Ingeniería de sonido. Absorción del sonido, Ondas estacionarias, aislador de vibración, coeficiente de absorción, Curvas RC, acelerómetro, Devc++.

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1 FECHA Marzo 30 de 2011 NÚMERO RA PROGRAMA AUTOR (ES) TÍTULO Ingeniería de sonido SALAZAR TOBÓN, Carlos Andrés SIMULADOR DE ATENUACIÓN SONORA PARA SISTEMAS DE VENTILACIÓN. PALABRAS CLAVES Absorción del sonido, Ondas estacionarias, aislador de vibración, coeficiente de absorción, Curvas RC, acelerómetro, Devc++. DESCRIPCIÓN Se desarrolla un software de simulación de atenuación sonora para sistemas de ductos de ventilación, basado en ecuaciones y normativas correspondientes, para llevar a cabo una base de datos y algoritmos para conocer y/o analizar los valores de atenuación sonora en ductos de ventilación, teniendo en cuenta si la sección del conducto es de forma circular o rectangular, dado a las características y especificaciones de ramificaciones o acodamientos que puedan presentarse en el diseño, con el fin de predecir el comportamiento acústico del sistema antes de llevar a cabo la instalación del conducto y garantizar la actuación o trabajo de atenuación sonora en el sistema diseñado.

2 FUENTES BIBLIOGRÁFICAS Laboratory Methods of Testing Fans of Rating, ASHRAE Standard 51, American Society of Heating, Refrigerating and Air- Conditioning Engineers, Inc., Atlanta, GA Also published as AMCA standard 210. Air Movement and Control Association, Arlington Heights, IL ASHRAE, Handbook, American Society of Heating, Refrigerating and Air- Conditioning Engineers, Inc., Atlanta, GA Fan Engineering, ed., Buffalo Forge Co., Buffalo, NY 14240, 1983 Industrial Noise Control and Acoustics, Randall F. Barron Laboratory Method of testing In- Duct Sound Power Measurement Procedure For Fans, ASHRAE Standard 68, Americam Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Inc., Atlanta, GA Also published as AMCA Standard 330, Air Movement and Control Association, Airlington Heights, IL Certified Sound Ratings Program for Air Moving Devices, AMCA Bulletin 311, Air Movement and Control Association, Arlington Heights, IL Reverberant Room Method for Sound Testing of fans, AMCA Standard 300, Air Movement and Control Association, Arlington Heights, IL Method for testing for Sound Power Radiated into Ducts, ASHRAE Standard 68-77, American Society of Heating,

3 NÚMERO RA PROGRAMA CONTENIDOS Ingeniería de Sonido Objetivo General Desarrollar un software que simule un ducto de ventilación permitiendo combinar materiales acústicos con el fin de conocer la atenuación del sistema simulado con sus respectivos costos. Objetivos específicos Analizar y evaluar las características y propiedades de los materiales que puedan ser empleados para la construcción del simulador. Estudiar, analizar y Concluir los algoritmos que van a ser usados para estimar la atenuación del sistema. Realizar una base de datos de 3 motores, 5 materiales termo- acústicos y 4 rejillas. Desarrollar un software que permita simular un sistema de ventilación y obtener la atenuación y cotización del ducto. Evaluar el comportamiento del software mediante cálculos y mediciones. Desarrollo ingenieril Desarrollo del software. Modulo de cálculos o predicción. Cotización del sistema. Modulo de simulación. Diseño del sistema de ventilación. Construcción del sistema de ventilación Operación y funcionamiento del software. Comparación cálculos con el software

4 NÚMERO RA PROGRAMA Ingeniería de sonido METODOLOGÍA Enfoque de la investigación Teniendo en cuenta que el proyecto comprende el desarrollo de algoritmos y la fabricación de sistemas de ventilación, así como elementos que pueden cambiar de forma física las condiciones sonoras del sistema, el enfoque de la investigación es empírico analítico en la atenuación dada por codos. Debido al desarrollo de un software de predicción de ruido en ductos de ventilación que está orientado a la interpretación e implantación real del sistema, poniendo en práctica los conocimientos adquiridos e información recopilada para el desarrollo del proyecto. LÍNEA DE LA INVESTIGACIÓN USB/SUB-LÍNEA DE FACULTAD/CAMPO TEMÁTICO DEL PROGRAMA Línea de investigación de la universidad de San Buenaventura está situada en tecnología actual y sociedad, utilizando recursos acordes para el desarrollo del software de simulación de atenuación en ductos de ventilación que beneficien las construcciones acústicas. La sublínea de investigación se clasifica en la instrumentación y control de procesos mediante las características de los elementos a utilizar en la base de datos del software y las propiedades de los materiales junto al desarrollo de algoritmos de predicción acústica, mediante cálculos y mediciones. El campo temático donde se ubica el proyecto de investigación realizado es la Acústica, mediante el desarrollo de un software de predicción de ruido en ductos de ventilación, donde se interpretan los fenómenos acústicos que se puedan generar en el sistema, pará lograr una aplicación eficiente en los diseños de ingeniería acústica en diferentes recintos. TÉCNICAS DE RECOLECCIÓN DE INFORMACIÓN En este proyecto se utilizaron documentos, instrumentos y normas acordes al desarrollo, implantación de modelo y software para la medición y análisis de la generación de ruido en los ductos de ventilación.

5 Diseño de planos Tomando como base el software de AutoCad se llevo a cabo el diseño del sistema de ventilación, objeto de la medición en los diferentes puntos recomendados por la norma ISO Simulación por software De acuerdo al diseño del sistema de ventilación, se procedió a simular los niveles de ruido generado en el conducto por medio del software realizado en el proyecto de investigación, teniendo en cuenta las recomendaciones y normas correspondientes para la medición y predicción en dicho diseño. Instrumentación Con el objetivo de recolectar la información es necesario disponer de ciertos instrumentos y herramientas que nos permitan registrar los datos para la investigación. Los instrumentos para la toma de datos utilizados fueron: medidores de presión sonora (sonómetros), fuente auto potenciada, Computador Portátil, ventilador centrífugo, ductos en acero galvanizado, anemómetro para medir el caudal de aire y temperatura en los diferentes puntos. Para realizar la medición acústica del sistema se tuvo en cuenta la terminación anecoica del conducto y rigidez del mismo (Acero Galvanizado), apoyando en bases solidas en los ductos para evitar vibraciones que puedan generarse en la tubería, siguiendo recomendaciones de las normas. Componentes del sistema Para establecer los parámetros de diseño es necesario simular un sistema de ventilación y realizar una medición con los elementos simulados bajo los requerimientos de la norma ISO 5136 y comparar los resultados de predicción del software con las mediciones practicadas. En este proyecto de investigación, se realizan las mediciones con un ducto revestido en fibra de vidrio y desnudo, con un acodamiento de 90º en los puntos definidos estratégicamente por la norma. Se desarrolló un algoritmo en el software DevC++, para predecir el comportamiento acústico del sistema HVAC, teniendo en cuenta el diseño y características que se vayan a emplear en el sistema. La base de datos del software y la construcción del algoritmo están basadas en el método de Randall Barron, método que tiene en cuenta la generación de ruido y atenuación en cada uno de los tramos, (codos, Tés), en bandas especificas que facilitan el análisis del

6 comportamiento en todo el sistema. Es necesario establecer un lugar o espacio donde se tenga una buena relación entre la señal (ruido inducido por fuente y ruido natural del montaje con el ventilador) y ruido de fondo, como también es importante tener en cuenta que las condiciones de volumen, temperatura y humedad no cambien considerablemente, para poder obtener óptimos resultados en cuanto al comportamiento real del elemento. Se debe seguir de forma muy estricta las indicaciones de la norma para dar validez a las mediciones del elemento y así certificar su funcionamiento. Por eso es importante comprobar, que se dispone de todos los elementos para llevar a cabo la medición. Conclusiones Los nombres de las constantes, variables y declaraciones utilizadas en módulo de predicción sonora para los ductos de ventilación fueron adecuados, para que el compilador pudiera asociar los nombres a las memorias correspondientes al tipo de dato que pudieran contener, teniendo en cuenta el flujo de ecuaciones correspondientes acorde a cada uno de los casos de nivel de potencia sonora para la predicción planteada. El algoritmo programado de cálculos y ecuaciones en el software Devc++ fue eficiente, dado a la capacidad de almacenamiento de datos y análisis que este permite razonar, obteniendo como respuesta los cálculos de niveles de potencia sonora en ductos y gráfica del comportamiento de este. Los operadores básicos usados para cada tipo, fueron necesarios para el número de cálculos y flujo de ecuaciones, para que su implementación fuera eficiente y permitiera construir cualquier operación adicional en función de las básicas. Para que las operaciones de

7 datos de cualquier tipo fuera correcta, fue necesario plantear, la asignación representada por =) y la verificación de igualdad (==) para cada una de las condiciones realizadas en los algoritmos. El uso del tipo int, fue pertinente para el manejo de los valores de números enteros relacionados a los cálculos correspondientes a la predicción del software, como; suma, resta, producto y cociente de división entera, lo que permite un procesamiento exacto para los cálculos concernientes a las operaciones expuestas por el usuario. Las instrucciones condicionales planteadas en el software fueron necesarias para que estas llegaran a un punto y pensaran en el estado para continuar con el flujo correcto de las ecuaciones almacenadas en base de datos, para esto fue fundamental utilizar las estructuras de control que permitieran controlar el flujo función del programa y permitieran combinar instrucciones o sentencias individuales en una simple unidad lógica con un punto de entrada y un punto de salida, para el desarrollo de este se utilizó el estatuto if para cada una de las condiciones realizadas en el software. Las instrucciones repetitivas o ciclos, fueron fundamentales en el módulo de predicción sonora para sistemas HVAC, para repetir automáticamente n veces un ciclo hasta llegar a una solución, disminuyendo así la complejidad del programa, por medio del estatuto while;

8 la condición de esta posición del ciclo es delante del cuerpo del ciclo y significa que un ciclo while es un ciclo de pre verificación de modo cuando se ejecuta el mismo, se evalúa la condición antes de que se ejecute el cuerpo del ciclo y pueda realizar las operaciones n veces acorde a la necesidad del usuario. En la mayoria de los casos el sistema sin revestimiento tiene mayor control en frecuecias bajas entre 63 Hz y 500Hz en comparación con los sistemas con revestimiento, a partir de 1000Hz los sistemas revestidos controlan mejor las frecuencias altas a comparación que los conductos desnudos. De acuerdo al análisis y los resultados obtenidos en la medición, se concluye la necesidad de combinar los dos tipos de diseños en un sistema, es decir, la primera división debe ser desnuda para tener mayor control en bajas frecuencias y apartir de la segunda division el sistema debera ir con tratamiento acústico (ductos revestidos) para tener un mayor control en todo el ancho de banda de frecuencias. De acuerdo a la amplificación de frecuencias al final del ducto, es fundamental hacer un diseño y análisis minusioso del tipo de terminación anecoica que va a tener el conducto, teniendo en cuenta que este puede afectar criticamente el tratamiento acústico que se le este dando al sistema. De acuerdo a los puntos de medición y

9 análisis que se llevaron a cabo para sistemas con y sin revestimiento, se comprueba que las rejillas utilizadas en los sistemas HVAC generan frecuencias altas, de acuerdo a esto es recomendable ajustar las rejillas a una configuración estrategica para que no genere silvidos o ruidos indeseables. Las ecuaciones y tablas a las que se remite el software para hacer los cálculos son aceptables, en cada una de las bandas de octava, analizadas para este proyecto, el desfase en general no supera los 3dB promedio con respecto al ancho de bada analizado, por lo que se comprueba que la predicción del software es bastante aproximada a la medición realizada. En las curvas graficadas en el análisis de resultados, se observa la similitud del comportamiento en bandas de octava del sistema cuando se analiza el sistema con respecto a la medición y la predición del software, lo que comprueba que la señal, montaje y ecuaciones fueron adecuados para la aprobación del software. Se comprueba que es fundamental ajustar las Normas ISO 5136 y AMCA 300 para la determinación y análisis del comportamiento de ruido, generado por los motores, ventiladores, de los conductos en cada una de las divisiones que pueda tener un sistema HVAC (codos, tes).

10 SIMULADOR DE ATENUACIÓN SONORA PARA SISTEMAS DE VENTILACIÓN CARLOS ANDRÉS SALAZAR TOBÓN UNIVERSIDAD DE SAN BUENAVENTURA FACULTAD DE INGENIERÍA INGENIERÍA DE SONIDO BOGOTÁ, D.C. 2011

11 SIMULADOR DE ATENUACIÓN PARA SISTEMAS DE VENTILACIÓN CARLOS ANDRÉS SALAZAR TOBÓN Trabajo de Grado entregado como requisito para optar por el título de Ingeniero de Sonido Asesor Temático: Ing. Eduardo Cote UNIVERSIDAD DE SAN BUENAVENTURA FACULTAD DE INGENIERÍA INGENIERÍA DE SONIDO BOGOTÁ, D.C. 2011

12 Nota de Aceptación: Firma del Presidente del Jurado Firma del Jurado Firma del Jurado Bogotá D, C., 08 Febrero de 2011

13 AGRADECIMIENTOS Principalmente quiero agradecer inmensamente a DIOS, quien me dio los mejores padres y puso en mi camino personas que me alimentaron de elementos valiosos para que iluminaran mi camino y me dieran las herramientas necesarias para poder alcanzar un logro más de mi proyecto de vida. Agradecimientos profundos a mis padres, quienes siguen esforzándose considerablemente por darme apoyo incondicional y motivación todos los días para seguir trazándome metas y alcanzar cada día, más logros. A mi hermana mayor Alejandra, quien siempre me ha dado ejemplo de incontables elementos éticos y morales. A mi sobrina Laura Manuela, que sin darse cuenta, me ha enseñado de la importancia de ser tolerante y el ser agradecido con las cosas y oportunidades de la vida. A mi novia Alexandra que me acompaño en toda la preparación universitaria. Total gratitud con el ingeniero Eduardo Cote, tutor de fondo y forma de este proyecto de investigación, persona quien me colaboró y trazo metas para alcanzar este logro.

14 CONTENIDO Pág. INTRODUCCIÓN 1. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA ANTECEDENTES Criterio NC Metodología ASHRAE Simulación por software USB Modelo a escala de acústica arquitectónica Diseño de una sala de cine: análisis del comportamiento acústico mediante la simulación y modelo a escala Diseño, construcción y clasificación de elementos acústicos variables, silenciador de cámara de expansión y resonador de membrana variable Metodología de control activo de ruido en ductos HVAC solution Trane acoustics program (TAP) Applied acoustics program RHVAC CHVAC HVACduct Comfortair HVAC VA V-A select release

15 Robust control for heating ventilating and air conditioning (HVAC) systems Computer aided noise prediction in heating, ventilating y conditioning systems DESCRIPCIÓN Y FORMULACIÓN DEL PROBLEMA JUSTIFICACIÓN OBJETIVOS DE LA INVESTIGACIÓN Objetivo general Objetivos específicos ALCANCES Y LIMITACIONES DEL PROYECTO Alcances Limitaciones MARCO DE REFERENCIA MARCO CONCEPTUAL Ruido en los ventiladores Ventiladores centrífugos Ventiladores radiales modificados Ventiladores radiales Ventiladores axiales Ventiladores axiales con aletas guía Ventiladores tuboaxiales Ventiladores helicoidales Punto de operación Discusión general de ruido en los ventiladores Volumen de aire variable (VAV)... 40

16 Nivel de intensidad de sonido específico Diseño aerodinámico e importancia del flujo suave de aire Datos del fabricante sobre difusores y rejillas Efectos de los amortiguadores de control de volumen sobre el ruido del difusor Conexión flexible al difusor Atenuación de sonido en conductos Conductos no revestidos Niveles de potencia de las fuentes MARCO TEÓRICO Bifurcación de potencia en las ramificaciones Atenuación en tubos acodados Pérdidas por reflexión final Consideraciones de espacio para sistemas hvac en edificios Sistemas de clasificación de ruidos hvac Control de la velocidad del motor del ventilador Amortiguador, codo y uniones del sistema que generan ruido Distribución de aire y del ruido Atenuación del ruido en sistemas de distribución de aire Generación de ruido en el sistema de distribución de aire por accesorios Generación de ruido en rejillas MARCO NORMATIVO Método de cámaras semireverberantes Método para interior de conductos... 63

17 2.3.3 Especificaciones Formato de especificaciones número Formato de especificaciones número Método de medición de la iso 5136 estándar internacional Método de conducto ASHRAE METODOLOGIA ENFOQUE DE LA INVESTIGACIÓN LÍNEA DE LA INVESTIGACIÓN USB/SUB-LÍNEA DE FACULTAD/CAMPO TEMÁTICO DEL PROGRAMA TÉCNICAS DE RECOLECCIÓN DE INFORMACIÓN Requisitos iníciales Diseño de planos Simulación por software Instrumentación Componentes del sistema Precisión del método de la medición Procedimiento de medición HIPOTESIS VARIABLES Variables independientes Variables dependientes DESARROLLO INGENIERIL Desarrollo ingenieril del software Desarrollo del software... 78

18 4.2.1 Modulo de cálculos o predicción Cotización del sistema Modulo de simulación Diseño del sistema de ventilación Construcción del sistema de ventilación Operación y funcionamiento del software Comparación cálculos con el software PRESENTACIÓN Y ANÁLISIS DE RESULTADOS Comparación con el software Análisis de vibración del sistema CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES Conclusiones Recomendaciones GLOSARIO BIBLIOGRAFIA

19 LISTA DE ECUACIONES Pág. Ecuación 1 Frecuencia de paso de aspas Ecuación 1.1 Condiciones de ruido Ecuación 1.2 Atenuación en división Ecuación 1.3 Nivel de potencia acústica en amortiguadores Ecuación 1.4 Cálculo del eje del conducto Ecuación 2. Nivel de potencia acústica en el ducto Ecuación 2.1 Nivel de potencia acústica en rama especifica Ecuación 2.2 Atenuación de revestimiento por material Ecuación 2.3 Diámetro equivalente Ecuación 2.4 Atenuación entre 2khz y 8khz Ecuación 2.5 Atenuación superior a 8khz Ecuación 2.6 Ruido en los codos Ecuación 2.7 Cálculo de Ns Ecuación 2.8 Ruido generado en rama lateral Ecuación 2.9 Cálculo de ECUACIÓN 2.10 Cálculo ECUACIÓN 2.11 Cálculo... 58

20 ECUACIÓN Ruido generado en la rejilla ECUACIÓN 2.13 Coeficiente de caída de presión de rejilla ECUACIÓN 2.14 Cálculo ECUACIÓN 2.15 Nivel de potencia acústica ECUACIÓN 3. Distancia mínima ECUACIÓN 4. Nivel de presión sonora promedio ECUACIÓN 4.1. Nivel de presión sonora sin diferir 4dB ECUACIÓN 4.2. Nivel de potencia acústica en conductos ECUACIÓN 4.3. Nivel de potencia acústica en el modelo computacional

21 LISTA DE FIGURAS Pág. FIGURA 1. Ubicación de componentes en ductos FIGURA 2. Corte lamina acero galvanizado FIGURA 3. Corte de sección del ducto FIGURA 4. Instalación ventilador centrifugo FIGURA 5. Componentes revestidos FIGURA 6. Medición del sistema con fuente FIGURA 7. Medición del sistema con ventilador FIGURA 8. Calibración del sistema FIGURA 9. Obtención de datos FIGURA 10. Calibración de la fuente FIGURA 11. Medición del sistema (fuente) FIGURA 12. Sistema sin revestimiento FIGURA 13. Montaje sin revestimiento FIGURA 14. Predicción de cálculos FIGURA 15. Simulación del sistema de ventilación FIGURA Selección base de datos FIGURA 16. Diseño de ductos FIGURA 17. Ubicación de puntos FIGURA 18. Plano de puntos FIGURA 19. Levantamiento de planos a FIGURA 20. Levantamiento de planos b FIGURA 21. Levantamiento de planos c FIGURA 22. Punto de soldadura ductos FIGURA 23. Enrolladora de ductos circulares FIGURA 24. Montaje de ventilador... 97

22 FIGURA 25. Terminación codo 90º FIGURA 26. Ensamblaje del sistema FIGURA 27. Sistema completo FIGURA 28. Eje, análisis de datos a FIGURA 29. Eje, análisis de datos b FIGURA 30. Interpretación grafica del problema FIGURA 31. Predicción de atenuación en tramo de (10m) FIGURA 32. Nivel de potencia en tubo (10m) FIGURA 33. Atenuación en el tubo (10m) FIGURA 34. Predicción en tramo (12m) FIGURA 35. Nivel de potencia en el tubo (12m) FIGURA 36. Atenuación en el tubo (12m) FIGURA 37. Predicción de atenuación en tramo (8m) FIGURA 38. Predicción de nivel de potencia sonora en el cuarto FIGURA 39. Predicción de nivel de potencia sonora en la grilla FIGURA 40. Selección de puntos para medición, análisis del proyecto FIGURA 41. Análisis comparativo, punto 1 ventilador FIGURA 42. Análisis comparativo, punto 2 ventilador FIGURA 43. Análisis comparativo, punto 3 ventilador FIGURA 44. Análisis comparativo, punto 4 ventilador FIGURA 45. Análisis comparativo, punto 1 fuente FIGURA 46. Análisis comparativo, punto 2 fuente FIGURA 47. Análisis comparativo, punto 3 fuente FIGURA 48. Análisis comparativo, punto 4 fuente FIGURA 49. Comportamiento del software en la primera división FIGURA 50. Comparación del software con ventilador, tramo FIGURA 51. Comportamiento del software en segunda división FIGURA 52. Comparación del software con ventilador, tramo

