室外空調機組加裝全封閉式降噪設施的問題研究

賀 婷

(福建省環境保護設計院有限公司 福建福州 350012)

0 引言

空調系統中需要室外安裝的機組或設備通常有：多聯機室外機、中央空調風冷熱泵機、空調系統冷卻塔、水泵、風機等。對于風機、水泵等單一振動設備的降噪減振的做法，工程上已相當成熟，且多為被人所重視。而作為空調系統冷熱源設備的風冷冷凝器(或多聯機室外機)、空調冷卻塔產生的噪聲則容易被人忽視。這類集成機組一般包含風機、電機和壓縮機。剖析其噪聲源，可分為以下3處：①風機運轉產生的機械噪聲和帶動空氣擾動產生的氣流聲；②電機的電磁噪聲；③壓縮機的機械噪聲。除做好風機、壓縮機等振動設備的減振隔振之外，對機組整體進行降噪設施的加裝或改造，在噪聲污染治理相關工程中比較常見，但所能達到的降噪效果卻好壞參半，且許多工程技術文獻在論述空調室外機降噪措施方案時，均未對如何保證其制冷性能有過多描述[1-2]。

1 噪聲傳播原理和隔聲理論簡述

聲波在傳播過程中遇到障礙物(如固體媒質)，聲波會在空氣與障礙物物質界面上發生的反射，并有部分聲波折射進入該固體媒質后，穿越其中并透射出去。當采用透射系數很小的隔聲材料和反射系數很小的吸聲材料、消聲器等共同搭建的隔聲房和隔聲屏障等屏蔽物時，能將隔聲房內部或隔聲屏障內側聲源發出的空氣聲與有噪聲控制要求的區域有效隔離開來。對于安裝在室外且周圍有噪聲控制要求場所的空調室外機組，工程中常采用全封閉式的隔聲房或半開敞的隔聲屏障對其進行降噪處理。通常全封閉式的隔聲房因其結構的嚴密性和隔聲材料的“厚實性”，理論上對常規噪聲污染源能達到很好的降噪控制效果。因空調機組具有的散熱特性，使得隔聲房內溫度不斷升高，而不得不在隔聲房外墻上安裝一定面積的通風百葉，通透的百葉孔隙將會對隔聲效果產生嚴重影響[3]。

2 隔聲房的溫升的產因和室內溫度的控制

工程中隔聲房外表面通常采用金屬材質。因此，將隔聲房想象成一個有金屬外墻的房間，外墻有部分開啟的外窗，并假設其內部的空調機組屬于不隨時間變化的穩定熱源，此時，隔聲房與外界的熱交換存在以下3種：①外界環境對房間內部的傳熱主要是輻射熱，熱量記為Q1；②房間內部穩定熱源散熱量，記為Q2；③通過外窗或百葉等敞口對外散出的熱量記為Q3。

現分析各熱量產生的原因及大小：①輻射熱Q1：白天日照輻射于隔聲房外墻，使得外墻升溫后再將熱量通過熱傳導形式，傳遞給房間內部空氣(因房間相對封閉，空氣流動導致的對流換熱的熱傳遞因素可忽略)；由于氣體的導熱系數很小，所以這部分熱傳遞的熱量有限。②機組散熱量Q2：本文探討的內部穩定熱源指空調室外機組、風冷熱泵(冷凝器)或冷卻塔。假定機組額定工況下的總制冷量為QL，消耗電功率為W，則根據能量守恒定律可知Q2=Qr=QL+W，其中Qr為空調機組排熱量；一般對周邊居民區產生較大噪聲影響的空調機組設備，其裝機負荷和數量相對較大，所以Q2值也相對較大，并且Q2是影響降噪設施效果的最主要因素。③敞口處對外散熱量Q3：由于敞口處兩側的空氣存在溫度差，屬于直接接觸換熱。在不考慮風壓作用下，百葉處的熱量從室內向室外傳遞又可分為以下3個方面：①對流換熱；②溫差導致的熱傳導；③窗口處熱壓作用導致的內外空氣傳質運動而形成的熱擴散。由于單側開啟的外窗面積、窗高有限，根據熱壓的原理[4]，一般的隔聲房結構通過這種方式形成的通風換氣量十分有限，且單側開窗對房間內部的溫度場影響較小。所以Q3大小主要取決于窗口面積范圍內的對流換熱和熱傳導，當開窗面積越大，Q3越大。

綜合分析，當Q1+Q2=0時，認為室內外無溫差，此時Q3=0，所以可以理解為機組從停機到開啟階段，Q1+Q2是產生Q3的“驅動力”，且Q3最終將等于Q1+Q2，從而實現熱交換的動態平衡。

