室外空调机组加装全封闭式降噪设施的问题研究

贺 婷

(福建省环境保护设计院有限公司 福建福州 350012)

0 引言

空调系统中需要室外安装的机组或设备通常有：多联机室外机、中央空调风冷热泵机、空调系统冷却塔、水泵、风机等。对于风机、水泵等单一振动设备的降噪减振的做法，工程上已相当成熟，且多为被人所重视。而作为空调系统冷热源设备的风冷冷凝器(或多联机室外机)、空调冷却塔产生的噪声则容易被人忽视。这类集成机组一般包含风机、电机和压缩机。剖析其噪声源，可分为以下3处：①风机运转产生的机械噪声和带动空气扰动产生的气流声；②电机的电磁噪声；③压缩机的机械噪声。除做好风机、压缩机等振动设备的减振隔振之外，对机组整体进行降噪设施的加装或改造，在噪声污染治理相关工程中比较常见，但所能达到的降噪效果却好坏参半，且许多工程技术文献在论述空调室外机降噪措施方案时，均未对如何保证其制冷性能有过多描述[1-2]。

1 噪声传播原理和隔声理论简述

声波在传播过程中遇到障碍物(如固体媒质)，声波会在空气与障碍物物质界面上发生的反射，并有部分声波折射进入该固体媒质后，穿越其中并透射出去。当采用透射系数很小的隔声材料和反射系数很小的吸声材料、消声器等共同搭建的隔声房和隔声屏障等屏蔽物时，能将隔声房内部或隔声屏障内侧声源发出的空气声与有噪声控制要求的区域有效隔离开来。对于安装在室外且周围有噪声控制要求场所的空调室外机组，工程中常采用全封闭式的隔声房或半开敞的隔声屏障对其进行降噪处理。通常全封闭式的隔声房因其结构的严密性和隔声材料的“厚实性”，理论上对常规噪声污染源能达到很好的降噪控制效果。因空调机组具有的散热特性，使得隔声房内温度不断升高，而不得不在隔声房外墙上安装一定面积的通风百叶，通透的百叶孔隙将会对隔声效果产生严重影响[3]。

2 隔声房的温升的产因和室内温度的控制

工程中隔声房外表面通常采用金属材质。因此，将隔声房想象成一个有金属外墙的房间，外墙有部分开启的外窗，并假设其内部的空调机组属于不随时间变化的稳定热源，此时，隔声房与外界的热交换存在以下3种：①外界环境对房间内部的传热主要是辐射热，热量记为Q1；②房间内部稳定热源散热量，记为Q2；③通过外窗或百叶等敞口对外散出的热量记为Q3。

现分析各热量产生的原因及大小：①辐射热Q1：白天日照辐射于隔声房外墙，使得外墙升温后再将热量通过热传导形式，传递给房间内部空气(因房间相对封闭，空气流动导致的对流换热的热传递因素可忽略)；由于气体的导热系数很小，所以这部分热传递的热量有限。②机组散热量Q2：本文探讨的内部稳定热源指空调室外机组、风冷热泵(冷凝器)或冷却塔。假定机组额定工况下的总制冷量为QL，消耗电功率为W，则根据能量守恒定律可知Q2=Qr=QL+W，其中Qr为空调机组排热量；一般对周边居民区产生较大噪声影响的空调机组设备，其装机负荷和数量相对较大，所以Q2值也相对较大，并且Q2是影响降噪设施效果的最主要因素。③敞口处对外散热量Q3：由于敞口处两侧的空气存在温度差，属于直接接触换热。在不考虑风压作用下，百叶处的热量从室内向室外传递又可分为以下3个方面：①对流换热；②温差导致的热传导；③窗口处热压作用导致的内外空气传质运动而形成的热扩散。由于单侧开启的外窗面积、窗高有限，根据热压的原理[4]，一般的隔声房结构通过这种方式形成的通风换气量十分有限，且单侧开窗对房间内部的温度场影响较小。所以Q3大小主要取决于窗口面积范围内的对流换热和热传导，当开窗面积越大，Q3越大。

综合分析，当Q1+Q2=0时，认为室内外无温差，此时Q3=0，所以可以理解为机组从停机到开启阶段，Q1+Q2是产生Q3的“驱动力”，且Q3最终将等于Q1+Q2，从而实现热交换的动态平衡。