23 FIGURA 53. Predicción del software, tramo FIGURA 54. Comparación del software, tramo FIGURA 55. Predicción del software, tramo FIGURA 56. Comparación del software, tramo FIGURA 57. Predicción del software en trayecto FIGURA 58. Comparación del software en trayecto FIGURA 59. Predicción del software en trayecto FIGURA 60. Comparación del software en trayecto FIGURA 61. Análisis de vibración A FIGURA 62. Análisis de vibración B FIGURA 63. Análisis de vibración C FIGURA 64. Análisis de vibración D FIGURA 65. Análisis de vibración punto 1 (fuente) FIGURA 66. FFT punto 1 (fuente) FIGURA 67. Análisis de vibración punto 2 (fuente) FIGURA 68. FFT punto 2 (fuente) FIGURA 69. Análisis de vibración punto 3 (fuente) FIGURA 70. FFT punto 3 (fuente) FIGURA 71. Análisis de vibración punto 4 (fuente) FIGURA 72. FFT punto 4 (fuente) FIGURA 73. Análisis de vibración punto 1 (ventilador) FIGURA 74. FFT punto 1 (ventilador) FIGURA 75. Análisis de vibración punto 2 (ventilador) FIGURA 76. FFT punto 2 (ventilador) FIGURA 77. Análisis de vibración punto 3 (ventilador) FIGURA 78. FFT punto 3 (ventilador) FIGURA 79. Análisis de vibración punto 4 (ventilador) FIGURA 80. FFT punto 4 (ventilador)

24 LISTADO DE TABLAS Pág. TABLA 1. Atenuación, unidad de longitud, ductos desnudos TABLA 2. Atenuación por reflexión en ducto TABLA 2.1. Atenuación por codos circulares de 90º TABLA 2.2. Atenuación por codos rectangulares de 90º TABLA 2.3. Función de generación de ruido en codos TABLA 2.4. Función de espectro para ruido en ductos TABLA 2.5. Coeficiente de caída de presión de rejillas TABLA 2.6. Factores de corrección TABLA 2.7. Factor de e índice de directividad TABLA 2.8. Notificación de nivel de potencia sonora TABLA 2.9. Cálculos organizados en bandas de octava TABLA 2.10 Presentación de resultados de RT TABLA 3. Cálculo para conducto desnudo punto 1, ventilador TABLA 3.1Cálculo para conducto desnudo punto 1, ventilador TABLA 4. Cálculo para conducto revestido punto 2, ventilador TABLA 4.1. Cálculo para conducto revestido punto 2, ventilador TABLA 5. Cálculo para conducto revestido punto 3, ventilador TABLA 5.1. Cálculo para conducto desnudo punto 3, ventilador TABLA 6. Cálculo para conducto revestido punto 4, ventilador TABLA 6.1. Cálculo para conducto desnudo punto 4, ventilador TABLA 7. Cálculo para conducto revestido punto 1, fuente TABLA 7.1 Cálculo para conducto desnudo punto 1, fuente TABLA 8. Cálculo para conducto revestido punto 2, fuente TABLA 8.1. Cálculo para conducto desnudo punto 2, fuente

25 TABLA 9. Cálculo para conducto revestido punto 3, fuente TABLA 9.1. Cálculo para conducto desnudo punto 3, fuente TABLA 10. Cálculo para conducto revestido punto 4, fuente TABLA Cálculo para conducto desnudo punto 4, fuente TABLA 11. Tabla de valores TABLA 12. Cálculo primer tramo, ducto revestido TABLA 13. Cálculo segundo tramo, ducto revestido TABLA 14. Cálculo primer tramo, ducto desnudo TABLA 15. Cálculo segundo tramo, ducto desnudo TABLA 16. Análisis comparativo TABLA 17. Análisis comparativo

26 INTRODUCCIÓN En la actualidad, la inteligibilidad de la palabra es de vital importancia en nuestro mundo moderno, debe procurarse la optimización de la comunicación en los diferentes ambientes; estudios de grabación, auditorios, salas de cine, salas de conferencias entre otros, donde requieren no solo de un buen acondicionamiento acústico, sino también de mantener estos recintos con las renovaciones de aire adecuadas, qué son de vital importancia para el ser humano y elemental para los equipos electrónicos que requieran de una temperatura adecuada y el buen funcionamiento del mismo.ingenieros y arquitectos han ido evolucionando en diseños de recintos acústicos, que plantean y edifican bajo criterios y normativas la necesidad de diferentes recintos lo más ajustada posible a criterios existentes. Ahora bien, las inversiones en dinero y tiempo que se han realizado en las construcciones de estos recintos han sido considerables, a menudo en numerosos criterios se especifica que el nivel de ruido debido a los servicios de mecánica en motores de ventilación no deben exceder un NR o nivel NC (Criterio de Ruido) recomendados para usos finales que brindara cada recinto. Por eso, con el fin de satisfacer las necesidades de control de ruido en ductos de ventilación para diseños y construcciones de recintos, es importante conocer características de distintos tipos de ventiladores para predecir los niveles de potencia sonora funcionando con diferentes intensidades de flujo y presiones especificas. Para aportar con el desarrollo de la acústica a uno de los problemas más graves que se presentan en estas construcciones y de acuerdo con la necesidad planteada, se desarrolló un software de simulación de atenuación sonora para los sistemas de ductos de ventilación, con el fin de mitigar este problema, basado en ecuaciones y normativas competentes, se llevó a cabo una base de datos y algoritmos correspondientes, útiles y versátiles, para que el usuario pueda conocer y/o analizar los valores de atenuación sonora en ductos de ventilación, teniendo en cuenta si la sección del conducto es de forma circular o rectangular, teniendo en cuenta sus características y especificaciones, para predecir el comportamiento del sistema antes de llevar a cabo la instalación del conducto, para garantizar la actuación o trabajo de atenuación sonora en el sistema diseñado.

27 1. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA 1.1 ANTECEDENTES A nivel Nacional existen pocas publicaciones o documentos teóricos que motiven al desarrollo y evolución de software de sistemas HVAC y a nivel internacional existen diferentes publicaciones relacionas con HVAC. A finales de la década de 1950, los progresos de desarrollo de estudios, análisis y publicaciones, fueron considerables en el avance tecnológico de climatización para el control de ruido y en la introducción de criterios para predicciones de respuesta subjetiva generados por sistemas y conductos de ventilación Criterio NC 1 En 1957, Beranek, presentó el conocido criterio de ruido (NC), las curvas a las cuales se deben ajustar el ruido de fondo, para sistemas de climatización en términos de un nivel (NC). La introducción de estas curvas representa un avance significativo en el estado de la técnica, en ese momento y en un principio, había grandes esperanzas en el éxito que se encontrarían en la aplicación de estos criterios en el diagnóstico de los problemas de ruido y en el establecimiento de objetivos de diseño del sistema. Sin embargo, la experiencia de campo en los últimos años no ha sido realmente muy buena con respecto a la correlación de una calificación NC de un sonido dado con actitudes de la gente al respecto. En 1971, 2 Beranek, Blazier y Figwer tratando de corregir algunos problemas encontrados conlas curvas (NC), introdujeron unos nuevos conceptos y curvas de nivel denominado PNC (Criterios recomendados de ruido).estas curvas difieren de las curvas (NC) en dos aspectos: en primer lugar, un nivel se definió para el 31,5 Hz por banda de octava y en segundo lugar, la pendiente del espectro se hizo menos pronunciada por debajo de 250 Hz y más fuerte alrededor de 1000 Hz. La 1 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1979, capítulo 26 2 W.E. Blazier, Jr., <<Revised noise criteria for application in the acoustical design and rating of HVAC Systems >>, Noise control engineering, vol. 16, 1981, pp

28 experiencia con las curvas PNC no dio resultados satisfactorios para la mayoría de la gente Metodología ASHRAE 3 Después de varios años de estudio en 1981, surgió una metodología ampliada para la calificación del ruido HVAC, fue iniciado por la Sociedad Americana de Calefacción, Refrigeración y Aire Acondicionado (ASHRAE),el proyecto de investigación patrocinado por estos. La metodología mejorada se identifica como el procedimiento de RC Mark II por arrojar curvas relacionadas a los niveles máximos de emisión de ruido a los que se deben ajustarlos sistemas (HVAC). Los principios básicos del comportamiento del sonido, las vibraciones y los datos necesarios para poder diseñar los HVAC fueron desarrollados y publicados en 1991 y 1999 en ASHRAE Handbooks, básicamente se trata de información relativa a las directrices de diseño acústico y requisitos de diseño del sistema mecánico, muchas de las ecuaciones y tablas asociadas con el diseño de control de ruido en los sistemas de HVAC se publicaron en este proyecto. Además de las publicaciones fundamentales de ASHRAE, varias otras publicaciones se publicaron también, entre ellos, AMCA, Norma 300 o la Norma ASHRAE 68/AMCA, Norma 330,que dieron de alguna manera condiciones de ensayo para evaluar la potencia de sonido generado por un ventilador trabajando a un destino determinado del Instituto Aire Acondicionado y Refrigeración (ARI), la Norma 880, especifica los procedimientos para obtener los datos de sonido de Volumen de Aire Variable (VAV).ASHRAE estándar 70 o de IRA Norma 890,evalúa los datos de los fabricantes teniendo en cuenta los elementos de sala o el área involucrada, tales como, rejillas, difusores, lámparas de tratamiento de aire y barras de manejo de la suspensión neumática. ARI, Norma 575 y ARI Norma 370 hizo posible la obtención de datos de sonidos de fábrica para los enfriadores interior y exterior, respectivamente. ASHRAE de 1987es un manual donde figuran los valores de atenuación de sonido para conductos circulares sin revestimiento. ARI Norma 885, indica los valores de pérdida de inserción para los 3 ASHRAE research Project RP- 126, rep. E2063, Lewis S. Goodfriend and Associates.

29 diámetros del canal especificado y longitudes para no metálicos aislados, los conductos flexibles. La norma ASTM E477 describe los procedimientos de ensayo para obtener datos de sonido de silenciadores disípativos y reactivos. Estándar AMCA 300 indica la atenuación del sonido teniendo en cuenta los valores asociados a las pérdidas del conducto y reflexión al final de los conductos terminados en el espacio libre. Por otro lado, en 1991 Reynolds y Bledsoe emitieron una publicación que cubre los debates técnicos, detallando los componentes de climatización y ejemplos de diseño de sistemas. Schaffer, establece las directrices específicas para el diseño acústico y fases relacionadas con la construcción asociada a los sistemas HVAC.La solución de problemas de sonido, los problemas de vibraciones, el sonido de los sistemas HVAC y las especificaciones de las vibraciones para conductos de ventilación. Aunque en 1998 Ebbing y Blazier aclaran cómo los usuarios pueden hacer el mejor uso de los datos de los fabricantes de HVAC. Reynolds y Bevirt aportaron los requisitos de instrumentación, calibración, procedimientos y evaluación de medición para sistemas HVAC. La relación de vibración asociada al sistema del conducto de ventilación y valores de atenuación de los conductos rectangulares sin revestimiento, donde proponen tabular los valores de atenuación de varios conductos rectangulares de diámetros de 25 mm y 50 mm respectivamente, con el fin de determinar la distribución de la potencia sonora analizando el sonido incidente y la alimentación principal entre las ramas asociadas a la unión del conducto Simulación por software USB En el contexto Nacional, investigando los antecedentes del programa de Ingeniería de sonido perteneciente a la Universidad de San Buenaventura (Bogotá), ha realizado tres reconocidos proyectos de grado concernientes al tema de la simulación por software y la construcción de modelos a escala, proyectos o publicaciones por el cual se han venido desarrollando, diferentes tipos de software de simulación en pro a la evolución y perfección de la acústica.

30 1.1.4 Modelo a escala de acústica arquitectónica Este proyecto lleva como título: Modelo a escala de Acústica Arquitectónica : Auditorio San Francisco de Asís de la Universidad de San Buenaventura, proyecto caracterizado por ser un material de consulta, para validar la utilización de modelos a escala en la predicción acústica en recintos Diseño de una sala de cine: Análisis del comportamiento acústico mediante la simulación y modelo a escala. El segundo proyecto lleva como título: Diseño de una sala de cine: Análisis del comportamiento acústico mediante la simulación y modelo a escala, como su nombre lo indica fue el diseño de una sala de cine mediante un estudio de simulación por software y la construcción de un modelo a escala Diseño, construcción y clasificación de elementos acústicos variables, silenciador de cámara de expansión y resonador de membrana variable. El tercer proyecto perteneciente a la universidad de san buenaventura lleva como título Diseño, construcción y clasificación de elementos acústicos variables, silenciador de cámara de expansión y resonador de membrana variable., este proyecto se caracteriza por el diseño de implementos acústicos variables que permiten solucionar de manera fácil los problemas de espacio, además de hacer una introducción en el mercado de la concepción de una acústica ideal más accesible, por medio del desarrollo de algoritmos realizados en el software MATLAB para que realice una predicción de comportamiento de atenuación sonora en sistemas de ventilación, este proyecto se caracteriza por ser empíricoanalítico debido a la poca información que se encuentra al respecto acreditando el funcionamiento del software mediante mediciones ajustadas a normas de determinación de potencia sonora.

31 1.1.7 Metodología de control activo de ruido en ductos. 4 En este proyecto se presenta el diseño, implantación y comparación de técnicas de control activo de ruido, estos controladores se basa en técnicas de control adaptativo mediante un filtro FIR y el algoritmo LMS, el principio de funcionamiento de esta metodología de control es el fenómeno de interferencia destructiva y superposición lineal de ondas, la idea es generar una señal idéntica a la señal de ruido que se desea cancelar, logrando atenuar el ruido que se propaga al interior de un entorno acústico, para la validación de esta aplicación se construyo un prototipo experimental, durante las pruebas realizadas, se lograron atenuar niveles de presión sonora por el orden de los 50 db, sobre ruidos tipo industriales que se propagaban al interior del ducto. Para monitorear y realizar un análisis del prototipo construido se utilizo el Software de National Instruments LabVIEW 8.6 junto con los paquetes LabVIEW Real-Time 8.6, LabVIEW FPGA 8.6 y Adaptive Filters Toolkit. A nivel comercial e Internacional ha existido un mayor avance en este tipo de proyectos de investigación, existen una gran variedad de software de predicción o simulación de HVAC, algunos programas de predicción de ruido fueron escritos para su uso en los estudios de diseño de sistemas HVAC para reducir la carga del diseñador para sistemas de HVAC y superar las dificultades para disminuir tiempo y dinero al momento de realizar una cantidad de cálculos de predicción de ruido. Los estudios estandarizados de algunas instituciones y los resultados de los estudios de investigación anteriormente mencionados son utilizados a gran escala. En la actualidad, existen varios programas de predicción de ruido ampliamente utilizados para los estudios de predicción de ruido de los sistemas de HVAC HVAC Solution El HVAC SOLUTION 5.4 es un software de tratamiento de aire de control de ruido para uso de diseñadores de HVAC y consultores en acústica, este software incluye todas las tuberías y los componentes necesarios de conductos para 4 Metodología de control activo de ruido en ductos, Universidad de la sallé, Colombia, DC. Tumialán Borja José Antonio, Murillo R. Freddy Alexander, Enciso N. William Roberto

32 modelar el sistema teniendo en cuenta la matriz eléctrica para llevar a cabo un informe completo y detallado de predicción de diseños industriales. Permitiendo realizar un análisis en sistemas de conductos de climatización Trane acoustics program (TAP) 6 El Trane Acoustics Program(TAP),desarrollado para ayudar a los diseñadores con precisión en el modelo de nivel de sonido que llega a oídos de los receptores de un edificio, el Trane Acoustics program(tap) realiza proyectos de datos de equipos de sonido con alimentación a través del entorno, por ejemplo, suelos, conductos, paredes entre otros, para estimar el nivel de sonido que puede ser percibido. Los cálculos que este realiza están basados en el estándar de la industria publicado en 1991 ASHRAE, donde indica los algoritmos para la climatización y un manual acústico que son sujetos a una base de datos para la realización de este software, con el fin de hacer una estimación más aproximada. Las condiciones de un sistema de aire acondicionado se pueden modelar en la elección de equipos específicos y la creación de criterios de componentes en el programa. Este realiza un análisis de las trayectorias del sonido y calcula el efecto total del espacio cerrado de todo el sistema del conducto Applied Acoustics Program El Applied Acoustics Program fue desarrollado para determinar la calidad acústica de los espacios de interiores y exteriores. El programa calcula el nivel de presión acústica en una ubicación del receptor. Este realiza todos los cálculos teniendo en cuenta normativas y criterios correspondientes. El programa permite al usuario definir una o más fuentes de sonido, por ejemplo, equipos de aire acondicionado y realizar una simulación grafica del comportamiento del sonido hacia el receptor y cuenta con una base de datos de unos elementos de atenuación de sonido. 6

33 RHVAC 7 El RHVAC Cargas Residenciales y Tamaños de Ductos Desarrollado por Elite Software, donde su campo de aplicación básicamente trata de hacer los cálculos correspondientes a la carga de aire acondicionado, el tamaño del conducto, selección de equipos y propuestas de ventas CHVAC 8 El CHVAC Carga Comercial desarrollado por la base de datos de ASHRAE y principalmente su campo de aplicación está dirigida a calcular cargas de refrigeración y calefacción para edificios comerciales y ocupando un lugar muy importante esta un software desarrollado por HVAC Solutions presentando un Software de predicción llamado HVAC Pro donde principalmente este hace simulaciones de cargas de refrigeración y diseños de tuberías HVACduct 9 Contribuyendo a la evolución del desarrollo de estos tipos de software tenemos uno muy reconocido desarrollado por Mc4 llamado HVACduct, donde su campo de aplicación está dirigido a diseñar sistemas completos de aire acondicionado que incluye la canalización a cambio de los sistemas de ventilación y sistemas de escape completos para edificios comerciales, residenciales e industriales

34 ComfortAir HVAC. 10 Por otro lado la Empresa Cleon Rowe desarrolla un Software llamado ComfortAir HVAC, pues este está diseñado para ser utilizado por ingenieros, arquitectos, contratistas y auditores de energía para calcular y analizar las cargas de calefacción y aire acondicionado en edificios comerciales VA 5.0 En otro punto, la Empresa Vibro-acústica desarrolla un software de predicción de HVAC muy interesante llamado VA 5.0, con aplicaciones de silenciadores, donde el usuario tiene la posibilidad de seleccionar cualquiera de los materiales que estén en la base de datos de este, además que fue un desarrollo en conjunto con ASHRAE, normativas y criterios competentes para el buen desarrollo y funcionamiento del software V-A Select release El V-A Select release 5.0 es un software de tratamiento de aire y control de ruido para uso de diseñadores y consultores en acústica, este permite realizar un análisis acústico de uso fácil en sistemas de conductos de climatización. Este software contiene una base de datos de materiales y silenciadores donde proporciona el costo global del diseño seleccionado. La atenuación de potencia sonora para los ductos de ventilación está dada por los silenciadores, para lograr la perdida de inserción y buen comportamiento aerodinámico, proporcionando criterios correspondientes y caídas de presión máxima permisibles para estos sistemas HVAC Utilities/ComfortAir_HVAC_Software.html 11

35 Robust control for heating ventilating and air conditioning (HVAC) systems. 12 Es un proyecto de grado desarrollado para obtener el título de maestría en ciencias, para el departamento de ingeniería eléctrica y computación, realizado en la Universidad Estatal de Colorado en Fort Collins, 2001, consiste principalmente en el estudio y análisis de posibles mejoras en rendimiento de un sistema HVAC de temperatura de aire, tasa de flujo volumétrico y ruido, por medio un ventilador con velocidad variable y bobina de calefacción, con el fin de realizar un modelo de simulación para un sistema de climatización experimental por medio del montaje físico y el diseño de un software realizado en MATLAB para ejecutar dicho análisis Computer aided noise prediction in heating, ventilating y conditioning systems. 13 Este proyecto de grado, es realizado para obtener el título de maestría de la facultad de ciencias para el departamento de ingeniería mecánica de la Escuela de Postgrado de Ciencias Naturales y Aplicadas de la Universidad Técnica del Oriente. El software consiste en el diseño y elaboración de una herramienta de software fácil de usar para la predicción y análisis del ruido generado en los sistemas HVAC, aplicando los diferentes criterios de ruido en interiores y poder mejorar la calidad del sonido percibido por los ocupantes a través de dichos criterios. La estructura general del software y la implementación de elementos de climatización se explican por diferentes muestras de interfaz de usuario en el proyecto. Varios estudios de casos se presentan para demostrar las capacidades de la herramienta preparada en el lenguaje de programación VISUAL BASIC en el ámbito de estudio. 12 Thesis, Robust control for heating ventilating and air conditioning, HVAC, Systems, Michael L. Anderson, Department of Electrical and Computer Engineering, Colorado State University fort Collins, Colorado, Thesis, Computer aided noise prediction in heating, ventilating and air conditioning systems, Faruk EmRe Gungor, Department of mechanical engineering, School of Natural and Applied Sciences of the Middle East University, 2003

36 1.2 DESCRIPCIÓN Y FORMULACIÓN DEL PROBLEMA El control del ruido en sistemas de ventilación y climatización en los recintos ha sido de gran preocupación por muchos años. En la década de 1940 el auge de la construcción de edificios de gran altura con aire acondicionado central, fue acompañado por una conciencia aguda del ruido y las vibraciones excesivas que los sistemas de HVAC producían. Durante este primer período había poca información disponible para responder a lo que es la fuente de los componentes de este ruido, para predecir cómo la gente responde a los ruidos de los diferentes niveles. Por lo tanto, el ingeniero de diseño HVAC se enfrentó con el dilema de tener que encontrar soluciones a sus problemas de ruido en gran parte por ensayo y error, no sólo fue la tecnología de control de ruido en este campo en sus inicios, pero directrices prácticas y criterios para determinar hasta qué punto el ruido era aceptable, marginal o eran prácticamente inaccesible. El adecuado manejo del ruido en la calefacción, ventilación y aire acondicionado (HVAC) no es difícil de lograr durante el diseño del sistema, siempre en cuando los principios básicos de control de ruido se entiendan y se ejerzan en la fase del diseño. En base a ello, diferentes tipos de estudios o investigaciones se han venido realizando durante muchos años, no sólo por los institutos, sino también por muchos investigadores independientes. Además, algunos de estos estudios han aportado a la investigación de normas correspondientes a los sistemas HVAC, donde siguen siendo utilizados por los diseñadores y fabricantes. En este sentido, se orientó la investigación del proyecto de grado en un desarrollo de un software de simulación de atenuación para sistemas de ventilación, con el fin de aportar de alguna manera al desarrollo e implantación de este tipo de proyectos. Dado a que los existentes son de un alto costo y son realizados en países desarrollados, generando así dependencia a importar este tipo de productos, que son útiles y versátiles por Arquitectos e Ingenieros por su fácil y practico manejo. Este proyecto de investigación se encaminó a tener en cuenta criterios, ecuaciones y normativas correspondientes con el fin de realizar algoritmos que permitan realizar una simulación de los sistemas de conductos y una predicción del comportamiento del sonido en este sistema, con una aproximación bastante cercana, facilitando de alguna manera a diseñadores de este tipo de sistemas una predicción o comportamiento de tuberías para que analicen los niveles de ruido generados por el motor del ventilador, encargado de ingresar el aire al sistema, para que tenga en cuenta las curvas a las que se debe ajustar, según normativas, con el fin de

37 proteger no solo la salud auditiva si no también el bienestar común de construcciones de interés acústico. Teniendo en cuenta el interés de desarrollar un software de simulación de atenuación para sistemas de ventilación surge la siguiente pregunta: Cómo construir y diseñar un software de atenuación para sistemas de ventilación usando los algoritmos correctos para una estimación aproximada teniendo en cuenta las propiedades de los materiales? 1.3 JUSTIFICACIÓN Con el avance tecnológico y la necesidad de estar a la vanguardia con el desarrollo y manejo de software de predicción, es necesario desarrollar un software que permita simular los conductos para los sistemas de ventilación y predecir el comportamiento del sonido en este sistema, con el fin de ser competitivos en el mercado nacional e internacional, teniendo en cuenta que no existen publicaciones o proyectos desarrollados de HVAC referidos específicamente al tema tratado en esta investigación en la Universidad San Buenaventura. 1.4 OBJETIVOS DE LA INVESTIGACIÓN Objetivo general Desarrollar un software que simule un ducto de ventilación permitiendo combinar materiales acústicos con el fin de conocer la atenuación del sistema simulado con sus respectivos costos.