隔聲房的室內溫度tn相對于設計工況(即所在地空調室外空氣設計干球溫度tdb)的差值，是對機組造成性能影響的直接原因和判斷依據。tn是當Q1+Q2與Q3達到熱平衡時的一個狀態參數。當室外氣候參數不變時，開窗面積越大，空調機組的對外排熱量越大，tn越接近室外溫度。工程設計應考慮最不利因素，即不考慮風壓對隔聲房通風散熱的作用，所以在不外加設備的前提下，對環境的散熱僅能依靠控制開窗面積。

通常空調機組均自帶散熱風機。散熱風機一般位于空調室外機的上部，其作用是在無風壓的戶外環境實現強制對流，以保證其最低的工作性能，即名義制冷量。這樣不僅能達到強化散熱的目的，也改善了因機組結構尺寸受限而導致的進排風口“短路”的問題。而在無其他措施的情況下，僅對機組外圍加蓋封閉式的隔聲房，會導致進排風口“短路”，即便在靠近設備進排風口處就近設置散熱用的消聲百葉，由于百葉存在局部風阻，所以依靠設備自身風機提供的風壓，仍不足以使得有足夠的冷空氣流通于隔聲房內部，因此，最終將造成隔聲房內大部分空氣處于內循環狀態，使得排熱機組變成穩定的內部熱源Q2，導致室內升溫。

溫升的大小可通過加裝隔聲房排風機、強制對流通風散熱的方式來控制。所需要的風量可按如下計算：

以一臺名義制冷量為60kW的模塊式風冷熱泵機為例：在名義工況(室外干球溫度為35℃，濕球溫度24℃)的條件下，其制冷量QL=60 kW，壓縮機功率W=20 kW，根據制冷循環原理可知，對環境的排熱量Qr=QL+W=80 kW；假定機組在地區室外空氣參數與額定工況相同，即機組性能參數不需要做修正，此時作為隔聲房內的穩定熱源，其排熱量為80 kW。根據消除室內余熱的全面通風計算公式，通風量可計算如下：

(1)

其中tp等于隔聲房室內溫度tn，屬于控制參數；t0為室外溫度，原則上應取當地夏季通風室外計算溫度tv，通常在我國大部分地區tv比夏季空調室外計算干球溫度tdb(35℃)低2～5℃，因此暫定機組所在地的夏季通風室外計算溫度為32℃，即t0=32℃。將空氣比熱和密度等值代入上式計算，可得隔聲房需要的通風量L與室內溫度tn的關系如表1所示。

表1 名義工況下60 kW制冷量機組的室內溫升與通風量的關系

因為當機組排熱量越大，要維持相同溫升所需的通風量就越大。為了更直觀地了解不同排熱量下的溫升情況，本文引入參數通風強度LQ：

LQ=L/Qr

(2)

將表1計算數據換算為LQ和Δt的關系，并繪制出曲線(圖1)，使得該曲線在上述室外工況條件下適用于任何機組。在曲線圖中可以明顯看出，當通風強度較低時(LQ≤600)，風量的增加對降低溫升起有明顯的作用；而當通風強度較大時(LQ>600)，風量的增加對降低溫升的作用較小。由圖計算可得，對于60 kW制冷量的機組，若要實現溫升控制在2℃以內，最小的通風量為L=600×(60+20)=48 000 m3/h。

圖1 通風強度與溫升的關系曲線

3 隔聲房通風量的計算

由于機組的制冷性能隨室外溫度(冷凝溫度)的變化存在如下趨勢：當蒸發溫度一定而冷凝溫度上升，壓縮機的制冷量或排熱量均下降而功率消耗增加。因此當隔聲房內tn越大時，表明該機組冷凝溫度就越高，其制冷能力下降的就越多。因此，為避免機組散熱溫升對機組性能的影響，應采取合理的通風降溫措施。從國內外各文獻[5]～[7]中可知，該類變工況下機組的實測制冷量或排熱量，隨冷凝溫度的升高呈接近線性的下降趨勢，本文將排熱能力與環境溫升的關系曲線用函數Qr=f1(Δt)表示。根據式1可得，當通風量L一定時，隔聲房溫升Δt隨機組排熱量Qr的增加呈線性遞增關系，即直線Qr=f2(Δt)。而每個不同的通風量Li對應不同的直線Qr=f2(Δt,Li)。若將直線Qr=f1(Δt)和Qr=f2(Δt,Li)繪在同一坐標系當中，可以得出制冷機組的排熱-溫升圖(圖2)。因此，各臺不同參數型號的機組均可繪制出對應的排熱-溫升圖。

