nel seguente modo:
dove si definisce:
• STL – Sound Transmission Loss = potere fonoisolante della parete
• NR – Noise Reduction = Riduzione effettiva del rumore
3.1 Soluzione del modello SEA
La tecnica SEA prevede per TL e/o NR un problema vibroacustico di bilancio
energetico (bilancio di potenza) rappresentato da una matrice la cui soluzione comporta
il raggiungimento dell’equilibrio energetico tra i livelli di vibrazione strutturale della
parete e di pressione sonora nelle cavità.
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2
3.2 Vie di trasmissione dell’energia sonora
Ogni sottosistema è connesso tenendo in considerazione la tipologia di giunzione
strutturale e l’accoppiamento fluido-struttura. Si definisce Fattore di accoppiamento per
la radiazione modale η sa:
dove si nota che
η sa è proporzionale all’efficienza di radiazione
ρ c è l’impedenza acustica
m^ è la densità superficiale della struttura
3.2.1 Esempio di pareti multistrato
E’ possibile schematizzare una parete multistrato e calcolarne le proprietà acustiche
considerandola come un sandwich le cui proprietà superficiali sono Es, ts, e quelle
interne Gc, tc, per cui si ha un’equazione per modi in frequenza discreti del tipo:
Per
ogni
modo di vibrazione ω m,n con componenti (numero d’onda) k m k n , che risuona nella
banda di frequenza di analisi, è possibile stimare l’efficienza di radiazione σ rad dal
criterio di accettabilità modale j mediato in banda di frequenza (joint acceptance).
Questo metodo consente di distinguere tra i modi acustici di struttura “veloci” che sono
radiatori efficaci, da quelli “lenti” che presentano uno scarso accoppiamento al campo
acustico (fluido).
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3
Prendendo il caso di un pannello di alluminio con struttura alveolare interna, si riporta
il confronto tra teoria e sperimentazione dei valori di efficienza di radiazione e di STL
(Sound Transmission Loss).
4. Diagnostica con individuazione delle principali sorgenti vibro-acustiche di una
macchina per il condizionamento
4.1 Descrizione generale dei punti di misura
Le posizioni di misura sono indicate sulla figura che rappresenta la schematizzazione a
Schema delle misure sul compressore: tasselli compressore T1, T2, T3, T4 e pedana P1,
P2, P3, P4
P3
P1
P2
Sottosistemi SEA della macchina.
Schema dei punti di misura: punti microfonici (rosso) ad 1 m di distanza e a circa 1.3
m di altezza, punti accelerometrici (verde)
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4
P4
T4
T3
T1
P1
P3
T2
P2
4.2 Individuazione delle componenti principali
L’individuazione è stata fatta considerando alcuni punti di misura come riferimenti e
quindi tenuti costati per tutte le misure.
Si è proceduto a monitorare in modo costante il compressore, sorgente principale della
macchina posizionando un microfono di misura in campo vicino allo stesso.
La misura per mezzo di accelerometri e microfoni ha permesso di individuare per
mezzo dell’analisi spettrale la componente aerea e quella strutturale e di “pesare” il loro
contributo all’emissione totale.
L’emissione spettrale nel campo vicino del compressore è qui riportata nel grafico n°1
dove è possibile individuare una componente spettrale importante a circa 300 Hz che è
la fondamentale del compressore, questa componente, come verrà verificato con altre
misure, risulta essere la principale fonte di emissione.
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Microfono di riferimento
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
Frequenze (Hz)
Grafico n°1 emissione spettrale microfono di riferimento
Vicino a questa componente è stato individuato un secondo picco di emissione
importante dovuto alla componente elettromagnetica degli alimentatori dei ventilatori.
Questa componente diventa particolarmente evidente nell’emissione globale e
raggiunge la stessa emissione, circa 74 dB, paragonabile a quella del compressore nei
punti P1,2,3,4, come dimostrato dal grafico n°2.