38 1.4.2 Objetivos específicos Analizar y evaluar las características y propiedades de los materiales que puedan ser empleados para la construcción del simulador. Estudiar, analizar y Concluir los algoritmos que van a ser usados para estimar la atenuación del sistema. Realizar una base de datos de 3 motores, 5 materiales termo- acústicos y 4 rejillas. Desarrollar un software que permita simular un sistema de ventilación y obtener la atenuación y cotización del ducto. Evaluar el comportamiento del software mediante cálculos y mediciones. 1.5 ALCANCES Y LIMITACIONES DEL PROYECTO Alcances Lograr que el simulador permita hacer estimaciones suficientemente precisas al momento de realizar cálculos de predicción de ruido y simulación de diseño de sistemas de ventilación. Economizar costos mientras se selecciona los elementos adecuados para el sistema de ventilación y disminuir tiempo en cálculos y diseños. Desarrollo tecnológico en el campo de los sistemas de ventilación con el fin de mejorar ambiente y condiciones para recintos en audición critica, optimizando la inteligibilidad del sonido en estudios de grabación, mezcla, masterización, teatros, cines, auditorios, entre otros, con el fin de mejorar el

39 funcionamiento y rendimiento de diferentes empresas dedicadas en estos campos y logre disminuir la dependencia de otros países más avanzados o desarrollados Limitaciones Acceso a propiedades y especificaciones de materiales. Mal estado de algunos instrumentos de medición. Altos costos de normas e información verídica que contribuyan al desarrollo de proyectos de HVAC. Dificultad de actualizar la base de datos de los materiales relacionados a las propiedades y costos.

40 2. MARCO DE REFERENCIA 2.1 MARCO CONCEPTUAL Ruido en los ventiladores 14 El ruido aerodinámico de todo tipo de ventilador se puede dividir en un componente de rotación y el componente del vértice. El componente de rotación se asocia con el impulso dado al aire cada vez que una hoja pasa por un punto dado y es por tanto una serie de tonos discretos en la lámina fundamental donde se obtienen frecuencias y los armónicos de la misma. El componente torbellino de ruido, es en gran parte debido al desprendimiento de vértices de las aspas del ventilador. Es de carácter aleatorio y tiene un espectro continuo en un amplio rango de frecuencias determinado por la geometría y el funcionamiento del ventilador. También puede tener muchos componentes de una sola frecuencia no armónica determinada por la geometría de la hoja y la velocidad del aire local. Dado que las leyes de generación de estos dos tipos de ruido son diferentes, que varían en importancia para los diferentes tipos de ventiladores y las condiciones de funcionamiento. Las diversas instalaciones de ventilación precisan de ventiladores con distintas características de funcionamiento. Las características operativas de un ventilador, incluyendo las de emisión de ruido, vienen determinadas primordialmente por el diseño del propulsor giratorio. Los tipos de ventiladores que se encuentran en la base de datos del software son ventiladores centrífugos y ventiladores de flujo axial, empleados habitualmente en sistemas de aire acondicionado centralizado, sistemas de ventilación industriales e instalaciones para procesos industriales. Estas distintas características de funcionamiento de los diferentes tipos de ventiladores producen diferentes características de ruido. Una vez seleccionado el tipo, tamaño y velocidad del ventilador de acuerdo a un funcionamiento especifico y a los requisitos 14 W.D. Merk, <<Elements of Gear Noise Prediction>>, cap. 21 en Noise, Vibration Control: Engineering Principles and Applications, I.L. Ver y L.L.Beranek (eds.), John Wiley and Sons, Nueva York, 1992.

41 estructurales, se establecen las especificaciones de ruido de este particular ventilador. Los ventiladores centrífugos se caracterizan por el tipo de alabe empleado. Pues las aspas curvas están diseñadas para que marche en sentido de la marcha, aerodinámico y radial. Los ventiladores de flujo axial se dividen en tres categorías principales: ventiladores axiales con aletas de guía, ventiladores tubo axial y ventiladores helicoidales. El número de aspas de un ventilador centrífugo en general se rige por el diseño del flujo de aire óptimo. La disminución de la generación de ruido, pero un poco más de la cantidad óptima de las hojas. Un tono de gran alcance se puede generar en los ventiladores, cuando las estelas de los álabes rotativas inciden en un obstáculo, como forma de corte en un ventilador centrífugo o puntales de soportes de motor que están cerca del impulsor de un ventilador de flujo axial o hélice. Esta interferencia tiene las características de una misma frecuencia que el ruido de rotación. Una cubierta alrededor de un ventilador de hélice puede servir para reducir el ruido considerablemente si está funcionando correctamente. Dicha reducción es generalmente más eficaz en los armónicos más altos. Sin embargo, si el flujo se rompe en una parte de la cubierta, el ruido puede llegar a ser considerablemente peor que en un caso determinado. A medida que la presión de trabajo a través de ventiladores axiales se aumenta, la intensidad máxima de sonido se desplaza hacia los fundamentales de los armónicos más altos. Este efecto no se observa para los ventiladores centrífugos. La potencia de sonido generado por un ventilador trabajando a un punto determinado, se obtiene mejor a partir de datos de prueba del fabricante, en unas condiciones de ensayo autorizados. Sin embargo, si estos datos no están

42 disponibles, la banda de octava, en los niveles de potencia de sonido para el ventilador, se puede estimar por los siguientes procedimientos. El ruido del ventilador puede ser clasificado en términos de nivel de potencia acústica específica, definida como el nivel de potencia acústica generada por un ventilador a una capacidad específica y presión. Mediante la reducción de todos los datos de ruido del ventilador de este denominador común, el nivel de potencia acústica específica sirve de base para la comparación directa de los niveles de banda de octava del ventilador en base a un método convencional de cálculo de los niveles de ruido de los ventiladores en condiciones reales de funcionamiento. En un determinado nivel en la alimentación para este tipo de sistemas, los ventiladores pequeños son más ruidosos que los grandes ventiladores. Mientras que la división de tamaño es necesariamente arbitraria. Las divisiones de tamaño son necesarias y prácticas para estimar el ruido del ventilador. El ventilador puede generar un tono en la frecuencia de paso en las aspas y la fuerza de este tono depende en parte del tipo de ventilador. Para tener en cuenta esta frecuencia de paso por las aspas, la presión acústica debe ser en la banda de octava en la que la frecuencia cae con respecto a este. El número de decibelios añadido respecto al nivel de presión sonora en esta banda es el incremento de frecuencia de las aspas. Las aspas de frecuencia de paso (B f ): Es el número de veces por segundo en un impulsor del ventilador que pasa por un elemento inmóvil. Se describe en H z, por lo que (B f ) se puede calcular de la siguiente manera. B = (rpm del ventilador) '(n º de álabes del ventilador) / 60 Ecuación 1 Todos los ventiladores generan un tono de frecuencia al paso de las aspas. Ya sea que este tono sea desagradable o apenas perceptible, depende del tipo y diseño del ventilador y el punto de operación. Algunos tipos de ventiladores de uso general se resumen a continuación:

43 2.1.2 Ventiladores centrífugos 15 Este tipo de ventiladores provoca un movimiento del aire y genera una presión gracias en parte a la acción centrifuga y en parte a la velocidad de giro, La fuerza centrífuga surge debido a una columna giratoria de aire producida por las aspas de la hélice. Como consecuencia de todo este proceso, el aire es expulsado por el rotor con un vector absoluto calculado a partir de los vectores tangencial y radial. Desde el punto de vista de la eficacia y del ruido es preferible un valor mínimo para ventiladores curvados en sentido contrario a la marcha. Sin embargo, no es siempre posible emplear este tipo de ventiladores. Cada tipo posee características distintas de presión y potencia que lo hacen adecuado para aplicaciones concretas Ventiladores radiales modificados Los ventiladores de este tipo, han sido creados para usos industriales bajo condiciones de alta presión. El diámetro interior del filo de alabe posee un leve ángulo de inclinación en el sentido de la marcha. El diámetro exterior del aspa es radial. El funcionamiento de la hélice adquiere por tanto peculiaridades de alta presión que permiten su empleo para instalaciones en servicios industriales pesados, tales como calderas de utilidad pública, depuradoras y procesos industriales. Este diseño es empleado bajo condiciones de alta posibilidad de erosión y corrosión. En estos casos puede ser reforzado con una elaboración mas salida de lo habitual o con materiales preparado para soportar estas condiciones. Este ventilador produce un espectro de ruido que tiene un gran componente de frecuencia del alabe. Tales ventiladores poseen entre 12 y 18 alabes Ventiladores radiales Este tipo de ventilador industrial pesado se fabrica con diferentes secciones de hélice, se diseñan con alabes anchos y de poco espesor para su uso en instalaciones con grandes cantidades de flujo de aire a baja presión. Para 15 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 41.1

44 aplicaciones a las presiones y cantidades de flujo de aire relativamente pequeñas se emplean alabes estrechos y profundos. Es posible adquirir ventiladores de muy diversas proporciones y están en uso muy distintas versiones de este tipo de ventilador industrial de alabes radiales. El tipo de ventilador radial se emplea en servicios difíciles de instalaciones industriales, por ejemplo, cuando deben pasar directamente a través del ventilador materiales extraños (tales como virutas de madera, arena o partículas de papel). Este rotor posee alabes radiales planos que permiten realizar ciertas reparaciones en el mismo lugar. También simplifica su fabricación cuando se emplean materiales especiales o se aplican revestimientos concretos a las superficies desgastadas. El ventilador radial posee un espectro con un gran componente en frecuencia del alabe. Estos ventiladores tienen por lo general entre 6 y 12 alabes Ventiladores axiales 16 Los ventiladores de flujo axial transmiten la energía al aire por medio de un movimiento de giro. Este flujo de aire en remolino no es el más apropiado para un flujo eficaz de aire a través del conducto adyacente. Con el fin de mejorar su eficacia es necesario añadir guías que enderecen el flujo. El propulsor axial puede disponer de alabes de grosor uniforme, con forma aerodinámica hueca o compacta. El diseño aerodinámico, aunque de mayor costo, puede ser más eficaz y silencioso y proporciona una mayor presión para diámetros y velocidad equivalentes. Para muchas instalaciones es suficiente el alabe de grosor uniforme. Casi ningún ventilador axial posee una inclinación uniforme, si no que es mayor en la parte central que en el extremo, para poder así aprovechar con mas uniformidad las velocidades periféricas en estos puntos. En el caso de que se utilicen estos ventiladores bajo condiciones de presión mayores a las previstas, el flujo de aire cercano al eje giratorio no será rectilíneo y provocará un ruido considerable. Debido a esta razón se deberían seleccionar con atención los ventiladores axiales. Es más, algunos de ellos precisan una minuciosa elección del 16 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 41.11

45 motor en caso de que la energía tienda a aumentar rápidamente en condiciones de oclusión. Las características principales del ventilador axial se reflejan en la forma de los alabes, la medida del diámetro desde el eje giratorio al extremo, la inclinación y el numero de alabes. Este tipo de ventiladores, diseñados para aplicaciones bajo alta presión, se caracterizan normalmente por poseer un gran diámetro de hélice y por tener bastantes alabes. Es habitual que se dé una relación de 0.60 a 0.80 con un numero de alabes de 8 a 26. Cuando mayor sea tal relación, menor será la longitud del alabe y mayor será su número. Los diseños para bajas presiones poseen relaciones de 0.40 a 0.60 y un número de palas de entre 2 a 7. La inclinación del alabe está en función de la capacidad del aire, mientras que el número de alabes está en función de la presión. Los distintos diseños incorporan muy diversas combinaciones entre estos parámetros. Los ventiladores axiales se fabrican para una amplia gama de combinaciones entre caudal y presión, tanto para usos comerciales como para industriales Ventiladores axiales con aletas guía 17 El ventilador axial con alabes guía, incorpora aletas de salida de aire y es por tanto el ventilador de mayor eficacia de la serie de flujo axial. Este ventilador posee cualidades relativas de alta presión que lo hacen adecuado para sistemas generales de calefacción, ventilación y aire acondicionado para aplicaciones a bajas, medias o altas presiones. También se emplea en instalaciones industriales y en ventiladores de aspiración mecánica o inducida en calderas de uso público. Los ventiladores axiales con aletas guía generan unos niveles de ruido ligeramente mayores que los de ventilación centrifuga. Su espectro posee un componente muy alto en frecuencia del alabe. 17 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 41.12

46 2.1.7 Ventiladores tuboaxiales 18 El ventilador tuboaxial es un ventilador axial sin aletas guía de salida de aire. Su eficacia es menor que la del ventilador con aletas guía, pero su costoinicial es menor debido a que su fabricación es más sencilla. Este ventilador se emplea en algunos conductos a presiones bajas, medias y altas, para instalaciones de calefacción, ventilación y aire acondicionado. Se usa también en instalaciones industriales tales como cabinas para pintura y sistemas de evacuación de humos. Este ventilador tiene normalmente un diámetro de eje giratorio pequeño y se emplea cuando exista un alto índice de flujo de aire a baja presión relativa. El ventilador tuboaxial genera un nivel de ruido ligeramente mayor que el del ventilador axial con aletas guía. Su espectro contiene un componente muy alto de frecuencia del alabe Ventiladores helicoidales 19 El ventilador helicoidal, se emplea por lo general en compartimientos asilados no conectados al sistema de conductos. Están indicados para instalaciones a muy bajas presiones (muchos funcionan bajo condiciones de nula o casi nula impulsión) y son capaces de soportar grandes flujos de aire. Los ventiladores helicoidales se fabrican con una gran variedad de diseños de alabes. Se emplean generalmente en ventilaciones por evacuación en techos, para circulación de aire, ventilaciones localizadas y torres de refrigeración. Algunos de estos ventiladores poseen diámetros de gran tamaño. Los niveles sonoros de un ventilador helicoidal son solo algo mayores que los ventiladores Tuboaxiales o axiales con aletas guía, pero sus ruidos son de bajas frecuencias y por tanto complicados de atenuar. El número de álabes y las rpm del ventilador se pueden obtener en el catálogo de selección. En la tabla 1 se enumeran los niveles de potencia sonora y los incrementos de álabes de frecuencia. En la tabla 1 se enumeran las bandas de octava en la que se produce el BFI. En la actualidad, los datos de potencia acústica de nivel para los ventiladores curvados es muy variable; los niveles de sonido 18 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 41.13

47 específico de energía en la tabla 1 son un promedio de esos datos. Para aplicaciones críticas, los niveles de potencia acústica de un ventilador especial se deben obtener del fabricante. Los niveles de ruido en condiciones reales de funcionamiento puede ser estimada por el caudal real del ventilador de volumen y presión del ventilador, como; Donde: = + 10log + 20 log + c + BFI Ecuación 1.1 = Nivel estimado de potencia acústica del ventilador en db W. = Nivel de potencia acústica especifico en db. Q = Caudal en /s = 1 /s P= Caída de presión Pa = 1 Pa C= Factor de corrección para el punto de funcionamiento del ventilador en Db BFI= incremento de los álabes teniendo en cuenta la frecuencia que se añade sólo para bandas de octava de frecuencia que contiene los álabes en db Punto de operación 20 En la selección de los ventiladores en el punto calculado de la máxima eficiencia es una práctica común para garantizar el consumo de energía mínimo. En general, el sonido del ventilador está en un mínimo cerca del punto de máxima 20 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 41.24

48 eficiencia. El ruido aumenta a medida que lo operativo tienen cambios (mayor flujo de aire y reducir la presión estática) y el ruido de baja frecuencia puede aumentar considerablemente en los puntos de operación a la izquierda de la máxima eficiencia (menor flujo de aire y una mayor presión estática) Los niveles específicos de potencia acústica en la tabla 1.1, son para el ventilador de funcionamiento en o cerca del punto de máxima eficiencia de las curvas de rendimiento del ventilador. Esto concuerda con la práctica recomendada de seleccionar el tamaño y la velocidad del ventilador para que la operación caiga cerca de este punto, es benéfica para la conservación de energía y se corresponde con los niveles de ruido más bajos para el ventilador. Si, por cualquier razón, un ventilador no es o no se puede seleccionar de manera óptima, el nivel de ruido producido aumentará. Por lo tanto, el factor de corrección C en la ecuación 1.1 debe ser aplicado a la cuenta de este aumento. Este factor de corrección se debe aplicar a todas las bandas de octava Discusión general de ruido en los ventiladores 21 Para hacer efectiva la atenuación sonora del conducto, es necesaria una adecuada selección e instalación del ventilador, además de tener en cuenta los siguientes factores: 1. Diseño del sistema de distribución de aire para una resistencia mínima. La potencia de sonido generada por un ventilador, sin importar el tipo, aumenta por el cuadrado de la presión estática. 2. Examinar los niveles específicos de potencia acústica del diseño de ventilador para un trabajo determinado. Diferentes ventiladores pueden generar diferentes niveles de sonido y producir un espectro de diferentes bandas de octava. Seleccionar un ventilador que va a generar el nivel más bajo de sonido posible, en consonancia con otros parámetros del ventilador de selección. 21 Hsien-Sheng Pei, <<Small Fans Used in the Cooling of Electrical/ Mechanical Equipment>>, Proc. NOISE-CON 87, Noise Control Foundation, Nueva York, 1987, pp

49 3. Tener en cuenta el número de álabes de un ventilador y que sea menor a 15 años de uso, estos tienden a generar los tonos que son difíciles de controlar y pueden llegar a dominar el espectro. Estos tonos se producen en la frecuencia al paso por los álabes. La intensidad de estos tonos depende de la resonancia en el sistema de conductos, diseño de ventilador, y las distorsiones de flujo de la entrada. 4. El diseño de las conexiones de los conductos son de vital importancia, además de la entrada del ventilador y la salida de flujo de aire uniforme. La desviación de los conductos puede degradar seriamente tanto el rendimiento aerodinámico y acústico de cualquier ventilador e invalidar las especificaciones del fabricante. 5. En diferentes sistemas de volumen de aire, se debe considerar el efecto de los cambios en el volumen de la potencia de sonido. La reducción de caudal por los cambios en la configuración de paleta de entrada puede aumentar considerablemente el ventilador de baja frecuencia, los niveles de potencia acústica de los ventiladores de flujo axial inclinado Volumen de aire variable (VAV) 22 Los sistemas VAV puede reducir significativamente el costo de energía debido a su capacidad para modular la capacidad de aire. Sin embargo, pueden ser la fuente de ruido del ventilador que es muy difícil de mitigar. Para evitar estos posibles problemas, los ingenieros deben diseñar cuidadosamente los ductos y los sistemas de presión estática de control y seleccionar el ventilador o unidad de tratamiento de aire adecuado y sus dispositivos de modulación correctamente. Al igual que en otros aspectos del diseño de aire acondicionado, el sistema de conductos debe ser diseñado para la menor pérdida de prácticas de presión estática, más especialmente en el conducto del ventilador o unidad de tratamiento de aire. Alta velocidad del flujo de aire y el conducto complicado de enrutamiento puede causar distorsiones del flujo de aire que se traducen en una caída de presión excesiva y la inestabilidad de ventiladores que son responsables del ruido 22 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 42.22

50 excesivo, pérdida del ventilador o ambas cosas. Muchos de los problemas VAV han sido relacionados con el equilibrio de aire inadecuado. Si el sistema de conductos se equilibra gracias a los amortiguadores de equilibrio por lo menos, la velocidad del ventilador se puede reducir con la correspondiente reducción en el ruido del ventilador. Los bajos niveles de sonido se producirán si la mayoría de los amortiguadores de equilibrio son muy abiertos o eliminados. Para los sistemas de volumen constante, el ventilador debe ser seleccionado para funcionar a la máxima eficiencia en la tasa de flujo de aire del ventilador del diseño. Sin embargo, los sistemas de VAV deben ser seleccionados para funcionar con la eficiencia y la estabilidad en todo su rango de modulación Nivel de intensidad de sonido específico 23 El nivel de potencia sonora específico es el nivel de potencia generado por un ventilador concreto cuando funciona con una tasa de aire de 1 /seg y bajo una presión de 1 kilopascal (1Kpa). Reduciendo todos los datos de ruido de ventiladores a esta base común, el empleo de un nivel de potencia sonora concreto permite comparar directamente los niveles en bandas de octava de varios tipos de ventiladores. Su uso proporciona también medios para calcular el nivel de ruido en ventiladores bajo condiciones de funcionamiento real mediante procedimientos. En sistemas en los que el control de sonido sea problemático (como auditorios, estudios de grabación o salas de conferencia), es aconsejable obtener datos más detallados sobre el ventilador concreto más que emplear procedimientos de estimación Diseño Aerodinámico e importancia del flujo suave de aire 24 En caso de que un sistema no cuente con el diseño aerodinámico adecuado o con el funcionamiento eficaz de sus diversos componentes, puede incrementarse el nivel de ruido de las fuentes descritas anteriormente y su espectro puede así 23 T.J. Schultz, <<Relationship between Sound Power Level and Sound Level in Dwellings and Offices>>, ASHRAE trans., vol. 91, pt. 1A, 1983,pp C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 42.3

