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1、不同座椅下送风器气流分布及噪声特性分析张海亮1，樊凤2，李国华2 1.清华大学建筑学院，北京，100084； 2.长安大学建筑学院，西安，710061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
2、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 405OdB 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
3、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 5OOOmm X4700mm X5000mm，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，
4、流量最大，采用风机变频来 调节风量。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“Moderate thermal environments determination of the PMV and PPD indices and specification of the conditions for thermal comfort.”），所用仪器为 KIMO VT50-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
5、 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/T 6881.1-2002声学声 压法测定噪声源声功率级混响室精密法(等同于 ISO 3741:1999 AcousticsDetermination of sound power levels of
6、 noise sources using sound pressurePrecision methods for reverberation rooms )，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 lOdB2。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 1.53dB,按背
7、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。式中， -被测声源的声功率级，dB；-室内平均声压级，dB；-室内等效吸声面积，m2；=1m2；-混响室的总表面积，m2；-混响室的总容积，m3；-测量频带的中心频率，Hz；-温度为 时的声速， m/s-温度，；-大气压，Pa；=1.013 105 Pa其中，室内等效吸声量 A 由 Sabine 混响时间计算得到:式中，-房间等效吸声量，m2-混响室的总容积，m3-给定频带的混
8、响时间一般来说，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。（2）-声源指向性因数-室内接收点与声源距离,m-
9、房间常数，m2；-室内总表面积,m2-室内表面平均吸声系数-声源声功率级，dB-室内某点的声压级值，dB3.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
10、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
11、与气流的摩擦作用，会使气流噪声增加。3）穿孔圆锥/圆台型一般来说，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
12、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
13、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。参 考 文 献1李先庭，叶瑞芳，李晓锋，天桥剧场观众厅池座椅背送风方案研究J.暖通空调，1999(4): 6-l02苏宏兵，张海亮，燕翔，秦佑国.国家大剧院座椅下送风风口气流噪声实验研究J.声学技术，2006（10）：490-493.3龚农斌，陈士杰.通风空调系统再生噪声的识别与控制J.噪声与振动控制，1999（2）: 12-15.4GB/T 6881.1-2002，声学声压法测定噪声源声功率级混响室精密法S