Emissione acustica nei punti P1,2,3,4
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
Frequenze (Hz)
NP Pos1
NP Pos3
NP Pos2
NP Pos4
Grafico n°2 Emissione spettrale acustica punti P1,2,3,4
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I due picchi presenti intorno ai 300 Hz sono dati dalla emissione del compressore e
degli alimentatori elettrici del ventilatori, infatti è possibile nel grafico n°3 individuare
come la componente a 300 Hz sparisca nel momento in cui si alimentano i ventilatori
con un Variac.
Confronto emissione con alimentaoti elettrici-Variac
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
200
220
240
260
280
300
320
340
360
380
400
Frequenze (Hz)
NP Pos3
Variac 185v Pos3
Grafico n°3 Emissione spettrale acustica punto P3 confronto alimentazione ventilatori
elettromeccanica vs Variac
L’ alimentazione elettrica dei ventilatori tramite Variac ha portato il valore globale di
emissione da 76.9 dB(A) a 75.2 dB(A).
E’ stato poi sperimentata l’adozione di una tipica cofanatura insonorizzante diretta sul
compressore che porta un abbassamento del livello globale da 75.2 dB(A) a 73.8
dB(A), come si può notare dal grafico n°4, accentuando però il rumore strutturale e
facendo emettere più rumore alla frequenza fondamentale del compressore, che invece
diminuisce alle alte frequenze.
Questa considerazioni sono state fatte paragonando i risultati ottenuti fra lo spettro di
emissione acustico grafico n°4 “variac cofanatura vs variac” ed il grafico n°5 emissione
strutturale pannelli cofanatura.
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Cofanatura Variac 185 V vs Variac 185V
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
Frequenze (Hz)
Variac 185v Cofanato
Variac 185v
Grafico n°4 Emissione spettrale acustica punto P3 confronto variac 185V vs
cofanatura Variac 185V
L’incremento dell’emissione acustica in corrispondenza del picco della fondamentale, è
dovuto alle vibrazioni delle pennellature metalliche che non sono in grado si smorzare
tale frequenza, mentre danno contributi notevoli nella zona spettrale tra 1 kHz e 1.5
kHz. Analizzando ora l’emissione spettrale della componente accelerometrica si
individua l’emissione per via strutturale.
vibrazioni pannelli cofanatura
140
130
120
110
100
90
80
70
60
50
40
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
Frequenze (Hz)
Grafico n°5 Emissione spettrale vibrazionale pannelli cofanatura
Tutte le misure effettuate sui pannelli della cofanatura hanno una emissione molto
pronunciata in corrispondenza della fondamentale e dei suoi multipli in frequenza.
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Tali componenti provengono direttamente dal compressore, vedasi grafico 1 per via
aerea, e per via strutturale per mezzo dei tasselli di sospensione del compressore e del
tubo di mandata agli scambiatori di calore
Infatti è possibile analizzare le misure effettuate “monte valle tassello” sospensione
compressore , delle quali se ne riporta una a titolo di esempio, espressa in termini di
funzione di trasferimento del tassello e della sua efficienza di lavoro, grafico 6 e 7.
Tassello 2 monte valle compressore
140
130
120
110
100
90
80
70
60
50
40
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
900
1000
Frequenze (Hz)
valle tassello-2
monte tassello-2
Grafico n°6 Emissione spettrale vibrazionale monte valle tassello n°2
filtraggio tasselli compressore
100.00
80.00
60.00
40.00
20.00
0.00
-20.00
-40.00
-60.00
-80.00
-100.00
0
100
200
300
400
500
600
700
800
frequenze (Hz)
filtraggio tasselo-1
filtraggio tassello-3
filtraggio tassello-2
filtraggio tassello-4
Grafico n°7 rapporto tasselli sostegno compressore.
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Dall’analisi del filtraggio tasselli si capisce che la loro costruzione non è adeguata per
smorzare la vibrazione della fondamentale lasciando passare quasi invariata tutta
l’energia della componente strutturale che, come riportato nel grafico n°8, si ritrova poi
su altre posizioni di misura della macchina.
vibrazioni lamierati ventilatori
140
130
120
110
100
90
80
70
60
50
40
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
Frequenze (Hz)
lamiera sopra ventilatori-1
lamiera sopra ventilatori-2
Grafico n°8 emissione vibrazione lamierati superiore.