51 mismo ampliarse, especialmente hacia la gama de las bajas frecuencias, en particular si los ventiladores funcionan a baja frecuencia o en condiciones inestables de operatividad. Por tanto, el flujo de aire a la entrada y salida del ventilador debería ser los más suave posible para disminuir cualquier motivo de turbulencia. Las turbulencias provocan la aparición de ruidos y el aumento de la caída de presión estática del sistema. Por esta razón, los accesorios (tales como tubos acodados o de transito) no deberían colocarse a un distancia menor de 3 o 6 diámetros de conducto por debajo de un ventilador. La emisión de ruido en el último, casi puede ser de 10 a 30 db por encima del primer caso. En un sistema HVAC con un volumen constante de flujo de aire, los ventiladores se emplean normalmente a casi su máximo nivel de operatividad cuando tal flujo es uniforme. Sin embargo, en un sistema de volumen de aire variable los controles de volumen se hayan instalado en la entrada de ventilación, el nivel de eficacia operativa se encontrara bastante por debajo de su eficacia estática máxima Datos del fabricante sobre difusores y rejillas 25 Es necesario siempre utilizar en la práctica los datos que proporciona el fabricante para niveles de potencia sonora en bandas de octava emitidos por difusores y parrillas de entrada y retorno. Algunos fabricantes no proporcionan esta información, limitándose en su lugar a ofrecer los niveles NC, que no prevén sean excedidos cuando haya un solo difusor en la habitación. Esta predicción se basa en la presunción de que el factor espacial (Lw-Lp) es igual a 10 db. Por contraste, el valor (Lw-Lp) de los espacios habituales es normalmente menor a 10 db. Por ejemplo, el valor (Lw-Lp) en una oficina puede ser solamente 5 db. Por tanto, los niveles NC aconsejados para difusores pueden predecir unos niveles de presión de sonido en 5 db por debajo de los niveles reales experimentados. Por esta razón, los valores NC aconsejados para salidas de aire deberían aumentarse en 5 db. Para espacios mayores, el valor (Lw-Lp) debería ser calculado, adecuando el valor NC indicado por el fabricante. 25 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 42.7

52 Efectos de los amortiguadores de control de volumen sobre el ruido del difusor 26 Los amortiguadores se instalan generalmente tras los difusores o parrillas con el fin de controlar el caudal de aire que los atraviesa. Los amortiguadores aumentan el ruido emitido (generalmente en el intervalo de a Hz), de modo que cuando más se restrinja el flujo de aire más se incrementara el nivel de ruido. Por ejemplo, si el volumen de aire expulsado cada segundo se reduce a la mitad, el nivel de potencia sonora del ruido radiado por el difusor puede aumentar de 10 a 20 db, según el tipo de diseño de salida de aire. Por lo tanto es importante determinar si los datos del fabricante se aplican solamente al difusor o a la combinación entre difusor y amortiguador. Por lo general los datos del fabricante son aplicables cuando el difusor recibe un flujo de aire uniforme. En caso de que no sea así, el nivel de ruido será mayor del prescrito por los datos suministrados. En la gama de altas frecuencias son las terminales de aire y sus correspondientes amortiguadores los que determinan el nivel sonoro producido por un sistema HVAC en un espacio. Ya que el ruido del difusor se produce en o cerca de la terminal de aire del espacio servido, no existe atenuación de ruido que pueda reducir su nivel en el trayecto entre la fuente de sonido y el observador. Desde el punto de vista del control de ruido es preferible por tanto controlar el flujo de aire gracias a un amortiguador situado en el conducto, como por ejemplo en la unión con el ramal principal, más que en uno colocado en el difusor. De este modo el revestimiento del conducto puede ser efectivo a la hora de reducir ruidos de amortiguación Conexión flexible al difusor 27 Un tubo flexible proporciona el medio más apropiado de conectar el difusor a un ramal del conducto, ya que permite una cierta flexibilidad en la colocación del difusor en un techo suspendido. Sin embargo, cuando el difusor no se encuentra alineado o la caída es demasiado corta, el flujo de aire no será uniforme y la velocidad será sustancialmente mayor a la media en uno de los lados del difusor. 26 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 42.7

53 Esto provocara un nivel de ruido considerablemente más alto al de los datos proporcionados. Por ejemplo, una falta de alineación equivalente a un diámetro en una longitud de conducto de dos diámetros podría provocar un aumento de nivel de potencia sonora de 15 db. En el caso de sonidos de baja frecuencia un conducto flexible permitirá que el sonido sea emitido directamente hacia el techo en el que está situado, transmitiendo el sonido por el techo acústico hacia el espacio servido Atenuación de sonido en conductos 28 El ruido en sistemas de conductos se verá atenuado por perdidas de propagación, (1) en conductos no revestidos, (2) en conductos revestidos, (3) en tubos acoplados revestidos, (4) en puntos de intersección de la bifurcación de potencia, (5) como resultado de la reflexión y (6) en silenciadores Conductos no revestidos 29 El ruido en un conducto no revestido se verá atenuado primordialmente por la transmisión de energía acústica a través de las paredes del conducto (provocando la vibración de sus paredes) y a continuación radiando el ruido al espacio que circunda al conducto. Este mecanismo provoca una atenuación al descender el nivel sonoro transmitido en el conducto. En el caso de que el conducto no revestido atraviese una habitación en la que se precise un bajo nivel de ruido, podría ocurrir que se transmitiera desde el conducto al espacio un sonido con baja frecuencia excesiva, especialmente si su situación es cercana al ventilador. El nivel sonoro radiado depende de: (1) el nivel sonoro dentro del conducto, (2) el área de la sección transversal del conducto, (3) la longitud del conducto en la habitación y (4) la perdida de transmisión (TL) de sus paredes. El uso de conductos circulares en vez de rectangulares reducirá las radiaciones a la habitación. También se puede reducir la transmisión envolviendo el conducto con una capa de fibra de vidrio y enyesando posteriormente el exterior. Aunque el empleo de este método puede ser menos eficaz al del uso de conductos circulares 28 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 42.8

54 (según el volumen del enlucido exterior), es un modo práctico de incrementar el valor de aislamiento acústico de las paredes del conducto en un sistema HVAC. Los paneles de placas metálicas sobre conductos de grandes dimensiones pueden sufrir vibraciones por flujos turbulentos causados por el movimiento del ventilador o por su situación cercana a los ramales. Estas fuentes producen ruidos de 15 a 125 Hz en la gama de bajas frecuencias. En estos casos es difícil a menudo separar o identificar la responsabilidad de cada fuente concreta Niveles de potencia de las fuentes El punto de partida en el control de ruido es la curva del nivel de potencia en función de la frecuencia de la fuente de ruido. La mayoría de las fuentes radian una potencia acústica constante, sea que estén en un local cerrado, sea que estén puertas afueras. Por ejemplo, un ventilador utilizado en un sistema de aire acondicionado parece radiar la misma potencia acústica, esté conectado o no a un conducto e independientemente de las contrapresiones que en general se encuentran. Esto se debe a que aun cuando la fuente se encuentre en una habitación, su impedancia de radiación es casi la misma que en el espacio libre. 2.2 MARCO TEÓRICO Bifurcación de potencia en las ramificaciones 30 Cuando una ramificación parte del conducto principal, la potencia sonora transmitida a lo largo del conducto principal se divide entre la ramificación y la continuación del conducto principal aproximadamente en una relación proporcional a las áreas del conducto secundario y el conducto principal posterior a la ramificación. Esta división de potencia origina una atenuación en el punto de intersección. Por ejemplo, si un conducto se subdivide en dos conductos de 30 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 42.9

55 secciones transversales idénticas, por cada uno de los ramales fluirá la mitad del sonido. La atenuación sonora resultante de la división de potencia puede ser expresada del siguiente modo: Atenuación = 10log10 (área de la ramificación del conducto / área del conducto principal). Ecuación 1.2 Esta ecuación indica el número de decibelios que deben sustraerse del nivel de potencia sonora en el conducto principal para obtener el de la ramificación. Por ejemplo, si la ramificación tiene un 4 por 100 del área del conducto principal, se transmitirá a través un 4 por 100 del sonido. Por lo tanto el nivel de potencia sonora del ruido en una ramificación será de 14 db por debajo del nivel del conducto principal Atenuación en tubos acodados 31 Los tubos acodados en ángulo recto reflejan parte del sonido de vuelta hacia la fuente, lo cual atenúa el sonido en el conducto. A altas velocidades (10m/seg) un tubo acodado puede ser causa de generación de ruido como resultado de las turbulencias producidas en el flujo de aire. Estas turbulencias serán menores en conductos circulares que en cuadrados. La producción de turbulencias en tubos acodados puede ser reducida gracias al uso de aspas giratorias, que facilitan un flujo aerodinámico de aire. Las aspas giratorias se deben instalar con sumo cuidado, ya que pueden ser fuente de ruidos si sus bordes se doblan durante el montaje. 31 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 42.10

56 Pérdidas por reflexión final 32 Al finalizar la trayectoria del conducto abierto se produce un súbito cambio de la sección (es decir, el área del conducto es pequeña en comparación con el área del muro en que este desemboca) que tiene como resultado que parte del sonido se refleje de nuevo en dirección al ventilador, originándose por lo tanto una atenuación en la abertura del conducto. Esta reflexión producida al final del conducto es más pronunciada en pequeños conductos a bajas frecuencias, en los que la longitud de onda del sonido es grande en comparación con las dimensiones del conducto. La atenuación no solamente está en función de la frecuencia y el tamaño y forma de la abertura final, sino también de la posición de esta en la relación a los muros adyacentes. Los efectos de su posición son tratados en el apartado corrección del nivel de potencia sonora para fuentes localizadas cerca de superficies reflectantes. Para casos enlos que la apertura del conducto produzca espacios libres, o está instalada a nivel del techo acústico, existen datos que se deben tener en cuenta en la pérdida por reflexión al final para una variedad de tamaños Consideraciones de espacio para sistemas HVAC en edificios 33 Con el fin de conseguir un nivel de ruido aceptable en los sistemas HVAC al construir edificios nuevos se precisa con frecuencia de una estrecha coordinación entre las distintas disciplinas involucradas en su diseño. La primera colaboración debe establecerse entre el diseñador del sistema HVAC, el arquitecto y el ingeniero de estructuras, aunque el propietario y el personal de gestión del edificio también deben involucrarse en la resolución de algunos asuntos relativos al ruido. Una consideración importante es la referida a la localización de espacio suficiente en el edificio para la disposición de un equipo de ventilación energéticamente eficaz y para la colocación adecuada de tuberías, controles y mecanismos terminales, con el fin de minimizar la propagación de ruido de estos elementos a través del sistema de distribución de aire. 32 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 43.1

57 El alto costo de edificación tiende a disuadir del uso de sistemas de ventilación centrales almacenados en grandes espacios alejados y a estimular el uso de equipos de ventilación compactos más pequeños y menos eficaces, situados en el centro de cada piso del edificio (donde se concentran otros servicios no productivos como baños, escaleras y ascensores). El empleo de equipos de ventilación independientemente para cada piso aumenta el área total productiva del edificio, ya que se elimina el espacio previamente dedicado a la conducción de tuberías de suministro y desalojo de aire y los espacios de transición para cada piso. También se logra una reducción de costos al utilizar mecanismos de tuberías y aislamientos. Sin embargo, al disponer los espacios de ventilación en cada piso se producen los siguientes problemas de control de ruido. 1. Uno o varios de los muros que rodean las salas de servicios mecánicos están habitualmente situados junto a lugares sensibles al ruido, que puede requerir la necesidad de construir aislamientos frecuentemente difíciles de ejecutar y costoso. 2. Debido a la distancia relativamente corta entre el orificio de la salida (o entrada) de ventilación y las terminales en los lugares a los que se suministra el aire, pueden surgir problemas en el control de los ruidos transmitidos a través de las tuberías, a menos que se añadan silenciadores, con lo cual aumentará la resistencia al flujo de aire del sistema. Tales medidas de control de ruido normalmente incrementan el consumo de energía eléctrica del equipo de ventilación, así como la potencia sonora final. En algunos casos, debido a malas condiciones de entrada o salida en las tuberías, puede aumentar bastante la resistencia efectiva de un silenciador y alterarse el punto operativo del ventilador lo suficiente como para causar un aumento de la potencia sonora final en una cantidad aproximadamente igual al rendimiento del silenciador, con lo cual se podría anular el efecto neto de esta medida adicional de control de ruido En muchos casos es útil determinar el modo en que la instalación de sistemas de HVAC en espacios limitados afecta al costo tanto de las soluciones de control de ruidos como de la energía necesaria para que funcione el sistema. En algunos casos se podría comprobar que no es apenas perceptible la ventaja económica estimada por aumento del área productiva, debido al alto costo inicial de las soluciones de control de ruidos y aumento permanente previsto en costos para el funcionamiento de este sistema.

58 Sistemas de clasificación de ruidos HVAC 34 Los sistemas habituales de clasificación mediante un único valor para indicar los objetivos de control de ruido de sistemas HVAC incluyen en nivel sonoro con ponderación A, las curvas NC y las curvas RC. El uso de estos sistemas de índices para ruidos de HVAC es válido solamente para ruidos continuos y estables que no muestren fluctuaciones obvias a lo largo del tiempo. Un fallo a la hora de considerar esta limitación provoca normalmente errores serios a la hora de clasificar el sonido emitido por un sistema. Tales fluctuaciones de sonido pueden ocurrir como resultado del funcionamiento inestable de un ventilador, debido a golpes entre uno o varios ventiladores o a otros equipos rotatorios del sistema, que operan a una velocidad similar Control de la velocidad del motor del ventilador Hay tres tipos de unidades electrónicas de control de velocidad variable que se utilizan con los ventiladores; (1) inversor fuente de corriente, (2) inversor fuente de tensión, (3) la modulación de ancho de pulso (PWM). El inversor fuente de corriente y la tercera generación de unidades de control PWM son por lo general el más tranquilo de estos controles. La principal ventaja acústica de un ventilador de velocidad variable es la reducción de la velocidad del ventilador, que se traduce en una reducción de ruido en db con una reducción aproximadamente 50 [log (higherspeed / lowerspeed)]. Debido a que esta reducción de velocidad por lo general sigue la curva del ventilador del sistema, con el fin de seleccionar el ventilador con la máxima eficacia (de menor ruido) y no pierda eficiencia de velocidad. 34 C.M. Harris (Ed.) Handbook of noise control,, ed., McGraw-Hill, Nueva York, 1995, capítulo 43.2

59 Amortiguador, codo y uniones del sistema que generan ruido 35 Los niveles de potencia acústica por bandas de octava en los amortiguadores en los álabes de los conductos ventilación de uno o varios, codos, con y sin paletas rotativas se pueden predecir, siguiendo esta ecuación. Donde: 36 = K + 10 log + 50 log U+ 10 log S+ 10 log D Ecuación 1.3 = Banda de Octava de frecuencia central. K = Espectro característico de la instalación, sobre la base de Strouhal Número U= Factor de velocidad, en la parte estrecha del conducto en m / s. S= Área transversal del conducto en el que los amortiguadores están instalados, de corte transversal como los codo o ramificaciones del conducto en. D= Conducto normal al eje del amortiguador teniendo en cuenta la altura de conducto principal, la longitud del sistema, la altura del codo, o ramificaciones. 37 D= Ecuación I.L. Ver,<< A Review of the Attenuation of Sound in Straught and Unlined Ductwork of Rectangular Cross Section>>, ASHRAE Trans., vol. 84, pt. 1, 1978,p I.L. Ver,<< A Review of the Attenuation of Sound in Straught and Unlined Ductwork of Rectangular Cross Section>>, ASHRAE Trans., vol. 84, pt. 1, 1978,p I.L. Ver,<< A Review of the Attenuation of Sound in Straught and Unlined Ductwork of Rectangular Cross Section>>, ASHRAE Trans., vol. 84, pt. 1, 1978,p.124

60 Distribución de aire y del ruido El ruido se transmite desde la unidad de tratamiento de aire (ventilador) en el sistema de conductos. El sonido también se puede generar cuando el aire fluye a través de los codos, accesorios y la rejilla o difusor a la salida del conducto en la habitación. La ubicación de estos componentes en un sistema de distribución de aire se ilustra en la figura 1. El nivel de potencia acústica del ruido introducido en el conducto por el ventilador está dado por la ecuación2. 38 Figura 1, ubicación de componentes en ductos. 38 Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

61 En el sistema de distribución. ΔLw es la atenuación en el elemento, y LW es la generación de ruido dentro del elemento. 39 (Ventilador de Salida) = -3 db Ecuación 2 Para los sistemas industriales y comerciales de distribución de aire que utilizan altas velocidades de aire, el ruido generado por el aire que fluye a través del sistema de distribución es un motivo de especial preocupación. Energía transmitida a lo largo del conducto puede ser atenuada o disipada por la interacción con la pared del conducto, o material acústico puede ser colocado dentro del conducto para reducir la transmisión del ruido Atenuación del ruido en sistemas de distribución de aire La atenuación del sonido por cada uno de los mecanismos se ha correlacionado en términos del cambio en el nivel de potencia acústica producida por cada elemento en el sistema de aire acondicionado (ASHRAE, 1991). En el punto donde un conducto se divide o tiene ramas laterales, la potencia acústica en movimiento por el conducto se divide en la rama del conducto. La potencia acústica del ventilador en el conducto se divide en proporción a la relación entre el área transversal total de todas las ramas dejando la unión a la zona de la rama específica de corte transversal. El nivel de potencia acústica de la energía acústica transmitida a una rama específica está dado por la siguiente expresión. 40 (En la rama) = - 10 ( ) Ecuación Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

62 Si el conducto no tiene material de revestimiento externo o interno, la atenuación por unidad de longitud del conducto se da en la tabla 2. Si el conducto está aislado externamente, la atenuación es de aproximadamente dos veces mayor que en la tabla 2 para el ducto de base. Si el conducto está revestido interiormente con un material absorbente que tiene un coeficiente de absorción acústica, la atenuación del material de revestimiento se puede estimar, de la siguiente manera. 1. Para 63 Hz f 2000 Hz 41 ΔLw = 4.20 (L/De) Ecuación 2.2 De= Es la cantidad del diámetro equivalente o hidráulico del conducto y L es la longitud de las secciones del conducto. 42 De=4S/Pw Ecuación 2.3 S = es el área transversal del conducto y PW es el perímetro de la sección transversal del conducto. 43 Tabla 1. Atenuación por unidad de longitud en los conductos desnudos. / L, db/m Banda de Octava de Frecuencia central, Hz De=4S/Pw, 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 y mayores Hz Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

63 2. Para 2000 Hz f 8000 Hz 44 = (10 + ) Ecuación 2.4 Para f 8000 Hz 45 ΔLw=10 db Ecuación 2.5 La atenuación en 8kHz y bandas superiores de octava se limita a alrededor de 10dB por la línea de propagación. La atenuación debido a la reflexión de la energía acústica en el extremo abierto del tubo se presenta en la Tabla 2-1. Los datos se aplican a los conductos de terminación a ras de la pared o el techo.la atenuación de los codos y sistemas se dan en la tabla 2-2 (conducto circular) y en la Tabla 2-3 (conducto rectangular). Los datos presentados en las tablas son de los conductos sin revestimiento.si se usa revestimiento acústico antes o después del codo, o ambos, se incrementará la atenuación de 7 db a 12 db en las bandas de 4 khz a 8 khz octava (Faulkner, 1976, p. 404) Generación de ruido en el sistema de distribución de aire por accesorios Además de la atenuación o disipación de la energía acústica en las conexiones, el flujo de energía también puede ser convertido a la energía acústica teniendo en cuenta los accesorios de flujo. 44 Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

64 46 Tabla 2. Atenuación de banda de octava (db) debido a la reflexión en el extremo abierto del conducto D, Hz-m Atenuación, Lw, db D, Hz-m Atenuación, Lw, db y mayores Tabla 2.1. Atenuación de sonido por codos circulares de 90 º D, Hz-m Atenuación, Lw, db D, Hz-m Atenuación, Lw, db 40 o menores , , , ,000 y mayores 3.0 El ruido generado en los codos puede estimarse a partir de la siguiente expresión (Bullock, 1970). 48 = S u 54 Ecuación Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

65 Es la frecuencia central en bandas de octava en Hz, S es el área transversal del conducto, y u es la velocidad del aire en el codo en m/s. La función del espectro se puede obtener mediante la tabla 2.4. El número Strouhal Ns se define por la siguiente expresión: 49 Tabla 2.2. Atenuación de sonido por codos rectangular de 90º, Hz-m Atenuación,, db, Hz-m Atenuación,, db 40 o menores , , ,500 o mayores Tabla 2.3 función del espectro para la generación de ruido en los codos = D/u Codo de 90º sin paletas Codo de 90º con paletas Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

66 El número Strouhal = D/u, donde D =, es el centro de la banda de frecuencia de octava Hz, y U es la velocidad del aire antes del codo, m/s. = Nota: Utilizar la interpolación logarítmica con esta tabla 51 = Ecuación 2.7 Donde D= La generación de ruido aerodinámico producido por 90 grados en tés y ramas se ha correlacionado de manera similar a la utilizada para los codos (Bullock, 1970). El ruido generado y transmitido a la rama lateral, que tiene un área transversal S3,, puede estimarse a partir de la siguiente expresión: 52 = Ecuación 2.8 El ruido generado y transmitido en la rama recta principal, utilice el S2 en lugar de S3 en la ecuación. (5-66). La función del espectro para las ramas se presentan en la Tabla 2.5. La cantidad Lbr se calcula a partir de la velocidad de la rama recta principal de la "T", de U2, y la velocidad en la rama lateral, u3, donde ambas velocidades se expresan en unidades de m / s: 51 Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