圖2 空調機組的排熱-溫升圖

對于室內最小強制通風量的計算，可以通過聯立方程組求解,如式(3):

(3)

若采用圖解法求最小強制通風量則更為直觀、便捷：將QL/1.1代入函數f3，可求得此時的Δt=a，該值即為設計富裕溫升，或隔聲房可接受溫升。根據廠家提供的參數和室外氣象條件，可繪制出對象機組的排熱—溫升圖。如圖2中，不同直線f2與曲線f1的交點對應不同的溫升Δt=ti，且交點是隨L的變化而連續變化的，因此，在圖中定能找出相應Δt=a時所對應的直線f2。例如，圖2中當Δt=a時對應的L=La處于區間[L2,L3]內，若繪制該圖所取的ΔL足夠小時，La值可直接利用L2、L3及插值法求得。此時得到的通風量La可視為最小通風量，即該隔聲房內所需要的最小強制通風量。其中隔聲房溫升導致的制冷量下降范圍，還需征得原設計單位的技術認可，應盡可能滿足使用需求。

4 全封閉式隔聲房在空調室外機降噪應用中的弊端

考慮到機組的設計容量富裕度有限，實際計算出的最小通風量通常很大。如前文所述，對60 kW制冷量的機組設置48 000 m3/h的機械通風設施：60 kW的模塊機尺寸通常在2200×1000×2000(L×W×H，mm)左右，考慮機組檢修空間，隔聲房側墻與機組間距800 mm，上方間距1000 mm，則此隔聲房尺寸約3800×2600×3000(L×W×H，mm)。而一臺風量、余壓100 Pa的管道式軸流風機，尺寸約Φ900 mm×L900 mm，風機內側所接風管截面積約1 m2～1.5 m2，風機外側所接外百葉出口風速按5 m/s設計，則需要的百葉面積不小于3 m2。隔聲房的另一側還需開啟同等甚至更大面積的進風百葉。此外百葉尚需要進行吸聲處理或設置消聲器。因此，無論是風機安裝空間、百葉安裝面積，相對于常規隔聲房尺寸而言，都過于巨大。如果要實現通風及降噪效果都能滿足實際要求的隔聲房，其外輪廓尺寸也會變大很多。無論是隔聲房的尺寸，還是百葉處外接的消聲器，其用料與制作都會使得降噪治理的工程總投資大幅增加。與此同時，許多空調室外機組的安裝地點并不具備安裝過大隔聲房的條件。

在自然通風換熱效果有限，強制通風設施安裝受限的情況下，隔聲房對機組的性能影響不可忽視。因此，應考慮多方面的降噪隔音措施和多種通風方式的結合，比如：對機組壓縮機、風機等振動設備做好減振隔振；隔聲房的通風設計應將室外風壓產生的自然對流作用、高大隔聲房的熱壓通風作用和通風設備的強制對流作用綜合考慮；百葉處消聲器應結合中低頻噪音的特點和現場條件，適當采用阻抗式復合型消聲器等。

5 結語

(1)對空調室外機組加裝封閉式隔聲房后，隔聲房的室內溫度，是當機組散熱量、室外輻射熱與對外通風換熱量達到熱平衡時的一個狀態參數。

(2)隔聲房的通風百葉的散熱效果僅依靠百葉窗口面積范圍內的對流換熱和熱傳導。因此，為加大通風效果可設置強制對流的通風設施，以減少因百葉面積過大造成隔聲效果下降的不利影響。

(3)通過研究隔聲房強制通風量、室內溫升與機組排熱量三者的關系，可以在不同控制溫升的條件下，計算求得不同裝機容量機組的最小通風量。

(4)根據隔聲房室溫對機組排熱性能的影響，可得到不同強制通風量所對應的排熱·溫升平衡點下的溫升值，并根據設計單位對裝機負荷的選型富余量計算隔聲房的可接受溫升，將該溫升值與平衡點溫升值做對比，由此可最終求得最小強制通風量。

(5)無論是自然通風換熱，還是強制通風換熱，都會受到各種因素的限制，而使得換熱效果不佳導致機組性能下降。因此，應考慮多方面的降噪隔音措施和多種通風方式的結合。

(6)隔聲房的室內溫升應在設計階段進行計算，并提交技術廠家和設計院進行校核，或所設計的通風量應使得計算溫升處于允許范圍以內。若應通風設施受限而無法滿足制冷功能的使用需求時，不得采用全封閉式的隔聲房。