5 Indicazioni sugli interventi
Riassumendo i risultati delle analisi svolte si può ritenere che gli interventi debbano
essere orientati come:
•
•
•
•
•
Modifica del sistema di alimentazione dei ventilatori utilizzando un sistema
Variac o altro.
Modifica dei tasselli di sospensione del compressore che devono essere più
morbidi e sintonizzati in modo che la componente principale a 300 Hz si trovi
nella zona di isolamento, possibilmente oltre 1.4 volte la frequenza di risonanza.
Inserimento di uno smorzatore di pulsazione, sul principio del risonatore in
linea a 1 o 2 cavità, aumentando il più possibile il rapporto tra il diametro della
cavità e il diametro della tubazione di mandata.
Sostituzione delle sospensioni delle tubazioni con elementi in gomma e verifica
dei punti di ancoraggio, che devono essere corrispondenti per quanto possibile a
dei nodi strutturali, allo scopo di ridurre le vibrazioni indotte nella struttura e nei
fazzoletti.
Progetto di una cofanatura leggera con proprietà smorzanti.
6 Simulazioni SEA
Allo scopo di verificare preventivamente gli interventi ipotizzati, è stato costruito un
modello SEA semplificato con il quale sono state effettuate le seguenti simulazioni:
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1. Applicazione di una forzante vibrazionale al vassoio (simulazione forzante dal
tassello)
2. Influenza del K dei tasselli
3. Differenze di isolamento acustico e influenza sul valore globale in dB(A) tra un
cofano con lamiera spessore 2.5 mm e uno con 1 mm di spessore
4. Applicazione di uno smorzamento sulla lamiera della cofanatura.
5. Applicazione di un fonoassorbente all’interno della cofanatura
6. Indicazione dell’effetto di un aumento delle dimensioni del cofano in X
Modello SEA della macchina di condizionamento
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6.1 Risultati delle simulazioni
Simulazione AutoSEA modello semplificato
80
70
60
50
2.5 mm + 4 tasselli + sorgente acustica
40
2.5 mm solo acustica
30
20
10
0
200
250
315
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
Frewquenza (Hz) 1/3 Oct
Differenza tra emissione solo sorgente acustica/sorgente acustica e componente
vibrazionale.
Inserendo la componente vibrazionale l’emissione acustica aumenta
maggiormente alle alte frequenze; tale aumento è giustificato dall’accoppiamento
massa/mancanza di smorzamento dei pannelli come già evidenziato.
Simulazione AutoSEA modello semplificato
90
80
70
60
50
dB
1 mm solo acustica
1 mm + 4 tasseli + sorgente acustica
40
30
20
10
0
200
250
315
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
Frewquenza (Hz) 1/3 Oct
Passando ad una simulazione di una lamiera di solo 1 mm si evidenzia che l’emissione
sonora aumenta ma in proporzione diminuisce quella vibrazionale (diminuendo la
massa) e l’accoppiamento lamiere.
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Confronto tra l’emissione tra le lamiere 1 mm e 2.5 mm.
Simulazione AutoSEA modello semplificato
90
80
70
60
50
1 mm solo acustica
2.5 mm solo acustica
40
30
20
10
0
200
250
315
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
Frewquenza (Hz) 1/3 Oct
La differenza tra i pannelli di spessore 1 mm e 2.5 circa il doppio in massa è di 6 dB
come da teoria; mentre una diminuzione della massa con componente vibrazionale non
comporta una grande perdita di efficienza.
Simulazione AutoSEA modello semplificato
90
80
70
60
50
2.5 mm + 4 tasselli + sorgente acustica
1 mm + 4 tasseli + sorgente acustica
40
30
20
10
0
200
250
315
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
Frewquenza (Hz) 1/3 Oct
La differenza tra il pannello 2.5 mm e 1mm con componente vibrazione è minima
maggiore alle basse frequenze. Tale differenza potrebbe essere ulteriormente diminuita
con un l’aggiunta di smorzamento tra i pannelli o il disaccoppiamento
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