67 53 = 10 ( + ) Ecuación = Ecuación = Ecuación Tabla 2.4. Función del espectro Fsb, ruido generado por conductos = D/, db = D/, db ,000 0 Los valores de atenuación se restan directamente del nivel de potencia acústica, en decibelios, ya que la atenuación es una función exponencial. Por otra parte, la generación de energía acústica en equipos, deberán ser combinados mediante la adición de decibelios con el poder de sonido existente. La energía o el poder son aditivos, pero los valores de decibelios que no son directamente aditivos. 53 Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

68 Generación de ruido en rejillas La mayoría de los sistemas de distribución de aire terminan con rejillas o difusores. El ruido es generado por el flujo de aire sobre los elementos de la rejilla o difusor. La siguiente correlación (Beranek y Vèr, 1992) se puede utilizar para estimar el ruido generado de una rejilla: 57 (Rejilla) = S u Ecuación 2.12 Donde S es el área transversal en, U es la velocidad del aire antes de entrar en la rejilla en m / s y CD es la caída de presión a dimensional de la rejilla dado por un coeficiente definido por la siguiente expresión: 58 P = Ecuación 2.13 P es la caída de presión en la rejilla debido al aire que fluye y pes la densidad del aire. Los valores específicos de la caída de presión con sus coeficientes de rejilla se pueden obtener del fabricante de la rejilla. Algunos valores representativos para el CD se dan en la Tabla 2.6 para diferentes configuraciones de la rejilla. El sonido generado por el flujo de aire a través de una rejilla es normalmente el ruido de banda ancha, sin embargo, algo de ruido discreto de la frecuencia, debido al desprendimiento de vórtices de los elementos sólidos de la rejilla que también están presente. El pico en el espectro para los sistemas HVAC, las rejillas de ruido se produce a una frecuencia fm, dada por la relación de dimensiones siguientes: 59 = 150u (m/s) Ecuación Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

69 Los niveles de potencia acústica de banda de octava se pueden obtener de la siguiente expresión: 60 (Banda de octava) = (Rejilla) - Ecuación 2.15 Los valores para el factor de conversión CFg se dan en la Tabla 2.7. El factor de directividad no es la unidad para la radiación acústica de una rejilla, porque el sonido no se irradia en forma de ondas esféricas. El valor del factor de directividad es una función de la relación a dimensional. Los valores para el factor de directividad Q y el índice de directividad, DI figuran en el Tabla Tabla 2.5. Coeficiente de caída de presión de las rejillas Tipo de rejilla Rejilla rectangular sin amortiguadores Persianas paralelas Persianas inclinadas Rejilla rectangular con amortiguadores Persianas paralelas, amortiguadores abiertos Persianas paralelas, amortiguadores cerrados Difusor de techo circular Parte alta del difusor rectangular Angulo cero de desviación de la salida del aire 45º de ángulo de desviación de la salida del aire Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

70 62 Tabla 2.6. Factores de conversión para convertir CFg del total, el nivel de potencia acústica de la rejilla de ruido por banda de octava en niveles de potencia sonora Frecuencia central de banda de octava, Hz / /4 /2 CFg, db Tabla 2.7.Factor de directividad Q y el índice de directividad DI (db) para una abertura del conducto ras de la pared /c Q(θ=0º) DI(0º),dB Q(θ=45º) DI(45º),dB Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

71 2.3 MARCO NORMATIVO Método de cámaras semireverberantes Los procedimientos de cálculo de ruido de ventilación en laboratorio se pueden obtener mediante las normas Air Movement and control Association (AMCA) Bulletin 300- Stardard Test code for sound rating air moving devices y la norma ISO Este código se aplica a los siguientes tipos de ventilación: (1) unidades centralizadas de aire acondicionado, calefacción y ventilación, (2) ventiladores centrífugos; (3) ventiladores industriales axiales y helicoidales; (4) ventiladores de techo y en muros y (5) calentadores a vapor y agua caliente. Este código en ensayo precisa que el nivel de potencia acústica sonora sea medido en ocho bandas de octava (63, 125, 250, 500, 1.000, 2.000, y 8.000Hz). Las mediciones de ruido en laboratorio se realizan (en cámara semireverberante) utilizado una fuente de sonido calibrada como referencia y empleado la técnica de sustitución. Este código no es aplicable a medidas de campo. Los ventiladores se conectan normalmente a un conducto de prueba que termina en un orificio o placa perforada por un lado del ventilador y en una entrada o salida abierta por el otro. Desde las terminaciones de este tubo de extremos abiertos no se emiten eficazmente las bajas frecuencias, sino que son de nuevo reflejadas hacia la unidad de prueba. En estas condiciones se presume que la energía de sonido reflejada de nuevo en el interior del conducto de ventilación se disipa internamente por completa y no aparece como parte del sonido emitido desde el ventilador. Para justificar la perdida de estos componentes de baja frecuencia, se ofrece en el código un procedimiento que añade factores de corrección a la parte de bajas frecuencias del espectro. Así la corrección por reflexión final se añade a los datos de ruido del ventilador para indicar el ruido generado total. Según este mismo razonamiento, estas frecuencias bajas no pueden ser emitidas a través de pequeñas aberturas de salida en los sistemas de conducción y por tanto en el diseño acústico del sistema estas correcciones de baja frecuencia deberían ser

72 sustraídas del nivel de potencia sonora del ventilador con el fin de mostrar los valores correctos de emisión de ruido desde las salidas del ventilador Método para interior de conductos Un método de ensayo estudiado en la norma ASHRAE 68, Laboratory Method of Testing in Duct Sound Power Measurement Procedure For Fans se aplica a instalaciones de ventilación como ventiladores centrífugos y axiales, unidades de transporte de aire, unidades multizona, instalaciones de conducto unitario y hornos. Esta norma de ensayo describe un procedimiento para la medida de los niveles de presión sonora en un conducto especial de ensayo equipado con una terminación anecoica. Las medidas en el conducto se toman por medio de un micrófono. La medida resultante de nivel de presión sonora se transforma por medio de un cálculo en nivel de potencia sonora. No es posible que los fabricantes de ventiladores comprueben todos los tamaños de ventiladores a todas las velocidades posibles. Por lo tanto se ha creado un programa que delimita el número de pruebas sin menoscabo de la validez de los datos proporcionados sobre el ruido emitido por un diseño concreto de ventilador a cualquier rpm catalogada o diámetro de hélice. Las características de este programa se definen en el AMCA Bulletin 311, Certified sound ratings program for air moving devices. Todos los datos de ruido mencionados deben estar fundamentados en una muestra del producto o un modelo de producción del mismo diseño y materiales que el puesto a la venta. (Los datos de ruido de un tipo de ventilador no pueden ser empleados para predecir los tipos diferentes) Especificaciones Las especificaciones sobre ruidos generados por un ventilador pueden ser regulados de acuerdo a dos formatos generales:

73 Formato de especificaciones número 1 Este formato contiene las especificaciones para el procedimiento de ensayo y las notificaciones de datos de niveles de potencia sonora generados por el ventilador funcionando bajo un rendimiento concreto. Con esta información es posible calcular el nivel de presión sonora resultante para una instalación de ventilación particular. Si los niveles de presión son demasiado elevados, se deben aplicar al sistema unas condiciones determinadas de atenuación de sonido, que deberían ser redactadas del siguiente modo: El ruido emitido por el ventilador cuando funciona con el caudal y presión de flujo de aire establecidos será determinado de acuerdo a las condiciones de la norma AMCA 300, Reverberant Room Method for Sound Testing of Fans y serán notificados en términos de nivel de potencia sonora en decibelios en ocho bandas de octava Formato de especificaciones número 2 Este formato contiene las especificaciones sobre el límite superior del nivel de potencia sonora en bandas de octava emitido por el ventilador que serán permitidas en condiciones de funcionamiento. Esta condición se emplea en casos en los que el nivel de potencia sonora permitido en una tarea determinada ya haya sido establecido. Ya están determinados los niveles máximos de potencia sonora del ventilador. El fabricante, con el fin de alcanzar tales objetivos, debe por tanto proporcionar el nivel de atenuación necesario como parte de la instalación de ventilación. La adición de esta atenuación aumenta el costo del ventilador. Las condiciones basadas en esta consideración deben ser redactadas del modo siguiente: El ruido emitido por el ventilador funcionando con el caudal y presión del flujo de aire establecido, está determinado de acuerdo a las condiciones de la norma

74 AMCA 300, Reverberant Room Method For Sound Testing of Fans y serán notificados en términos de nivel de potencia sonora en decibelios en ocho bandas, tabla 2.8. Frecuencia central, Hz Lw, máximo, db X X X X X X X X (Las X deben ser reemplazadas por los valores de nivel máximo de potencia sonora permitidos). Algunas condiciones de funcionamiento precisan que la medición del nivel de potencia sonora sea realizada a un distancia fija respecto a las mayores superficies de la maquina. Estas condiciones no son apropiadas para su empleo con ventiladores, ya que las normas acústicas que exigen tales medidas excluyen especialmente los ventiladores. En la mayoría de los casos, los problemas de ruido asociados con ventiladores se deben a su conexión con el sistema de conductos y no al ruido en las proximidades del ventilador. El ruido en las zonas próximas al ventilador no guarda ninguna relación con el emitido desde la boca de salida más próxima en un sistema de calefacción, ventilación o aire acondicionado, o con el emitido desde la parte superior de una chapa en un sistema industrial. Para esas instalaciones especiales en las que se especifica el nivel de sonido en el local de la instalación, el nivel sonoro a una distancia fija del ventilador puede desorientar, a menos que este nivel de presión sonora esté relacionado con las propiedades acústicas del local de instalación del ventilador. Los fabricantes no pueden garantizar el cumplimiento de estas condiciones debido a que no pueden controlar el entorno acústico de la instalación del ventilador Método de medición de la ISO 5136 estándar internacional Este formato induce al análisis de la potencia acústica radiada en un conducto por un ventilador que depende de cierta medida del tipo de ventilador, que se

75 caracteriza por su impedancia acústica. Para un método de medición, el conducto tiene, por tanto, determinar con claridad el nivel de potencia acústica generada por el motor. En esta norma internacional, se hace un análisis a diferentes tipos de conductos de sección circular y sistema de terminación anecoica. La potencia sonora obtenida en estas condiciones especiales es un valor representativo de las aplicaciones reales, como las formas de terminación anecoica para determinar las impedancias superiores e inferiores que se encuentran en el sistema al realizar la práctica. La potencia acústica radiada en aplicaciones reales, en teoría, se calcula a partir de datos de impedancias del ventilador y el conducto. Dado que esta información es incompleta en la actualidad, estos efectos no se suelen considerar en los cálculos acústicos. Esta norma internacional especifica un método para probar ventiladores con conductos para determinar la potencia acústica radiada en un conducto y analizar la entrada y salida del sistema a nivel de ruido. Se aplica a los ventiladores que emiten ruidos constante, para banda ancha, banda estrecha y de sonidos discretos de frecuencias Método de conducto ASHRAE Las normas de medida de potencia sonora en conductos que proporciona la Amercian Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers describen una técnica para medir los niveles de presión sonora radiados dentro de la boca de entrada o de salida del conducto de un ventilador. El ventilador funciona bajo condiciones de carga simuladas con el conducto acondicionado para eliminar sonidos reflejados desde su salida. Los niveles de presión sonora en bandas de tercio de octava se miden en el conducto para cada punto de operatividad del ventilador. A partir de estos datos de nivel de presión sonora existe un procedimiento para calcular los niveles de potencia sonora.

76 3. METODOLOGIA 3.1 ENFOQUE DE LA INVESTIGACIÓN Teniendo en cuenta que el proyecto comprende el desarrollo de algoritmos y la fabricación de sistemas de ventilación, así como elementos que pueden cambiar de forma física las condiciones sonoras del sistema, el enfoque de la investigación es empírico analítico en la atenuación dada por codos. Debido al desarrollo de un software de predicción de ruido en ductos de ventilación que está orientado a la interpretación e implantación real del sistema, poniendo en práctica los conocimientos adquiridos e información recopilada para el desarrollo del proyecto. Ver figuras (1, 2, 3,4) Figura 2 Figura 3. Corte lamina Acero Galvanizado Corte de Sección del ducto

77 Figura 4. Figura 5. Instalación Ventilador Centrífugo Componentes Revestidos 3.2 LÍNEA DE LA INVESTIGACIÓN USB/SUB-LÍNEA DE FACULTAD/CAMPO TEMÁTICO DEL PROGRAMA Línea de investigación de la universidad de San Buenaventura está situada en tecnología actual y sociedad, utilizando recursos acordes para el desarrollo del software de simulación de atenuación en ductos de ventilación que beneficien las construcciones acústicas. La sublínea de investigación se clasifica en la instrumentación y control de procesos mediante las características de los elementos a utilizar en la base de datos del software y las propiedades de los materiales junto al desarrollo de algoritmos de predicción acústica, mediante cálculos y mediciones. El campo temático donde se ubica el proyecto de investigación realizado es la Acústica, mediante el desarrollo de un software de predicción de ruido en ductos de ventilación, donde se interpretan los fenómenos acústicos que se puedan generar en el sistema, pará lograr una aplicación eficiente en los diseños de ingeniería acústica en diferentes recintos.

78 3.3 TÉCNICAS DE RECOLECCIÓN DE INFORMACIÓN En este proyecto se utilizaron documentos, instrumentos y normas acordes al desarrollo, implantación de modelo y software para la medición y análisis de la generación de ruido en los ductos de ventilación Requisitos iníciales Teniendo en cuenta que la metodología del proyecto se basa en la investigación empirico analitica y el desarrollo de software para la predicción acústica en ductos de ventilación, es importante mencionar que no existen métodos teóricos de medición precisos para predecir su funcionamiento, por tanto, es necesario combinar el cálculo teórico y la obtención de datos del comportamiento experimental, para así establecer de forma precisa la respuesta de los elementos y evaluar si el diseño es el adecuado Diseño de planos Tomando como base el software de AutoCad se llevo a cabo el diseño del sistema de ventilación, objeto de la medición en los diferentes puntos recomendados por la norma ISO Simulación por software De acuerdo al diseño del sistema de ventilación, se procedió a simular los niveles de ruido generado en el conducto por medio del software realizado en el proyecto de investigación, teniendo en cuenta las recomendaciones y normas correspondientes para la medición y predicción en dicho diseño.

79 3.3.4 Instrumentación Con el objetivo de recolectar la información es necesario disponer de ciertos instrumentos y herramientas que nos permitan registrar los datos para la investigación. Los instrumentos para la toma de datos utilizados fueron: medidores de presión sonora (sonómetros), fuente auto potenciada, Computador Portátil, ventilador centrífugo, ductos en acero galvanizado, anemómetro para medir el caudal de aire y temperatura en los diferentes puntos. Para realizar la medición acústica del sistema se tuvo en cuenta la terminación anecoica del conducto y rigidez del mismo (Acero Galvanizado), apoyando en bases solidas en los ductos para evitar vibraciones que puedan generarse en la tubería, siguiendo recomendaciones de las normas. Figura 6 Figura 7 Medición del sistema con fuente Medición del sistema con ventilador Componentes del sistema Para establecer los parámetros de diseño es necesario simular un sistema de ventilación y realizar una medición con los elementos simulados bajo los requerimientos de la norma ISO 5136 y comparar los resultados de predicción del software con las mediciones practicadas.

80 En este proyecto de investigación, se realizan las mediciones con un ducto revestido en fibra de vidrio y desnudo, con un acodamiento de 90º en los puntos definidos estratégicamente por la norma. Se desarrolló un algoritmo en el software DevC++, para predecir el comportamiento acústico del sistema HVAC, teniendo en cuenta el diseño y características que se vayan a emplear en el sistema. La base de datos del software y la construcción del algoritmo están basadas en el método de Randall Barron, método que tiene en cuenta la generación de ruido y atenuación en cada uno de los tramos, (codos, Tés), en bandas especificas que facilitan el análisis del comportamiento en todo el sistema. Es necesario establecer un lugar o espacio donde se tenga una buena relación entre la señal (ruido inducido por fuente y ruido natural del montaje con el ventilador) y ruido de fondo, como también es importante tener en cuenta que las condiciones de volumen, temperatura y humedad no cambien considerablemente, para poder obtener óptimos resultados en cuanto al comportamiento real del elemento. Se debe seguir de forma muy estricta las indicaciones de la norma para dar validez a las mediciones del elemento y así certificar su funcionamiento. Por eso es importante comprobar, que se dispone de todos los elementos para llevar a cabo la medición.

81 Fig 8 y Fig 9, Calibración del sistema según norma ISO 5136 (Determinación de potencia sonora generada por ductos de ventilación en laboratorio) Figura 8, Calibración del sistema Figura, Obtención de datos Precisión del Método de la Medición De acuerdo a la norma ISO 5136 recomienda: Ducto circular entre 250 y 300 mm (diámetro) y material rígido (Acero Galvanizado). Secciones de 1 o 2 m de longitud. Acople del ventilador al conducto en un extremo, inclinación 30º. Ventilador entre 250 y 300 mm. Terminación Anecoica en el conducto. Medidor de flujo de Aire (anemómetro). Medidor de nivel de presión sonora (sonómetro) Fuente generadora de onda plana. Factores de corrección en bandas específicas.

82 Las condiciones de ruido de fondo deben ser bajas para optimizar el análisis de los datos registrados en la medición, por otro lado es importante tener en cuenta que el recinto tenga tratamiento acústico, sea cerrado y sus condiciones de temperatura y humedad sean controladas. Los sonómetros deben ubicarse según las normas utilizadas para cada medición y cumplir con las especificaciones básicas de registro de los datos, para realizar el registro se debe colocar al interior del sistema los micrófonos de los sonómetros, su configuración debe estar en lineal para evaluar y analizar la energía o ruido generado por el ventilador, posteriormente se debe medir 3 veces en cada punto para hacer un promedio energético Procedimiento de Medición Para llevar a cabo la medición del sistema y comparar los datos registrados con la predicción del software, se llevaron a cabo numerosas mediciones, (ductos revestidos y desnudos, con una misma configuración y plan de medición), con el objeto de analizar el comportamiento de generación y atenuación de ruido en ambos casos, por medio de la predicción del software y datos obtenidos en la medición. Para realizar la primera medición con conductos revestidos, se analizó y examinó el recinto por medio de mediciones y levantamiento del lugar, para conocer las condiciones acústicas y arquitectónicas de este, con el fin de realizar un plan de medición. Una vez medido y analizado el ruido de fondo y otros parámetros acústicos como de tiempo de reverberación, se procedió a calibrar la fuente de emisión con ruido rosa, generando una señal de 85 db, por medio de un sonómetro para obtener un punto o nivel de referencia, teniendo en cuenta que este debe estar por encima del ruido de fondo por lo menos 35dB. Una vez calibrado el sistema, se ubicó los sonómetros a una separación de 1 metro entre cada uno, tomando como punto de referencia el codo, tal como lo recomienda la norma. Para registrar el ruido generado por el ventilador y fuente, se ubicaron 4 puntos de medición. Para capturar el ruido existente antes y después del codo. Posteriormente se capturó el ruido generado en todo el sistema a 1 metro de distantica entre la rejilla y el receptor (sonómetro), cada una de estas mediciones

83 se repitieron 3 veces, con el fin de hacer un promedio energético y compararlo con la predicción de atenuación del software objeto de la investigación. Figura10.Calibración de la Fuente Figura 11. Medición del Sistema (Fuente) Figura 12.Sistema sin Revestimiento Figura 13. Montaje sin Revestimiento

84 3.4 HIPOTESIS La implementación de este proyecto, tiene como fin proporcionar un mejor diseño y análisis en ductos de ventilación y fuentes generadoras de ruido, a través de un software que permita predecir y simular el ruido generado en el sistema. Además, proporciona en el plan de costos de las construcciones acústicas arquitectónicas economía en el diseño de los diferentes sistemas de ventilación, porque permite optimizar los materiales, elementos y medidas necesarias para el buen funcionamiento del diseño a ejecutar. Proporcionando confort, inteligibilidad y ajustes permisibles de ruido según criterios para diferentes recintos, teniendo en cuenta las zonas residenciales e industriales, permitiendo de esta manera la combinación con otros elementos o en serie para su atenuación de frecuencias. 3.5 VARIABLES Variables independientes Coeficientes de absorción de los materiales usados. Parámetros Acústicos. Equipo de medición. Volumen del recinto. Especificaciones Técnicas del sistema de Ventilación. Variación de costos en relación con los proveedores Variables dependientes Comportamiento acústico del recinto. Materiales empleados en la construcción del sistema. Métodos de medición de los parámetros acústicos. Simulación por software. Exactitud del diagnostico del sistema.

85 4. DESARROLLO INGENIERIL 4.1 Desarrollo Ingenieril del software El desarrollo del software de simulación de atenuación sonora para sistemas de ventilación, está basado en el método de HVAC, utilizado por Randall Barron, publicado en el libro Industrial Noise Control and Acoustics, Marcel Dekker, INC. New York, 2001 donde plantea el uso de codos y ramificaciones, como atenuación de ruido generado por el ventilador encargado de ingresar el aire al sistema, sin afectar el flujo de ventilación. La predicción y simulación del software se realizó a través de dos módulos. El primer modulo consiste en cálculos y predicción, el usuario tiene la posibilidad de seleccionar la base de datos del motor observando las especificaciones y costo del mismo o ingresar las especificaciones de otros motores que no aparezcan en la base de datos. Para continuar con la predicción del ruido, el usuario debe ingresar los siguientes datos: longitudes, diámetros, materiales absorbentes, aislamientos del sistema, entre otros. Las ecuaciones, base de datos de rejillas, tablas a las que se remite el software para realizar diferentes cálculos, se tomaron del capítulo de HVAC de Industrial Noise Control. La base de datos de los motores se tomó del manual de medidas acústicas y control de ruido, tercera edición, volumen II, la base de datos de los materiales absorbentes especiales para HVAC se tomaron de ASHRAE 68. En el desarrollo del primer modulo se tuvo en cuenta el flujo del aire y características generales de todo el sistema para llevar a cabo la predicción y medición del conducto según la norma ISO 5136 y AMCA 300. Posteriormente de localizar y analizar dicha base de datos, por medio de las ecuaciones sugeridas para el control de ruido en HVAC de Randall Barron. El software se remite realizar todos los cálculos representados en algoritmos, por medio de la plataforma DevC++, con el objetivo de ingresar la base de datos recopilada en la investigación y optimizar la predicción de los cálculos y análisis del ruido generado en el sistema en cada uno de los tramos y elementos involucrados en todo el sistema.