隔声房的室内温度tn相对于设计工况(即所在地空调室外空气设计干球温度tdb)的差值，是对机组造成性能影响的直接原因和判断依据。tn是当Q1+Q2与Q3达到热平衡时的一个状态参数。当室外气候参数不变时，开窗面积越大，空调机组的对外排热量越大，tn越接近室外温度。工程设计应考虑最不利因素，即不考虑风压对隔声房通风散热的作用，所以在不外加设备的前提下，对环境的散热仅能依靠控制开窗面积。

通常空调机组均自带散热风机。散热风机一般位于空调室外机的上部，其作用是在无风压的户外环境实现强制对流，以保证其最低的工作性能，即名义制冷量。这样不仅能达到强化散热的目的，也改善了因机组结构尺寸受限而导致的进排风口“短路”的问题。而在无其他措施的情况下，仅对机组外围加盖封闭式的隔声房，会导致进排风口“短路”，即便在靠近设备进排风口处就近设置散热用的消声百叶，由于百叶存在局部风阻，所以依靠设备自身风机提供的风压，仍不足以使得有足够的冷空气流通于隔声房内部，因此，最终将造成隔声房内大部分空气处于内循环状态，使得排热机组变成稳定的内部热源Q2，导致室内升温。

温升的大小可通过加装隔声房排风机、强制对流通风散热的方式来控制。所需要的风量可按如下计算：

以一台名义制冷量为60kW的模块式风冷热泵机为例：在名义工况(室外干球温度为35℃，湿球温度24℃)的条件下，其制冷量QL=60 kW，压缩机功率W=20 kW，根据制冷循环原理可知，对环境的排热量Qr=QL+W=80 kW；假定机组在地区室外空气参数与额定工况相同，即机组性能参数不需要做修正，此时作为隔声房内的稳定热源，其排热量为80 kW。根据消除室内余热的全面通风计算公式，通风量可计算如下：

(1)

其中tp等于隔声房室内温度tn，属于控制参数；t0为室外温度，原则上应取当地夏季通风室外计算温度tv，通常在我国大部分地区tv比夏季空调室外计算干球温度tdb(35℃)低2～5℃，因此暂定机组所在地的夏季通风室外计算温度为32℃，即t0=32℃。将空气比热和密度等值代入上式计算，可得隔声房需要的通风量L与室内温度tn的关系如表1所示。

表1 名义工况下60 kW制冷量机组的室内温升与通风量的关系

因为当机组排热量越大，要维持相同温升所需的通风量就越大。为了更直观地了解不同排热量下的温升情况，本文引入参数通风强度LQ：

LQ=L/Qr

(2)

将表1计算数据换算为LQ和Δt的关系，并绘制出曲线(图1)，使得该曲线在上述室外工况条件下适用于任何机组。在曲线图中可以明显看出，当通风强度较低时(LQ≤600)，风量的增加对降低温升起有明显的作用；而当通风强度较大时(LQ>600)，风量的增加对降低温升的作用较小。由图计算可得，对于60 kW制冷量的机组，若要实现温升控制在2℃以内，最小的通风量为L=600×(60+20)=48 000 m3/h。

图1 通风强度与温升的关系曲线

3 隔声房通风量的计算

由于机组的制冷性能随室外温度(冷凝温度)的变化存在如下趋势：当蒸发温度一定而冷凝温度上升，压缩机的制冷量或排热量均下降而功率消耗增加。因此当隔声房内tn越大时，表明该机组冷凝温度就越高，其制冷能力下降的就越多。因此，为避免机组散热温升对机组性能的影响，应采取合理的通风降温措施。从国内外各文献[5]～[7]中可知，该类变工况下机组的实测制冷量或排热量，随冷凝温度的升高呈接近线性的下降趋势，本文将排热能力与环境温升的关系曲线用函数Qr=f1(Δt)表示。根据式1可得，当通风量L一定时，隔声房温升Δt随机组排热量Qr的增加呈线性递增关系，即直线Qr=f2(Δt)。而每个不同的通风量Li对应不同的直线Qr=f2(Δt,Li)。若将直线Qr=f1(Δt)和Qr=f2(Δt,Li)绘在同一坐标系当中，可以得出制冷机组的排热-温升图(图2)。因此，各台不同参数型号的机组均可绘制出对应的排热-温升图。