86 Figura 14. Predicción de cálculos Posteriormente el módulo de simulación, se realizó en DevC++, para dar una interpretación gráfica del sistema completo HVAC, el objetivo es mostrar mediante el análisis y cálculos realizados en el modulo de cálculos, poder ingresar los datos de predicción, para simular el sistema de ventilación mediante una convención de colores Mapa de Ruido Dentro del conducto para su fácil análisis. Para el manejo y análisis del software, se realizó un manual de usuario. Ver anexo C. Figura 15. Simulación del Sistema de ventilación

87 4.2 Desarrollo del Software Para mayor ilustración del desarrollo del software del módulo de cálculos ó predicción y el módulo simulación de atenuación sonora para los conductos de ventilación, es necesario comentar de manera abreviada y concreta las funciones principales y algoritmos que hicieron posible el desarrollo y ejecución del software Módulo de cálculos o predicción El módulo de predicción, permite seleccionar y utilizar bases de datos relacionadas con materiales acústicos, motores, rejillas entre otros, para obtener un análisis de comportamiento en frecuencias en banda de octava en cada uno de los tramos o divisiones ingresadas. La composición general para el desarrollo del software son las directivas de procesamiento, declaraciones de variables globales, funciones definidas y comentarios para entender el funcionamiento del software. Las directivas de procesamiento utilizadas para el desarrollo del software sirven para que el compilador realice algo antes de compilar el programa, es decir, revisa si la sintaxis es correcta y pueda generar un código ejecutable por la computadora. En ese orden de ideas, se utilizó las siguientes directivas para el software de simulación de atenuación para ductos ventilación, Algunas de estas directivas, permiten utilizar la función de lectura cin y la función de escritura cout propias de C++. #include <stdio.h> //Librerías, predeterminada #include <stdlib.h> //Librerías, predeterminada #include <math.h> //Librerías, operaciones complejas matemáticas #include <conio.c> //Librerías, hace funcionar la función gotoxy #include <iomanip.h> //Librerías, para llamar funciones de redondeo de decimales #include <iostream.h> //Librerías, predeterminada

88 Posterior a eso, se procedió a la declaración de las variables, teniendo en cuenta que son estatutos que proporcionan información de las variables al compilador de C++: int main(int argc, char *argv[]) { int mot=0,abso=0,a=0,tam=0,duct=0,opcg=0,vvy=0,intd=0,f=0,f1=0,a1=0,a2=0, mat=0,tcs=0,f2=0,nc=0,t=0,cy=0,ae=0,plr=0,f3=0,f4=0,ref=0,f5=0,grl=0, g,tem[200]={},lwc[200]={}; double pi= ,tlwd=0,lwf[200]={}, lngt=0,dia,alfa[200]={},r[200]={}, dlw[200]={},l,die[200]={},al[200]={},b,lar[200]={},l2,l3, tlwc[200][200]={},lwb[200]={},lwb2[200]; double frl[200]={},dlws[200]={},lwg[200]={},dlwst[200]={},d=0,fro[200]={63,125,250,500,100 0,2000,4000,8000},att[200]={},lbr[200]={}; double lwac[200]={},arrt,srt,aspl[200]={}, dgr,rc[200]={},spl[200]={},ar[200]={}, m2,ct,co,sar=0,tns[200]={},tfs[200]={},q[200]={}, q45[200]={},sr[200]={},ssra=0,di[200]={},di45[200]={}, dipa[200]={},lwtr[200]={},lwgob[200]={},fm=0,cd=0,cfg[200]={}, fro1=0,lwag[200]={},temp,vol,u,u2,u3,ns,fs,fsb,sur,atc[200]={}, dlc[200]={},sumr=0,vol2,vol3; while (a!=-1) { Una vez declaradas las variables y de acuerdo a las funciones correspondientes, se lleva a cabo los estatutos de escritura (output) y lectura (input) de acuerdo a la base de datos ingresadas en el software. Por ejemplo. cout << "1) Ventilador tuboaxial, estructura integra desde el motor a la rotacion"<< endl; cout << " diametro de 95mm, cubierta, 2 alabes "<< endl<< endl;

89 cout << "2) Ventilador axial con aletas guia "<< endl; cout << " estructura integra desde el motor a la rotacion, diametro de 64mm"<< endl; cout << " cubierta, 5 alabes propulsores,7 alabes guìa en sentido contrario a la marcha. "<< endl<< endl; cout << "3) Ventilador axial con aletas guia "<< endl; cout << " estructura integra desde el motor de rotacion diametro de 127 mm"<< endl; cout << " cubierta,11 alabes propulsores,13 alabes guìa en sentido contrario a la marcha"<< endl<< endl; cout << "4) Ventilador tuboaxial, estructura integra desde el motor a la rotacion"<< endl; cout << " diametro de 95 mm, cubierta, 4 alabes. "<< endl<< endl; cout << "5) Ventilador, tuboaxial, estructura integra desde el motor a la rotacion"<< endl; cout << " diametro de 180 mm, cubierta, 3 alabes."<< endl<< endl; cout << "6) Ventilador tubo axial, estructura integra desde el motor a la rotacion"<< endl; cout << " di metro de 250 mm, cubierta, 3 alabes."<< endl<< endl; cout << "7) Ventilador tuboaxial, estructura integra desde el motor a la rotacion"<< endl; cout << " diametro de 120 mm, 3 alabes, cubierta cuadrada."<< endl<< endl; cout << "8) Ventilador tuboaxial, estructura integra desde el motor a la rotacion"<< endl; cout << " diametro de 80 mm, 5 alabes, cubierta cuadrada."<< endl<< endl; cout << "9) Fuelle duplex centrifugo, impelente de 200 mm de diametro,40 alabes."<< endl<< endl; cout << "10) Fuelle duplex centrifugo, helice de 114 mm de diametro, 26 alabes."<< endl<< endl; cin >> mot; // Se ingresa el tipo de ventilador deseado, o si desea ingresar los datos del ventilador por aparte if((mot<=11)&&(mot>=1)) { i=5; }

90 El archivo de cabecera iostream.h de la biblioteca C++, proporciona el flujo de entrada estándar cin y un operador de extracción >>, para extraer los valores de flujo almacenados en variables, a diferencia del cout que proporciona un flujo de salida que se manda normalmente a pantalla de usuario. Para tener una idea clara del código anterior, se recomienda ver la figura 15.1 Figura15.1 selección base de datos. De acuerdo a la figura 15.1 para las relaciones de variables y funciones ingresado en el software para el cout o pantalla que imprime el software, se muestra las opciones a seleccionar de acuerdo a la necesidad requerida por el consultor. En este punto el software dispone de una base de datos que contiene los niveles generados por un motor del ventilador en niveles de potencia sonora en bandas de octava. Dependiendo de la opción seleccionada, el software se remite a la base de datos, para realizar el ciclo acorde al flujo que debe seguir para continuar con los cálculos, es decir, este ciclo especifica cuando la elección es un motor de la base de datos o los datos no se encuentran en la base de datos. Para llevar a cabo la base de datos del software se relaciona el flujo de entrada cin>> con el fin de definir la variable mot y por consiguiente la estructura if

91 evaluará el valor de esta, si la condición es verdadera, se ejecuta el estatuto o conjunto de estatutos en caso que sea falsa brinca los estatutos. Una vez se cumpla la condición se llega a un ciclo en el cual la variable f es el valor de la posición que finalmente determinará la frecuencia por banda de octava, por consiguiente si f vale cero, el valor de la frecuencia es 63 Hz, etc. De acuerdo a la frecuencia, se debe asignar el valor del nivel de potencia sonora del ventilador, el cual se almacena en la variable tlwd y esta a su vez almacena los 8 datos en el vector lwf para su posterior uso en ecuaciones. cin >> mot; if (mot==1) { for (f=0;f<8;f++) { If (f==0) { tlwd= 56.1; } else if(f==1) { tlwd= 59.3; } lwf[f]= tlwd; } } Posterior a este procedimiento, se emplea un cin para ingresar los datos de las variables temporales tlwd, en el caso de que la base de datos no satisfaga al usuario y este desee ingresar los datos del ventilador independientemente. cout << "Ingrese la potencia sonora del ventilador en "<<fro[f]<<" Hz"<<endl; cin >> tlwd;//ingreso del dato de la variable temporal tlwd. frl[f]=tlwd;//asignación de la variable temporal en el vector en la posición f. lwf[f]=tlwd-3; }

92 } else if (mot==11) { for (f=0;f<8;f++)//ciclo para ingresar los datos de la potencia del ventilador en el vector lwf y frl. { Para la relación del ruido generado en los codos, se ingreso la ecuación 2.6 planteada para la predicción de potencia sonora en estos puntos. lwc[f1]=fs+10*log10(fro[f1])+10*log10((2*sr[a]*sr[a])*pi)+44.4*log10(u)-54; gotoxy(12+ref,8); cout <<setprecision(4)<<dlc[f1]<<endl; } else { lwc[f1]=fs+10*log10(fro[f1])+10*log10(sr[a]*sr[a])+44.4*log10(u)-54; gotoxy(12+ref,8); cout <<setprecision(4)<<dlc[f1]<<endl; } } En este punto se encuentra la relación entre declaraciones y funciones para llevar a cabo cálculos de predicción y sumas entre algunos elementos, para su posterior uso. if(a==0) { lwac[f1]=lwf[f1]-dlw[f1]; if(t==2) { lwb[f1]=lwf[f1]-(10*log10(ar[a+1]+arrt/ar[a+1]));//solo para Ts lwb2[f1]=lwf[f1]-(10*log10(ar[a+1]+arrt/arrt));//solo para Ts }

93 gotoxy(12+ref,18); cout <<setprecision(4)<< lwf[f1]<<endl; } else if((a>0)&&(t==2)) { lwb[f1]=tlwc[f1][a-1]-(10*log10(ar[a+1]+arrt/ar[a+1]));//solo para Ts lwb2[f1]=tlwc[f1][a-1]-(10*log10(ar[a+1]+arrt/arrt));//solo para Ts lwac[f1]=lwb[f1]-dlw[f1]; } else if ((a>0)&&(t==1)) { lwac[f1]=tlwc[f1][a-1]-dlw[f1]; } tlwc[f1][a]=10*log10((pow(10,(lwc[f1]/10)))+(pow(10,(lwac[f1]/10))));//la suma de los niveles de tubo y codo o T. tns[f1]=ns; La generación de ruido generado y transmitido a la rama lateral se estimo de acuerdo: if(tcs==1) { if(vol3<vol2) { u2=vol2-vol3/(ar[a]); } else if(vol2<vol3) { u2=vol3-vol2/(ar[a]); } u3=vol3/(arrt); l2=46*log10(u2)-70; l3=23*log10(u3)-20;

94 lbr[f1]=10*log10((pow(10,(l2/10)))+(pow(10,(l3/10)))); lwc[f1]=fsb+10*log10(fro[f1])+10*log10(ar[a])+lbr[f1]-1.5; cout <<setprecision(4)<<lwc[f1]<<endl; } Parte gráfica del programa for(g=0,cy=1;g<8;g++) { cy=cy+9; gotoxy(cy,21); cout <<fro[g]; } for(g=6;g<78;g++) { gotoxy(g,20); cout <<"-"; } gotoxy(6,23); cout <<"Frecuencia (Hz)"; if(opcg==0) { vvy=150; } else if(opcg==1) { vvy=15; } Coeficiente de absorción (alfa) del material de revestimiento else if(abso==6) {

95 system("cls"); for(a2=0,temp=0;a2<8;a2++) { gotoxy(4,12); cout << " "<<fro[a2]<<" Hz"<<endl; gotoxy(4,14); cin >> temp; alfa[a2]=temp; clrscr(); } } for(f1=0;f1<=8;f1++) { if((fro[f1]>=63)&&(fro[f1]<=2000)) { die[a]=r[a]; dlw[f1]=4.2*(pow(alfa[f1],1.4))*(lar[a]/die[a]); } else if((fro[f1]>2000)&&(fro[f1]<8000)) { die[a]=(4*(r[a]*r[a])*pi)/(2*(r[a])*pi); dlw[f1]=0.5+(10+((4.2*(pow(alfa[f1],1.4))*(lar[a]/die[a])))); } else { dlw[f1]=10; } Ruido generado por el flujo de aire sobre elementos de rejilla o difusor. dlwst[f5]=dlws[f5]+dlc[f5]+dlw[f5]; lwag[f5]=tlwc[f5][a-1]-dlwst[f5]; if(tcs==2) { lwg[f5]=10+(10*log10((r[a]*r[a])/10000))+30*log10(cd)+60*log10(u); }

96 else { lwg[f5]=10+(10*log10((r[a]*r[a]*2*pi)/10000))+30*log10(cd)+60*log10(u); } fm=150*u; if((fm<94)&&(fm>=63)) { fm=63; if(fm==fro[f5]) { cfg[f5]=5; } else if((fm*2)==(fro[f5]-1)) { cfg[f5]=7; } else if((fm*4)==(fro[f5]+2)) { cfg[f5]=12; } else if((fm*8)==(fro[f5]+4)) { cfg[f5]=18; } else if((fm*16)==(fro[f5]+8)) { cfg[f5]=24; } else { cfg[f5]=0; } } else if((fm<125)&&(fm>=94))

97 { fm=125; if((fm/2)==fro[f5]+0.5) { cfg[f5]=6; } else if(fm==fro[f5]) { cfg[f5]=5; } else if((fm*2)==(fro[f5])) { cfg[f5]=7; } else if((fm*4)==(fro[f5])) { cfg[f5]=12; } else if((fm*8)==(fro[f5])) { cfg[f5]=18; } else if((fm*16)==(fro[f5])) { cfg[f5]=24; } Else { cfg[f5]=0; } } aspl[f5]=10*(log10((4/rc[f5])+(q[f5]/(4*pi*pow(dgr,2))))); spl[f5]=lwtr[f5]+aspl[f5]+0.1; gotoxy(12+ref,6);

98 cout <<setprecision(4)<<lwtr[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,8); cout <<setprecision(4)<<q[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,10); cout <<setprecision(4)<<q45[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,12); cout <<setprecision(4)<<di[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,14); cout <<setprecision(4)<<di45[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,16); cout <<setprecision(4)<<dlwst[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,18); cout <<setprecision(4)<<lwg[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,20); cout <<setprecision(4)<<spl[f5]<<endl; gotoxy(12+ref,22); cout <<setprecision(4)<<lwag[f5]<<endl; } gotoxy(12,24); system("pause"); system("cls"); } } system("pause"); return 0; } Cotización del sistema Para la cotización del sistema se utilizó inicialmente el gotoxy para darle una coordenada específica a la parte gráfica de la pantalla en (x, y), posterior a este proceso se utiliza el cout para proporcionar el flujo de salida que se envía a pantalla de usuario y cin para almacenar los datos de los costos de tubo para tenerlos en cuenta más adelante y sumar los valores almacenados en cada una de las variables, como se puede observar en los comentarios se utiliza la variable core por ejemplo, para almacenar los datos o costos de la rejilla así sucesivamente con los costos de tubería, honorarios y motores, como se puede

99 observar en los comentarios y código. Una vez almacenados los datos se genera la condición para sumar los datos por medio del uso de las variables que me permiten almacenar los datos y poder sumar todos los valores o datos ingresados por el usuario con o sin IVA, teniendo en cuenta que el setpresicion permite calcular cualquier función matemática contenida dentro de expresión que admita una precisión extendida, hasta una precisión decimal (desde 16 hasta 400). gotoxy(10,12); cout << "Ingrese el costo del tubo (por metro)"<<endl; gotoxy(10,14); cin >> cotu; //variable que almacena el dato del costo del tubo. system("cls"); gotoxy(10,12); cout << "Ingrese el costo de la rejilla"<<endl; gotoxy(10,14); cin >> core; //variable que almacena el dato del costo de la rejilla. system("cls"); gotoxy(10,12); cout << "Ingrese los honorarios del ingeniero"<<endl; gotoxy(10,14); cin >> honi; //variable que almacena el dato de los honorarios del ingeniero. system("cls"); } } system("cls"); gotoxy(2,2);

100 cout <<"Costo tuberia..."; gotoxy(30,2); cout <<setprecision(10)<<(cotu*sumtub)<<" $"; gotoxy(2,4); cout <<"Costo rejilla..."; gotoxy(30,4); cout <<setprecision(10)<<core<<" $"; gotoxy(2,6); cout <<"Costo material abosrbente..."; gotoxy(30,6); cout <<setprecision(10)<<(com*cabs)<<" $"; gotoxy(2,8); cout <<"Costo motor..."; gotoxy(30,8); cout <<setprecision(10)<<cosmo<<" $"; gotoxy(2,10); cout <<"Honorarios ingeniero..."; gotoxy(30,10);

101 cout <<setprecision(10)<<honi<<" $"; if(iva==1) { gotoxy(2,12); cout <<"COSTO TOTAL "; gotoxy(30,12); cout <<setprecision(10)<<((cot*0.16)+cot)<<" $"; } else if(iva==2) { gotoxy(2,12); cout <<"COSTO TOTAL "; gotoxy(30,12); cout <<setprecision(10)<<cot<<" $"; } gotoxy(13,25); system("pause"); system("cls"); }

102 { system("cls"); if (nc==0) { sumtub=lar[1]+sumtub; } cot=core+(com*cabs)+(cotu*sumtub)+cosmo+honi; gotoxy(2,3); cout <<"Desea el costo total con IVA?"; gotoxy(2,5); cout <<"1) SI"; gotoxy(2,7); cout <<"2) NO"; gotoxy(2,9); cin >> iva; if((iva==1) (iva==2)) { l=5; } else {

103 iva=0; system("cls"); cout << endl; Módulo de Simulación #include <winbgim.h>// Es una librería que permite realizar aplicaciones de tipo consola, solo gráficas y contiene funciones para ello, se utilizó para realizar los dibujos de la simulación de los conductos. if(op==1)//opción para codos. { cout <<" Es codo rectangular o circular? "<<endl; cout <<" 1)Circular "<<endl; cout <<"2)Rectangular "<<endl; cin >> opcr; system("cls"); if(opcr==1)//opción para codo circular { if((p%2)==0)//si p es par, quiere decir que se traza un tubo horizontal. setfillstyle(1,15); bar(nlarx-ltu[q1]+ssdia,nlar+(dia)+(ssdia*2),nlarx-sdia2,nlar+(dia*2)); } else if((lt[q1]>=30)&&(lt[q1]<40)) { setfillstyle(1,13); bar(nlarx-ltu[q1]+ssdia,nlar+(dia)+(ssdia*2),nlarx-sdia2,nlar+(dia*2)); } nlar=ltu[t1]+nlar;//determina los nuevos puntos que se colocan en y (vertical) ang1=180;

104 ang2=270; sdia=0; slar=0; vdia=dia; line(nlarx,nlar-ltu[t1]+(3*dia)+ssdia2,nlarx,nlar+(dia*2));//traza la línea de tubos Verticales line(nlarx+dia,nlar+(2*dia)-ltu[t1]+ssdia2,nlarx+dia,nlar+(dia)); if((lt[t1]>=10)&&(lt[t1]<30)) { setfillstyle(1,15); bar(nlarx,nlar-ltu[t1]+(3*dia)+ssdia2,nlarx+dia,nlar+(dia)); } else if((lt[t1]>=30)&&(lt[t1]<40)) { setfillstyle(1,13); bar(nlarx,nlar-ltu[t1]+(3*dia)+ssdia2,nlarx+dia,nlar+(dia)); } if(p<ncc) { setfillstyle (1,9); arc((nlarx)+vdia,(nlar+(dia*2))+sdia-sdia2,ang1,ang2,dia);//traza uno de los 2 arcos para los codos. arc((nlarx)-(sdia)+(2*vdia),(nlar+(dia*2))+(2*sdia)-sdia2-vdia,ang1,ang2,dia);//traza el otro arco para los codos. } if(p==2) { rectangle(nlarx-ltu[q1]-dia,(ssdia),nlarx-ltu[q1],(ssdia)+dia); if((grl<=4)&&(grl>=1)) { rectangle((ltu[1])+500,dia,(ltu[1])+500+(4*dia),dia*4); for(u=0;u<(3*dia);u=u+3)

105 { line((ltu[1])+500,dia+u,(ltu[1])+500+(dia*4),dia+u); } } else { circle((ltu[1])+500,dia+dia,3*dia/2); for(u=0;u<(2*dia);u=u+3) { line((ltu[1])+500-(dia),dia+u,(ltu[1])+500+dia,dia+u); } } p++; } } waitforleftmouseclick(); closegraph(); system("pause"); return 0; } void waitforleftmouseclick()//funcion tipo void para salir de la ventana grafica dando doble click { clearmouseclick(wm_lbuttondblclk); onst int DELAY = 50; int x, y; while (!ismouseclick(wm_lbuttondblclk)) delay(delay); getmouseclick(wm_lbuttondblclk, x, y);//toma el doble click en cualquier lugar de la pantalla, del boton izquierdo del mouse. } 4.3 Diseño del Sistema de Ventilación Para llevar a cabo el diseño del sistema, se utilizó el software Autocad, para dar claridad a la construcción de los conductos de ventilación y planificar los puntos de captura de medición según la norma ISO 5136 y AMCA 300.

106 Figura 16. Diseño Ductos según Norma Figura 17. Ubicación de puntos

107 Figura 18. Plano puntos según Norma ISO 5136 y AMCA 300 Figura 19. Levantamiento de planos A

108 Figura 20.Levantamiento de planos B Figura 21.Levantamiento de planos C

109 4.4 Construcción del Sistema de ventilación De acuerdo al diseño de la figura 16, se procedió a la construcción e instalación de los ductos de ventilación en acero galvanizado, teniendo en cuenta que este material es rígido y es utilizado en instalaciones HVAC residenciales e industriales. Figura 22.Punto de Soldadura Ductos Figura 23. Enrolladora (Ducto Circular) Figura 24. Montaje del ventilador Figura 25. Terminación Codo 90º

110 Figura 26.Ensamblaje del Sistema Figura 27.Sistema Completo En general, para realizar la predicción, se hicieron relaciones de área y dimensiones del sistema, por medio de una secuencia de ecuaciones y tablas a las que se remite los cálculos, indicando la cantidad de decibeles que atenuará cada uno de los tramos o elementos utilizados en el diseño. Cabe aclarar, que el sistema de ventilación fue diseñado, de acuerdo la norma ISO 5136 y AMCA300, es por eso, que su tamaño inicial es residencial y parte industrial. Después de llevar a cabo dicho diseño y aprobación de las normas correspondientes, es posible construir sistemas de ventilación en tamaños más pequeños, de acuerdo a la necesidad y utilidad de los conductos (Auditorios, Fábricas, Residencias). Una vez que se realiza este procedimiento, se desarrolla un algoritmo en el programa DevC++, por medio del cual se introducirán las variables requeridas para la predicción del comportamiento del ruido y atenuación en un sistema de ventilación según sus dimensiones. Para ingresar los datos y especificaciones al software, se realizó la construcción y montaje de un sistema de ventilación real, de acuerdo a las normas correspondientes. Con el fin de realizar una medición y poder analizar, comparar la predicción del software, con los datos obtenidos durante el proceso de medición. Para tener una interpretación gráfica de del comportamiento del ruido y atenuación en el sistema de ventilación.

111 Figura 28. Análisis datos Medición Figura 29. Análisis de Software de predicción B 4.5 Operación y funcionamiento del software De acuerdo a la base de datos y ecuaciones que contiene el software de predicción de atenuación para el ruido en sistema de ventilación (Industrial Noise Control, Cap 5.11 Distribución de Aire y Ruido en HVAC) se evalúa el comportamiento del software mediante los siguientes cálculos: Se tiene un conducto de 600mm (23.6 pulgadas) y un codo de 900mm (35.4 pulgadas) del conducto principal. La rejilla de ventilación que está situada a la salida del conducto, las cuales son paralelas y no amortiguadas (base de datos del software). La salida del caudal de aire por la rejilla a través del conducto segundario es de 1440 d /s. El caudal de aire en el conducto de 900mm del conducto principal del ventilador es d /s. Para obtener el comportamiento en del espectro a nivel de potencia sonora se da en la tabla 5.4. La temperatura de la habitación esta a 25º C (77ºF), donde la velocidad del sonido es (346.1 m/s). Determinar el comportamiento del ruido y atenuación en el sistema en cada uno de los tramos y el ruido generado a una distancia de 5 metros del receptor.

112 64 Figura 30. Interpretación gráfica del problema Para dar claridad de la lógica, cálculos y tablas a las que se remite el software, se plantea un ejemplo de cálculo para la banda de 125 Hz. Los cálculos para las bandas de otras octavas se resumen en la tabla 2.9, donde se observa y analiza el comportamiento de generación y atenuación del ruido del sistema en bandas de Octava. El procedimiento de cálculo consiste en partir del nivel de potencia acústica en la entrada del conducto que se dirige a lo largo de todo el sistema hasta la rejilla de ventilación. Los valores de atenuación se restan y los valores de generación de ruido se combinan mediante la adicción de energía en cada punto donde se genera la energía. Ahora bien, Supongamos que el nivel de potencia acústica producida internamente en el ventilador en la banda de octava de 125 Hz se da como 71dB. La energía acústica transmitida a través de la salida del ventilador en el sistema está dada por la ecuación 2. (Para el conducto) = 71 3 = 68dB 64 Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

113 Para un conducto cuadrado (a=b), la cantidad De= 4S/PW= (4) (ab)/ 2 (a + b) = a, la longitud del lado en la sección transversal del conducto. A los 10m del conducto de largo, 900 mm cuadrados, la atenuación se encuentra en la tabla 2. = (0.42dB/m) (10m) = 4.2 db El nivel de potencia acústica antes del codo en el conducto principal es (a) = = 63.8 db La cantidad D para el conducto principal de 900 mm se calcula: D= = = m La velocidad del aire antes de que el codo entre al conducto principal de 900 mm se encuentra de la siguiente manera: U= /S = (5.040 /s)/(0.810 ) = 6.22 m/s El número strouhal para la banda de 125 Hz, se calcula a partir de su definición: = D/u = (125) (1.016)/(6.22) = 20.4 La función del espectro correspondiente se encuentra en la tabla 2.4. = 33.9 La potencia de sonido generado por el ruido del flujo a través del codo se encuentra de la ecuación 2.6 (Codo) = (125) + 10 (0.810) (6.22) 54 (Codo) = (- 0.9) = 35.2 db El nivel de potencia acústica en el codo se encuentra de la siguiente manera:

114 (b) = 10 ( + ) = 63.8 db Para un conducto cuadrado (a=b), la cantidad = =a, para la longitud de la sección transversal del conducto. Para la banda de octava de 125 Hz, la cantidadf0 = F0 a= (125) (0.900)= Hz-m.La atenuación para el codo se encuentra en la tabla 2.3 donde da como resultado ΔLw = 4.4dB. El nivel de potencia acústica desde el codo hasta la T es el siguiente: (En T) = = 59.4 db La función del espectro para la generación de energía del lado de la rama se encuentra mediante la tabla 2-5 en un número Strouhal, Ns = f0 D/U1 = 20.4 ó Fsb = La velocidad del aire en las dos ramas se puede determinar: = / = ( ) / (0.810)=4.44m/s = / S3 = (1.440) / (0.360) = 4.00 m/s Las funciones para determinar el ruido generado en las ramificaciones están dadas en las ecuaciones 2.10 y = 46 (4.44) 70 = db = 23 (4.00) 20 = 6.2 db Estos valores se pueden combinar de acuerdo a la ecuación 2.9.

115 = 10 ( + ) = db La energía acústica generada en la T en la banda de octava de 125 Hz se determina a partir de la ecuación 2.8. (T) = (125) + 10 (0.810) + (-6.2) -1.5 = 59.7 db La potencia acústica en la T se encuentra mediante la combinación antes de la T y la energía generada en la T. (En la T) = 10 ( + ) = 62.6 db La energía recibida en el conducto de la ramificación de 600mm se encuentra mediante la ecuación (Rama) = 10 ( ) = 5.1 db El nivel de potencia acústica emitida a la rama lateral de 600mm en la banda de octava de 250Hz es: (Rama) = = 57.5 db La atenuación del largo de 12 m de la rama lateral, se puede calcular. La atenuación por unidad de longitud se encuentra en la tabla 2, donde De=0.600m para la sección transversal rectangular. (12 m de ducto) = (0.47dB/m) (12m)= 5.6 db El nivel de potencia acústica en el codo en la banda de octava de 125Hz es:

116 (Antes del codo) = = 51.9 db La energía generada en el codo del ducto de 600mm se puede determinar con el mismo procedimiento para el codo anterior. La cantidad D para el conducto más pequeño es: D= = = m El número Strouhal se calcula a partir de su definición. = D/ = (125)(0.667)/(4.00) = 21.2 La función del espectro se encuentra desde la tabla 2.3, Fs=33.7, el ruido generado en el codo se encuentra mediante la ecuación 2.6. (Codo) = S (Codo) = (125) + 10 (0.360) (4.00) - 54 (Codo) = (-4.4) = 23.0 db El nivel de potencia acústica en el codo 600mm a lo largo de la ramificación, se encuentra mediante la combinación de la energía generada y la energía hasta el codo. (En codo) = 10 ( + ) = 51.9 db Cabe resaltar que el ruido generado en el codo más pequeño es insignificante en este ejemplo.

117 La atenuación en el codo se encuentra de la siguiente manera. La cantidad F0= = (125) (0.600)=75 Hz-m. La atenuación en el codo en la banda de octava en 125 Hz se encuentra mediante la tabla 2.2. Δlw= (elbow) = 2.0 db. La atenuación debido al extremo abierto del conducto rectangular de 600mm se encuentra en la tabla 2-1ª un valor f0 D = 75 Hz-m para la banda de octava de 125Hz, Δlw(reflexión)=3.4dB. La atenuación en la sección de 8 metros de largo de la rama es: (8m del ducto) = (0.47 db/ m) (8 m) = 3.8 db La atenuación total desde el codo hasta el extremo abierto del conducto en la banda de octava de 125Hz, se calcula sumando las tres contribuciones (Tramo recto, Codo y Reflexión). El nivel de potencia acústica antes de la rejilla es: (Total) = = 9.2 db (Antes de la rejilla) = = 42.7 db El coeficiente de caída de presión de la rejilla se obtiene de la tabla 2-6, es CD=2.9. El nivel general de energía generada por el flujo a través de la rejilla, se puede encontrar a partir de la ecuación (Rejilla) = S u (Rejilla) = (0.360) + 30 (2.9) + 60 (4.00) (Rejilla) = 10 + (-4.4) = 55.6 db (General)

118 El pico en frecuencia en el espectro del nivel de potencia acústica, que se produce en la rejilla se determina de acuerdo con la ecuación = (150) (4.00) = 600 Hz En la frecuencia de 500 Hz por banda de octava disminuye, por lo que la frecuencia de 125Hz corresponde a: Fm/4 y CFg=11, de acuerdo a la tabla 2.7. El nivel de potencia acústica generada por el flujo a través de la rejilla de la banda de octava de 125Hz se encuentra de la ecuación (Rejilla, banda de octava) = = 44.6 db (125 Hz) El nivel de potencia acústica emitida por la rejilla hacia la habitación, se puede determinar mediante la combinación del nivel de potencia de sonido, antes de la rejilla y el nivel de potencia generada en la rejilla. (A la habitación) = 10 ( + ) = 46.8 db Este cálculo completa la evaluación del software con cálculos, con el objetivo de hacer una comparación con el problema planteado y la predicción del software, para determinar la potencia de entrada del nivel de sonido a la sala y otros parámetros anteriormente calculados. En la tabla, se puede visualizar los datos calculados y organizados en bandas de octava. 65 Tabla2.9. Cálculos organizados en bandas de octava 65 Randall F. Barron (Ed.) Industrial noise control and acoustical, Mercel Dekker,Inc, Nueva York, 2003, capítulo 5.11.

119 Banda central en bandas de octava, Tema ( Al ducto) (10m ducto) (a) (antes co) , (codo) (b) D, -m (codo) ( a T) (T) ( en T) (rama) (rama) (12m ducto) (antes duc) , (codo) ( en codo) m ,200 2,400 4,800 (codo) (reflexión) (8m ducto) Total atenuación ( antes rejilla) (rejilla) ( rejilla, banda de octava) (en la sala)

120 4.6 Comparación cálculos con el software De acuerdo a los cálculos realizados en el punto anterior, es necesario ingresar los datos al software con el objetivo de evaluar el funcionamiento y predicción del software, de acuerdo con la tabla 2.9. Figura 31. Predicción de atenuación en tramo de 10m

121 Figura 32. Nivel de potencia en el Tubo (10m) Figura 33.Atenuación en el tubo (10m) Figura 34. Predicción de atenuación en tramo 12m

122 Figura 35. Nivel de potencia en el tubo (12m) Figura 36.Atenuación en el tubo (12m

123 Figura 37. Predicción de atenuación en tramo 8m Figura 38. Predicción de nivel de potencia sonora en el cuarto

124 Figura 39. Predicción de nivel de potencia en la grilla 5. PRESENTACIÓN Y ANÁLISIS DE RESULTADOS A partir de los conceptos teóricos planteados por Randall Barron, en el libro publicado Industrial Noise Control, en el cápitulo de ruido y atenuación de HVAC, se realizaron diferentes cálculos y planteamientos para llevar a cabo una estructura exacta de un programa de lotes, es decir, un software que permitiera ejecutar desde una linea de comandos la inicialización interna de datos, lectura de datos ingresados, procesamiento de datos, visualización o ejecución de los resultados para controlar diferentes parámetros, con el objeto de encadenar las ecuaciones y tablas planteadas para la predicción y simulación de ruido y atenuación en ductos de ventilación y poder realizar un análisis para la ejecución de requerimientos específicos de un sistema HVAC real. Teniendo en cuenta, que para llevar a cabo la medición y comparación del software realizado en este proyecto, se deben presentar los siguientes análisis recomendados por las normas ISO 5136 y AMCA 300:

125 Atenuación y Generación acustica en bandas de octava. Geometrias del sistema Materiales Usados Condiciones de Montaje Medición de Tiempo de reverberación Ruido de fondo Se realizó un análisis comparativo de resultados de la predicción del software y la medición del sistema realizada, es necesario mostrar de manera sencilla un análisis espectral de los diferentes puntos y configuraciones realizadas en la prueba (Mediante gráficas comparativas). Ilustrando las dos bases de datos que se obtuvieron durante los precesos de medición que fueron necesarias para comparar y evaluar las muestras o mediciones capturadas, para tener en cuenta la confiabilidad de la predicción del software ante condiciones de medición y comportamiento real de un sistema. Para obtener estas muestras o registros suficientes, fue necesario realizar mediciones de parámetros acústicos de los dos recintos seleccionados para la prueba de ensayo, con el objeto de realizar una comparación de variaciones de niveles de potencia sonora del sistema, en condiciones de temperatura, infraestructura y tratamientos acústicos similares. Para realizar esta medición es fundamental conocer algunos parámetros acústicos, como; tiempo de reverberación y ruido de fondo, para conocer el estado en el que se encuentra acústicamente el recinto, para tener en cuenta los niveles de referencia y factores de correción que se deban aplicar a los promedios o cálculos. Antes presentar los análisis y resultados es fundamental aclarar que la potencia sonora, es un indicador mucho mas útil para evaluar la reducción del ruido en motores para sistemas de ventilación, comparado con el niveles de presión sonora en una o mas ubicaciones fijas, debido a que la potencia sonora es independiente de la distancia al punto de medida. Dado que la mayoria de las fuentes de ruido, suelen estar cerca de otros equipamientos y situados en espacios semireverberantes, los patrones especiales de los niveles de presión sonora, muestran una variación considerable. Para la medición de tiempo de reverberación se tuvo en cuenta la norma ISO 3382, se realizó la medición y el análisis de parámetros acústicos, en los estudios

126 de grabación análogo y hibrido pertenecientes a la Universidad de San Buenaventura, sede Bogotá, donde se puso a prueba y análisis el montaje del sistema de ventilación de este proyecto. El estudio Hibrido cuenta con un volumen de , los equipamentos utizados para el análisis de este parámetro fue necesario utilizar una fuente omnidireccional (dodecaedro), para producir una S/N suficiente para realizar la medición, con el fin de obtener mínimo 45 db para y 35 db para. Para la captura y registro se utilizó un sonometro tipo 1 svantek de referencia 5168 para conocer el ruido de fondo, obteniedo 58.2 db para este espacio, teniendo en cuenta lo anterior, se generó una señal de 103 db para estar 45 db por encima del ruido de fondo. Para el registro y captura de la señal se utilizó un micrófono de medición behringer ECM 8000, amplificador, interface de audio M- audio, cables y computador portatil para registrar las señales por medio del software Adobe Audition y posteriomente llevar a cabo las convoluciones de las señales registradas. En número de personas presentes para el estudio y analisis del RT fue de 3 personas, la temperatura era de 20.1 Cº. Para determinar la distancia minima de una posición de micrófono a cualquier superficie reflectante (incluyendo el piso) debe ser de ¼ de longitud de onda (normalmente alrededor de 1 metro). Teniendo en cuanta que ningún micrófono debe ubicarse cerca de la fuente sonora para evitar la influencia predominante del sonido directo. La distancia minima esta determinada por = 2 (m) Ecuación 3 Donde: V= volumen del recinto,. C = velocidad del sonido, m/s. T = tiempo de reverberación, s.

127 La distancia minima utilizada para los microfonos fue: 1.52 metros para la primera posición y 2.34 metros para la segunda posición con respecto a la fuente de igual manera se tuvo en cuenta que estas distancias estuvieran alejedas por lo menos 1.50 metros de cualquier superficie reflectante. En la tabla 2.10, se observa la presentación de resultados para el RT del estudio hibrido, donde el RT es el promedio de las mediciones correspodientes a cada uno de los puntos realizados durante la medicón, es decir, se realizó seis puntos de medición con tres repeticiones en cada uno de los puntos, para obtener un promedio acertado del comportamiento acústico de todo el recinto, teniendo en cuenta las separaciones y ubicaciones de la fuente y superficies reflejantes. En la tabla 2.10 se observa un parámetro llamado ABS que indica la obsorción del recinto teniendo en cuenta el volumen y tiempo de reverberacion obtenido en la medición, este parámatro esta dado por la relación acústica; Abs (0,161 v/rt), por otro lado encontramos en la tabla 2.10 coef abs, que relaciona el coeficiente de absorcion del recinto, que se obteniene mediante; Coeficiente de abs α (abs/st), por último en encontramos en la tabla, R, que indica la constante de la sala obtenida mediante la relación acústica de los parámetros anteriores, es decir; constante de sala R (abs/1-α). Tabla 2.10 Presentación de resultados de RT Hz 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz Lin Rt med1 1,248 0,855 0,605 0,5 0,473 0,476 0,429 0,385 1,199 Rt med2 2,079 1,466 0,338 0,536 0,587 0,53 0,43 0,386 2,047 Rt med3 2,236 1,628 0,88 0,578 0,493 0,843 0,435 0,399 2,194 Rt med4 2,1 1,63 0,701 0,603 0,54 0,634 0,48 0,41 2,03 Rt med5 2,359 1,564 0,49 0,541 0,514 0,741 0,514 0,482 2,107 Rt med6 2,354 1,608 0,741 0,674 0,425 0,614 0,478 0,436 2,203 RT PROM 2,062 1,458 0,625 0,572 0,505 0,639 0,461 0,416 1,963 ABS 8,858 12,527 29,195 31,942 36,156 28,563 39,633 43,886 9,306

128 Coef abs 0,061 0,086 0,201 0,220 0,250 0,197 0,274 0,303 0,064 R 9,436 13,715 36,581 41,000 48,213 35,595 54,600 63,011 9,946 En este punto se realizarón promedios enérgeticos (PROM ENRG) para dar un concepto mas exacto del comportamiento de todo el sistema en diferentes puntos. Es importante recordar que el punto 1 corresponde a la primera medición correspondiente al sistema (Fuente-Ventilador), el punto 2 corresponde a la captura realizada antes de ingresar al codo, el punto 3 después del codo y finalmente el 4 a una distancia de 1 metro (Rejilla-Receptor)

129 5.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO PARA EL VENTILADOR PUNTO 1 Tabla 3 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 83,8 86,6 84,2 76,8 70,8 65,3 56,7 50,6 83,4 86,6 84,1 76,9 70,8 65, ,4 83,6 86,6 84,3 76,8 70,7 65,2 57,1 53,3 PROM ENRG 83, ,6 84, , , , , , CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PUNTO 1 PARA EL VENTILADOR Tabla Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 79,8 83,8 81,4 79,9 73,9 68,7 59,4 53,5 79,8 83,8 81,3 79,9 79,7 68,7 59,3 53,4 79,9 83,8 81,3 79,8 79,8 68,1 59,3 54,4 PROM ENRG 79, ,8 81, , , , , , Fifura 40. Selección de puntos para medición, análisis del proyecto.

130 NPS (db) Figura Punto 1: Ventilador Frecuencia (Hz) Ventilador revestido Ventilador desnudo De acuerdo a la figura 41, se puede observar el comportamiento del conducto revestido y desnudo medido en el punto 1 utilizando el ventilador, donde en 63 Hz hasta 500 Hz, el sistema revestido genera mas frecuencias bajas en comparacion al ducto desnudo, a partir de 500 HZ en adelante el sistema desnudo incrementa las frecuencias altas en comparación al revestido. TABLA 4 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 87,5 86,9 58, ,4 64, ,3 87,6 87,2 86,1 76,1 70,3 64,6 56,1 51,1 87,6 87,1 86,3 76,1 70,3 64,6 56,2 51,9 87, , , , , ,6 56, ,896937

131 NPS(dB) TABLA 4.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PARA EL VENTILADOR PUNTO 2 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 84,3 83,8 84,7 72,4 73,6 67,8 59,4 54,3 84,4 83,9 84,7 72,5 73,6 67,8 59,4 54,2 84,6 83,8 84,7 72,5 73,6 67,9 59,4 54,3 PROM ENRG 84, , ,7 72, ,6 67, ,4 54, Figura Punto 2: Ventilador Ventilador Revestido Ventilador Desnudo Frecuencia (Hz) En la figura 42, se observa que hay un incremento de frecuencias bajas en 63 Hz hasta 250 Hz comparado con el punto 1 con el sistema revestido, de acuerdo conel análisis anterior a partir de 500 HZ en adelante las frecuencias altas se incrementan en los ductos desnudos.