图2 空调机组的排热-温升图

对于室内最小强制通风量的计算，可以通过联立方程组求解,如式(3):

(3)

若采用图解法求最小强制通风量则更为直观、便捷：将QL/1.1代入函数f3，可求得此时的Δt=a，该值即为设计富裕温升，或隔声房可接受温升。根据厂家提供的参数和室外气象条件，可绘制出对象机组的排热—温升图。如图2中，不同直线f2与曲线f1的交点对应不同的温升Δt=ti，且交点是随L的变化而连续变化的，因此，在图中定能找出相应Δt=a时所对应的直线f2。例如，图2中当Δt=a时对应的L=La处于区间[L2,L3]内，若绘制该图所取的ΔL足够小时，La值可直接利用L2、L3及插值法求得。此时得到的通风量La可视为最小通风量，即该隔声房内所需要的最小强制通风量。其中隔声房温升导致的制冷量下降范围，还需征得原设计单位的技术认可，应尽可能满足使用需求。

4 全封闭式隔声房在空调室外机降噪应用中的弊端

考虑到机组的设计容量富裕度有限，实际计算出的最小通风量通常很大。如前文所述，对60 kW制冷量的机组设置48 000 m3/h的机械通风设施：60 kW的模块机尺寸通常在2200×1000×2000(L×W×H，mm)左右，考虑机组检修空间，隔声房侧墙与机组间距800 mm，上方间距1000 mm，则此隔声房尺寸约3800×2600×3000(L×W×H，mm)。而一台风量、余压100 Pa的管道式轴流风机，尺寸约Φ900 mm×L900 mm，风机内侧所接风管截面积约1 m2～1.5 m2，风机外侧所接外百叶出口风速按5 m/s设计，则需要的百叶面积不小于3 m2。隔声房的另一侧还需开启同等甚至更大面积的进风百叶。此外百叶尚需要进行吸声处理或设置消声器。因此，无论是风机安装空间、百叶安装面积，相对于常规隔声房尺寸而言，都过于巨大。如果要实现通风及降噪效果都能满足实际要求的隔声房，其外轮廓尺寸也会变大很多。无论是隔声房的尺寸，还是百叶处外接的消声器，其用料与制作都会使得降噪治理的工程总投资大幅增加。与此同时，许多空调室外机组的安装地点并不具备安装过大隔声房的条件。

在自然通风换热效果有限，强制通风设施安装受限的情况下，隔声房对机组的性能影响不可忽视。因此，应考虑多方面的降噪隔音措施和多种通风方式的结合，比如：对机组压缩机、风机等振动设备做好减振隔振；隔声房的通风设计应将室外风压产生的自然对流作用、高大隔声房的热压通风作用和通风设备的强制对流作用综合考虑；百叶处消声器应结合中低频噪音的特点和现场条件，适当采用阻抗式复合型消声器等。

5 结语

(1)对空调室外机组加装封闭式隔声房后，隔声房的室内温度，是当机组散热量、室外辐射热与对外通风换热量达到热平衡时的一个状态参数。

(2)隔声房的通风百叶的散热效果仅依靠百叶窗口面积范围内的对流换热和热传导。因此，为加大通风效果可设置强制对流的通风设施，以减少因百叶面积过大造成隔声效果下降的不利影响。

(3)通过研究隔声房强制通风量、室内温升与机组排热量三者的关系，可以在不同控制温升的条件下，计算求得不同装机容量机组的最小通风量。

(4)根据隔声房室温对机组排热性能的影响，可得到不同强制通风量所对应的排热·温升平衡点下的温升值，并根据设计单位对装机负荷的选型富余量计算隔声房的可接受温升，将该温升值与平衡点温升值做对比，由此可最终求得最小强制通风量。

(5)无论是自然通风换热，还是强制通风换热，都会受到各种因素的限制，而使得换热效果不佳导致机组性能下降。因此，应考虑多方面的降噪隔音措施和多种通风方式的结合。

(6)隔声房的室内温升应在设计阶段进行计算，并提交技术厂家和设计院进行校核，或所设计的通风量应使得计算温升处于允许范围以内。若应通风设施受限而无法满足制冷功能的使用需求时，不得采用全封闭式的隔声房。