132 NPS(dB) TABLA 5 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO PARA EL VENTILADOR PUNTO 3 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz ,2 74,9 62,5 57,5 50,2 43,9 84,6 83, ,9 62,6 57,8 49,8 44,6 85,2 83,3 84,1 74,9 62,5 57,7 49,8 44,5 PROM ENRG 85, , , ,9 62, , , , TABLA 5.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PARA EL VENTILADOR PUNTO 3 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000Hz 4000 Hz 8000 Hz 85,5 82,7 84,4 73,9 65,8 59,4 54,4 46,2 85,7 82,6 84,5 73,9 65,8 59,4 54,5 46,3 85,7 82,7 84,5 73,9 65,8 59,3 54,5 46,2 PROM ENRG 85, , , ,9 65,8 59, , , Figura 43 Punto 3: Ventilador Frecuencia (Hz) Ventilador Revestido Ventilador Desnudo

133 De acuerdo a lafigura 43 se puede comprobar la atenuación del sistema, después de salir del codo (punto 3) donde el comportamiento de bajas frecuencias en este punto en comparación con los dos sistemas (revestidos y desnudos) el comportamiento del sistema revestido es mejor por que controla las frecuencias bajas y altas en comparacion al ducto desnudo. TABLA 6 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO PARA EL VENTILADOR PUNTO 4 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 54, ,6 57,1 48,2 44,3 36,1 31,7 57,7 54,8 59,8 57,2 48,2 44,4 36,4 32,3 48,4 54,4 60, ,1 44,3 36,3 32,1 PROM ENRG 54, , , , , , , , TABLA 6.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PARA EL VENTILADOR PUNTO 4 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 51,2 49,8 54,5 57,4 49,2 47,4 42,1 38,4 51,3 49,7 54,5 57,4 49,2 47,3 42,2 38,5 51,4 49,7 54,6 57,4 49,2 47,4 42,2 38,5 PROM ENRG 51, , , ,4 49,2 47, , ,

134 NPS(dB) Figura 44 Punto 4: Ventilador Ventilador Revestido Ventilador Desnudo Frecuecnia (Hz) En la Figura 44 se muestra el análisis del punto de medición a una distancia de un 1 metro del sistema (Rejilla a 1 metro del receptor), en este punto se observa que el conducto desnudo tiene mejor desempeño para controlar las frecuencias bajas desde 63HZ hasta 500Hz, pero a partir de esta frecuencia el desempeño es malo para controlar las frecuencias superiores (1000Hz en adelante) en comparación del sistema revestido. Tabla 7 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO PARA LA FUENTE PUNTO 1 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 73,2 83,9 81, ,8 65,2 51,9 43,8 74,1 84,8 82,3 76,9 71,7 66,1 52,8 44, ,7 82,3 76,9 71,6 66,1 52,8 44,6 PROM ENRG 73, , , , , , , ,

135 NPS (db) Tabla 7.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PARA LA FUENTE PUNTO 1 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 76,8 86,5 84,3 78,8 72,7 68,2 58,9 54,2 76,7 86,4 84,3 78,8 72,8 68,4 58,7 54,3 76,7 86,4 84,3 78,7 78,8 68,3 58,7 54,3 PROM ENRG 76, , ,3 78, , , , , Figura 45 Punto 1: fuente Fuente revestida Fuente desnuda Frecuencia (Hz) En el análisis de fuente, figura 45, se puede comprobar nuevamente que el desempeño del punto 1 de medición, el conducto desnudo tiene mejor desempeño en frecuencias bajas de 63Hz a 250Hz, a partir de esta frecuencia en adelante, el conducto revestido tiene mejor desempeño para controlar las frecuencias altas.

136 NPS(dB) Tabla 8 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO PARA LA FUENTE 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 71 83,6 81,3 75,1 70,6 65,6 54,3 42,8 71,9 84,5 82, ,5 66,5 55,1 43,6 71,6 84,5 82,1 75,9 71,5 66, ,5 PROM ENRG 71, , , , , , , , PUNTO 2 Tabla 8.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PARA LA FUENTE PUNTO 2 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 75,4 81,1 81,9 78,2 73,9 69,4 59,2 46,8 75,5 84,1 81,7 78,3 79,9 69,5 59,3 46,8 75,5 84,1 81,7 78,3 79,9 69,4 59,3 46,8 PROM ENRG 75, , , , , , , ,8 Figura Punto 2: Fuente Fuente Revestida Fuente Desnuda Frecuencia(Hz) En el punto 2, Figura 46, la atenuación del conducto revestido, comparado con el 1 es notorio, aunque el sistema revestido tiene mejor desempeño en la banda de 63Hz en comparacion con el sistema desnudo, este decae muy poco en 125, de

137 NPS(dB) 250 Hz en adelante el comportamiento de este sistema para controlar las frecuencias es bastante eficiente. Tabla 9 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO PARA LA FUENTE PUNTO 3 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 69,4 81,9 82,2 74,6 70,2 64,5 53,7 40,3 69,4 81,9 82,2 74,5 70,1 64,5 53,7 40, ,7 82,1 74,5 70,1 64,4 53,6 40,3 PROM ENRG 69, , , , , , , ,3 Tabla 9.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PARA LA FUENTE PUNTO 3 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 74,9 79,7 81,7 75,2 73,4 70,2 61,4 48,2 74,8 79,7 81,6 75,2 73,3 70,2 61,5 48,2 74,8 79,6 81,6 75,2 73,4 70,2 61,5 48,2 PROM ENRG 74, , , ,2 73, ,2 61, ,2 Figura 47 Punto 3: Fuente Frecuencia(Hz) Fuente Revestida Fuente Desnuda

138 NPS(dB) En la figura 47, el desempeño en frecuencias bajas de (63Hz hasta 500Hz) son muy similares en ambos sistemas, aunque a partir de 1000Hz el sistema revestido tiene más control sobre las frecuencias superiores a 2000Hz. Tabla 10 CÁLCULOS PARA CONDUCTO REVESTIDO PARA LA FUENTE PUNTO 4 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 53,4 54,2 57,4 55,9 46,5 45,2 44, ,8 54,3 57,4 55,9 46,5 45,1 44,3 45,3 45,7 54,3 57,4 55,8 46,5 45,1 43,7 44,4 PROM ENRG 56, , ,4 55, ,5 45, , , Tabla 10.1 CÁLCULOS PARA CONDUCTO DESNUDO PARA LA FUENTE PUNTO 4 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 49,4 50,2 53,2 55,8 49,8 48,8 47,7 49,2 49,3 50,2 53,4 55,7 49,7 48,6 47,7 49,4 49,4 50,2 53,4 55,7 49,8 48,6 47,7 49,2 PROM ENRG 49, ,2 53, , , , ,7 49, Figura 48 Punto 4: Fuente Fuente Revestida Fuente Desnuda Frecuencia(Hz)

139 En la figura 48, se comprueba que el sistema tiene diferentes comportamientos en conductos desnudos y revestidos en diferentes puntos, aunque en la mayoría de los casos los sistemas desnudos tienen un mejor desempeño en frecuencias bajas entre 63Hz hasta 500HZ, los conductos revestidos en el punto 2, tienen un desempeño similar al desnudo, en este último análisis se comprueba también que los conductos desnudos generan frecuencias altas y más cuando se suma a la terminación anecoica y rejilla del sistema. Ahora bien, es importante tener en cuenta cuando el nivel de presión acústica se realiza en posiciones discretas, el nivel de presión sonora promedio, en decibelios, se calcula mediante la fórmula. =10log [ ] +c Ecuación 4. Donde; N Es el número de posiciones de mediciones no inferior a 3. Es el tiempo promedio de nivel de presión acústica en decibelios, a la posición de la medición. C Factor de corrección de la respuesta en frecuencia del micrófono y la frecuencia del tubo de muestreo. Pero si los valores máximos y mínimos de la no difieren mas de 4dB,, se obtiene mediante la fórmula. = [ ] +c Ecuación 4.1

140 En ese orden de ideas se empleo la fórmula de ondas planas para obtener el nivel de potencia acústica radiada en el conducto de prueba para cada banda de frecuencia. = +10log - 10 lg Ecuación 4.2 Donde; S = ( /4) área transversal del conducto = 1 = 400 Ns/ El procedimiento computacional que se empleo en este proyecto para el cálculo y obtención de nivel de potencia acústica ponderado a una octava se obtuvo mediante la tabla A.1 que presenta la normativa ISO 5136, para los niveles de banda de potencia, donde se aplica la formula; = 10 log Ecuación 4.3 Donde; = es el nivel en banda de octava j máximo = 27

141 66 Tabla 11; Los valores de j Banda de Octava Hz , , , , , ,1 Teniendo en cuenta el uso de la fuente JBL 10 y el nivel de presión sonora calibrado, se requiere ingresar los datos de niveles de potencia sonora en el software, para este caso, se utilizó el sonómetro para calibrar el nivel de presión sonora a 85 db, teniendo en cuenta que fuera por encima al ruido de fondo para utilizar un de referencia para el procedimiento de la prueba. Para calcular el nivel de potencia generado por la fuente, se tuvo en cuenta la relación de impedancia del aire, factor de directividad de la fuente, distancia de fuentetransductor y constante de la sala, mediante la ecuación: = Donde; P0 C= 408 Rayls P0= 1.2 / C= 340 = - 10 / = db 66 Tabla A.1- Values of, ISO 5136; 1990 (E), Acoustics, Determination of sound power radiated into a duct by fans in duct method.

142 5.3 COMPARACIÓN CON EL SOFTWARE Para verificar el funcionamiento del software se realizó un promedio energético entre los puntos 1 y 2 que corresponden a la primera división del sistema y el punto 3 no se le hizo operación alguna. Tabla 12. Promedio energético, Primera División, Punto 1 y 2 Conducto Revestido Antes de Ingresar al Codo Ventilador 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 85,9 86,8 85,2 76,4 70,5 64,9 56,5 51,5 85,3 83,4 84,1 74,9 62,5 57,6 49,9 44,3 PROM ENRG 85, , , , , , , , Figura 49.Comportamiento del software en la primera división

143 NPS(dB) Figura 50. Comparación del Software Ventilador Frecuencia (Hz) Medición del Sistema Predicción del Software De acuerdo al comportamiento del sistema en la medición y predicción del software en ductos de ventilación, se puede concluir que el desempeño del software para el análisis y evaluación del primer tramo es muy bueno y cercano a la realidad, teniendo en cuenta que entre 63 Hz y 1000Hz la predicción promedio, no varia mas de 3dB, aunquepor encia de 1000Hz la predicción se dificulta un poco debido a las condiciones y fenomenos físicos que puedan intervenir y afectar la medición. Por lo anterior se comprueba que las ecuaciones y tablas ingresadas en la base de datos del software de predicción en generación y atenuacion de ruido para ductos de ventilación funcionan bien, dado que este se aproxima bastante a los datos registrados en la medición. Para realizar la comparación del software con la medición en el segundo tramo (Punto 3), se seleccionó las mediciones realizadas en ese punto y se llevo a cabo un promedio enérgetico para observar el comportamiento en el sistema una vez sale del codo, una vez realizado ese procedimiento se tuvo en cuenta el promedio enérgetico para comparar el punto 4 con la predicción del software para observar en una curva comparativa el ruido generado por la rejilla. De esta manera se podrá

144 evaluar y analizar la generación de ruido en el recinto, la atenuación total de todo el sistema y los niveles generados por la rejilla. Tabla 13.Segunda División Ventilador 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 54, ,6 57,1 48,2 44,3 36,1 31,7 57,7 54,8 59,8 57,2 48,2 44,4 36,4 32,3 48,4 54,4 60, ,1 44,3 36,3 32,1 54, , , , , , , , Figura 51. En la figura 51, podemos observar que la predicción del software es bastante aproximada a los datos obtenidos en la medición,el Lw significa el nivel en todo el sistema hacia el recinto, el comportamiento del software en 63 Hz es acertado, pero podemos observar que entre 125 Hz y 250 Hz el software tiene un desfase de prediccion casi 6dB, a partir de 500 Hz el funcionamiento del software trabaja basntante bien. Por otra parte la predicción del software en la atenuación total del sistema, el nivel generado despues y antes de la grilla, es bastante buena con respecto a los datos obtenidos en la medición.

145 NPS(dB) Figura Comparación del Software Ventilador Frecuencia (Hz) Medición del Sistema Predicción del Software En este análisis, figura 52, hay una mejor visualización de comparación de datos obtenidos en la medición, con respecto a la predicción del software, observarmos, que en las bandas de 63Hz, 500Hz, 1000Hz y 2000Hz, se dan predicciones muy acertadas en el software, en 125HZ, 250HZ, 4000HZ y 8000Hz, los datos varían por fenomenos físicos que puedan intervenir en cambios, para la determinación de potencia sonora generada por las fuentes. Por lo anteior se concluye que en esta etapa el software tiene un funcionamiento aceptable con respecto a la predicción de comportamiento de niveles acústicos en un sistema HVAC. Con el mismo proceso anterior se evalua la predicción del software con respecto a los datos obetenidos en la medición para conductos sin revestimiento, esta vez se hará un promedio enérgetico entre los datos en los puntos involucrados, para reemplezarlas respectivamente en las ecuciones pertinentes

146 Tabla 14. Promedio energético, Primera División, Punto 1 y 2 Conducto Desnudo Antes de Ingresar al Codo Ventilador 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 73,8 83,8 81,3 79,8 78,5 68,5 59,3 53,7 84,4 83,7 84,7 72,4 73,6 67,8 59,4 54,2 70, , , , , , , , Figura 53. Predicción del Sotware, tramo 1 En este punto, figura 53. se puede visualizar, que el desempeño del software es bastante aproximado con respecto a los datos obtenidos en la medición, por otro lado,las frecuencias más bajas ( 63Hz y 125Hz), el software tiene una aproximación de predicción regular, puesto que estas frecuencias son difícles de manejar y complicadas de predecir, teniendo en cuenta que intervienen fenómenos físicos que esten en el medio y propios del sistema. Con respecto a la comparación del conducto revestido con el sistema sin revestimiento, se compueba que el sistema revestido tiene un mejor desempeño para controlar las altas frecuencias y el desnudo controla mejor las frecuencias bajas.

147 NPS(dB) Figura Comparación del Software Frecuencia (Hz) Medición del Sistema Predicción del Software En la figura 54, se puede observar mejor la prediccion del software y comprobar que es bastante buena, por otra lado la diferencia oscilada entre 3dB en promedio de todas las bandas, lo interesante de esta gráfica, es comprobar que el software tiene un comportamiento en la curva muy similar al de los datos obtenidos en la medición, lo que demuestra que las ecuaciones plateadas y tablas a las que se remite algunos cálculos en la base de datos del software son excelentes. Tabla 15. Segunda División Análisis Sistema Desnudo Ventilador 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 51,2 49,8 54,5 57,4 49,2 47,4 42,1 38,4 51,3 49,7 54,5 57,4 49,2 47,3 42,2 38,5 51,4 49,7 54,6 57,4 49,2 47,4 42,2 38,5 51, , , ,4 49,2 47, , ,

148 NPS(dB) Figura 55. En la figura 55. se puede visualizar claramente, que la predicción del software es buena, la diferenia no es superior a 3dB en todas las bandas, a comparación de las otras configuraciones de revestimiento y sin revestimiento, se demuestra que los conductos desnudos tienen un mejor comportamiento en bajas frecuencias, pero el control de las frecuencias superiores a 1000Hz es deficiente. Figura 56. Comparacion del Software Medición del Sistema Predicción del Software Frecuencia (Hz)

149 En la figura 56. se analiza que la predicción del software y la medición tienen una curva de comportamiento a lo largo de todo el sistema muy similar, lo que comprueba que este funciona correctamente, de igual manera la diferencia en todas las badas no supera los 3dB. Respecto al analisis anterior del conducto con Revestimiento se concluye que el funcionamiento del software es excelente, las diferencias en cada uno de las bandas de frecuencias en los dos tramos analizados no superan los 3dB con respectoa los datos registrados durante la medición. Tabla16. se observa el análisis comparativo de la prediccion del software con los datos registrados en la medición. 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 76,7 86,4 84,3 78,7 75,7 68,3 58,7 54,2 75,4 89,3 81,7 78,2 78,6 69,4 59,2 46,8 76, , , , , , , , Figura 57.

150 NPS(dB) Figura Comparación del Software Frecuencia (Hz) Medición del Sistema Predicción del Software Tabla 17. Análisis comparativo de la prediccion del software con los datos registrados en la medición. 63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1000 Hz 2000 Hz 4000 Hz 8000 Hz 49,4 50,2 53,2 55,8 49,8 48,8 47,7 49,2 49,3 50,2 53,4 55,7 49,7 48,6 47,7 49,4 49,4 50,2 53,4 55,7 49,8 48,6 47,7 49,2 49, ,2 53, , , , ,7 49, Figura 59.

151 NPS(dB) Figura Comparación del Software Fuente Desnuda Frecuencia (Hz) Medición Fuente Prediccion del Software 5.4 Análisis de vibración del sistema El análisis de vibración se realizó para los conductos desnudos en el estudios de grabación análogo y hibrido de la Universidad de San Buenaventura, cuyo fin, fue análizar y comprobar, si el ruido principal del sistema era causado por la vibración por falta de ajuste en el ventilador y agarraderas para el conducto, especialmente en frecuencias bajas entre 2Hz y 500Hz. Para mayor recolección de datos se realizó el análisis de vibración en el sistema con el ventilador y fuente jbl de 10 en los mismos puntos seleccionados y configuracón que se llevo a cabo para la obtención de niveles de potencia sonora. Para mayor ilustración de presentación de resultados obtenidos en la prueba se muestra la transformada rápida de fourier (FFT) obtenida en el software que fue desarrollado en LabView y dispositovo realizado en el proyecto de grado llamado, diseño y montaje de un dispositivo, para determinar las frecuencias vibratorias de objetos, en los ejes x, y, z en un rango de 0.5Hz 500Hz desarrollado para el programa de ingenieria de sonido, perteneciente a la Universidad de San Buenaventura.

152 Figura 61 Figura 62 Análisis de Vibración A Análisis de Vibración B Figura 63 Figura 64 Análisis de Vibración C Análisis de Vibración D

153 5.4.1 Análisis con fuente JBL 10 Punto 1 análisis de vibración, se recomienda ver las figuras 61 y 62- Figura 65 Figura 66

154 En la figura 65y 66, se observa las frecuencias fundamentales en (Hz), la vibración y aceleración producida para el primer punto, donde,, son los ejes que representan la frecuencia fundamental y representa la eceleración correspondiente al eje. De acuerdo a los datos obtenidos en los ejes = 353 Hz = 0.23 seg, = 144 Hz = 0.07 seg, = 355 Hz, = 0.05 seg. Indica que la mayor vibración se presenta en el eje z. Punto 2, fuente jbl Figura 67

155 Figura 68 En la figura 67 y 68, se observa las frecuencias fundamentales en (Hz), la vibración y aceleración producida para el segundo punto, donde,, son los ejes que representan la frecuencia fundamental y representa la eceleración correspondiente al eje. De acuerdo a los datos obtenidos en los ejes = 427 Hz = 0.18 seg, = 179 Hz = 0.12 seg, = 179 Hz, = 0.04 seg, con respecto al primer punto se puede asumir que la frecuencia fundamental en sufrió un incremento de frecuencia fundamental al igual que en.

156 Punto 3, fuente jbl Figura 69 Figura 70

157 En la figura 69 y 70, se observa las frecuencias fundamentales en (Hz), la vibración y aceleración producida para el tercer punto, donde,, son los ejes que representan la frecuencia fundamental y representa la eceleración correspondiente al eje. De acuerdo a los datos obtenidos en los ejes = 461 Hz = 0.19 seg, = 178Hz = 0.08 seg, = 178 Hz, = 0.04 seg, con respecto a los 2 puntos anteriores se observa que existe un incremento significativo en la frecuencia fundamental en el eje. Punto 4, fuente jbl Figura 71

158 Figura 72 En la figura 71 y 72, se observa las frecuencias fundamentales en (Hz), la vibración y aceleración producida para el cuarto punto, donde,, son los ejes que representan la frecuencia fundamental y representa la eceleración correspondiente al eje. De acuerdo a los datos obtenidos en los ejes = 360Hz = 0.1 seg, = 178Hz = 0.06 seg, = 309 Hz, = 0.05 seg se análiza que exite un incremento de frecuencia fundamental en el eje con respecto al punto 2 y 3, y la variación de frecuencias fundamentales en el eje entre los puntos 2, 3 y 4 son similares y se da un decremento en el eje con respecto a los puntos 2 y 3.

159 Análisis con ventialdor Punto 1, para ventilador Figura 73

160 Figura 74 En la figura 73 y 74, se observa las frecuencias fundamentales en (Hz), la vibración y aceleración producida para el primer punto, donde,, son los ejes que representan la frecuencia fundamental y representa la eceleración correspondiente al eje. De acuerdo a los datos obtenidos en los ejes = 60Hz =0.02 seg, = 29Hz = 0.03 seg, = 29 Hz, = 0.06 seg, se observa que la frecuencia fundamental en el eje tiene mayor predominancia que los ejes y,, sin embargo estos tiene una vibración cercana a la frecuencia feecuecnia fundamental del eje z pero mucho mas leve, dado a la oscilación de particulas que se encuentran en este punto por falla del diseño o encaje del sistema, es decir, que estas vibraciones son debidas a fuerzas electromagneticas inducidas y que estas fuerzas, se producen cuando existen averías en la maquina eléctrica, estan en relación con el espacio de aire entre el rotor y el estátor y con la corriente. Las averías en las máquinas eléctricas se deben bien al estátor denominadas averías estacionarias o al rotor denominadas averías de rotación y pueden producirse debido a una variacón en el espacio de aire o en la corriente.

161 Punto 2, para ventilador Figura 75 Figura 76

162 En la figura 75 y 76, se observa las frecuencias fundamentales en (Hz), la vibración y aceleración producida para el segundo punto, donde,, son los ejes que representan la frecuencia fundamental y representa la eceleración correspondiente al eje. De acuerdo a los datos obtenidos en los ejes = 60Hz =0.01 seg, = 29Hz = 0.02 seg, = 29 Hz, = 0.03 seg, se concluye que son datos muy similares a los registrados en el punto uno, por lo anterior se adiciona en el análisis que ocurre un fenómeno debido al desequilibrio dinámico que se produce solo cuando el rotor está girando, provocando fuerzas o momentos de incercia indeseados, capaces de provocar vibraciones que pueden tener una amplitud peligrosa y por consecuencia llegar a aflojar tornillos, tuercas y remaches, esto debido a la falla de ajuste del motor y el conducto en general ó diseño de todo el sistema. Punto 3, para ventilador Figura 77

163 Figura 78 En la figura 77 y 78, se observa las frecuencias fundamentales en (Hz), la vibración y aceleración producida para el tercer punto, donde,, son los ejes que representan la frecuencia fundamental y representa la eceleración correspondiente al eje. De acuerdo a los datos obtenidos en los ejes = 60Hz =0.01 seg, = 29Hz = 0.03 seg, = 59 Hz, = 0.01 seg, se obtuvo similitudes en frecuencias fundamentales entre los ejes y donde para este tercer punto se incremento un poco la frecuencia fundamental con respecto a los puntos registrados en uno y dos por lo que se asume que los armonicos superiores de la velocidad de rotación se producen por lo general cuando las frecuencias características son un múltiplo de la velocidad de rotación de la máquina. Por ejemplo, en los casos de cajas de engranajes, compresores y turbinas, donde la vibración se produce según múltiplos del número de dientes, álabes, lóbulos, etcétera. Un aumento de los componentes tales como frecuencias de engranaje de dientes o de paso de álabes indican un deterioro que actúa en todos los dientes o álabes, o sea, un desgaste uniforme o un aumento de turbulencia, respectivamente.

164 Punto 4, para ventilador Figura 79 Figura 80