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Bauforschung

Massnahmen zur Geräuschminderungbei Armaturen der Wasserinstallation

F 1943

Fraunhofer IRB Verlag

F 1943

Bei dieser Veröffentlichung handelt es sich um die Kopiedes Abschlußberichtes einer vom Bundesmini sterium fürVerkehr, Bau- und Wohnungswesen -BMVBW- geför-derten Forschungsarbeit. Die in dieser Forschungsarbeitenthaltenen Darstellungen und Empfehlungen gebendie fachlichen Auffassungen der Verfasser wieder. Diesewerden hier unverändert wiedergegeben, sie gebennicht unbedingt die Meinung des Zuwendungsgebersoder des Herausgebers wieder.

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FRAUNHOFER-INSTITUTFÜR BAUPHYSIK

IBP-Bericht BS 98/84

MASSNAHMEN ZUR GERÄUSCHMINDERUNG BEIARMATUREN DER WASSER INSTALLATION

H. V. FuchsJ. Klöppner

Untersuchungen durchgeführtim Fraunhofer-Institut für Bauphysik, Stuttgart

gefördert durch dasBundesministerium für Raumordnung,Bauwesen und Städtebau

FRAUNHOFER-INSTITU I FUR BAUPHYSIK, 7000 STUTTGART-80 (VAIHINGEN), Nobelstraße 12, Außenstelle: HOLZKIRCHEN (OBB.), Postfach 1180

Dr.H.V.FuchsU.Klöppner

Stuttgart, den 29. Februar 1984 Ha

F ofe_ nstitut für EStuttgart

Amtlich anerkannte Prüfstelle für die Zulassung neuer Baustoffe, Bauteile und BauartenInstitutsleiter: Prof. Dr. F. P. Mechel

IBP-Bericht BS 98/84

MASSNAHMEN ZUR GERAUSCHMINDERUNG BEI ARMATUREN

DER WASSERINSTALLATION

Untersuchungen durchgeführt im

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIK, Stuttgart

gefördert durch das

Bundesministerium für Raumordnung,Bauwesen und Städtebau

Projekt-Nr.: 100 390

Sachbearbeiter: Institutsleiter:

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i.V. Dipl.-Ing. K.Bertsch

FRAUNHOFER-INSTITUT FÜR BAUPHYSIKBlatt 3BS 98/84

INHALTSOBERSICHT

Seite

1. Einleitung 5

2. Ausgangssituation 7

3. Theoretische Grundlagen 10

4. Ein Modell zur Entwicklung geräuscharmerVentile

15

5. Hydraulische Gesetzmäßigkeiten 21

6. Akustische Gesetzmäßigkeiten 27

6.1 Schallanregung im Ventilrohr 28

6.2 Geräusche von Röhrchen-Paketen 31

6.3 Schallanregung am Ventilspalt 33

6.4 Geräusch-Verstärkung durch Kavitation 35

7. Einfluß von Kanten-Abrundungen 39

7.1 Anregung im Ventilrohr 40

7.2 Anregung am Ventilspalt 40

B. Geräusch-Charakteristik beim Schließen eines 41

Ventils

8.1 Ventilrohr mit anschließender 90°-Umlenkung 42

8.2 Heizkörper-Ventil 43

8.3 Auslauf-Armatur 44

9. Angekoppelte akustische Resonatoren 47

10. Ausblick 49

Literatur 51

Bilder 55

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FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKBlatt 5

BS 98/84

1. EINLEITUNG

Mit diesem Abschlußbericht wird dem BMBau das Ergebnis eines Forschungs-

projektes vorgelegt, das zum Ziel hatte,

• die strömungsakustischen Mechanismen der Wasserschall-Er-

zeugung in Armaturen der Sanitär-Installation zu klären,

• die Abhängigkeit dieser Geräuschanregung von den hydraulischen

und geometrischen Parametern darzustellen,

o dem Konstrukteur Hinweise für die Auslegung lärmarmer Geräte

zu geben,

o Maßnahmen zur Unterbindung der Fortleitung von Wasserschall

durch das Rohrnetz zu untersuchen.

Das vom BMBau geförderte Projekt mußte über 4 Jahre gestreckt werden.

Um trotzdem effizient arbeiten zu können und gleichzeitig eine direkte

Umsetzung in die Praxis zu ermöglichen, wurde parallel zu diesen mehr

grundlegeden Fragestellungen eine Reihe von Einzel-Untersuchungen im

Auftrag der HANSA Metallwerke, Stuttgart, durchgeführt. Das jetzt am

IBP vorhandene Wissen über die Geräuscherzeugung in Flüssigkeits-Ventilen

ist somit das Ergebnis sowohl öffentlich als auch privatwirtschaftlich

geförderter Forschung. Beiden Seiten sei an dieser Stelle für ihre

Unterstützung und gute Zusammenarbeit gedankt.

Die Wirkungsweise von Wasserschalldämpfern wurde bereits in vorausge-

gangenen Berichten beschrieben. In [11 sind auch bereits quantitative

Angaben zur Auslegung der in diesem Anwendungsbereich besonders

wirkungsvollen Luftkissen-Dämpfer gemacht. In der Praxis stellte man

allerdings fest,daß die Wirksamkeit dieser Dämpfer oft weit hinter den

Erwartungen zurückblieb, wenn sie z. B. in den S-Anschlüssen von Aus-

lauf-Armaturen auf sehr engem Raum untergebracht wurden. Untersuchungen

FRAUNHOFERNSTITUT FUR BAUPHYSIKBlatt 6

BS 98/84

im Industrie-Auftrag haben geze igt, daß diese Dä mpfer, wenn sie im S-An-

schluß gleichzeitig den engst en Durchflußquerschnitt bild en, selbst zu

einer Geräuschquelle werden können ^21 : Wenn di e Armatur ganz geöffnet

it, kann di e vom Dä mpfer umschlossene Fluid-Masse, etwa in der hier in

Abschnitt 5.1 beschriebenen Weise, zu Schwingungen angeregt werde n. Ver-

suche zur Optimierung der Schalldämpfer führten zu e inem neu en Konzept

für ihre Auslegung r.31, das hier nicht näher beschrieben werden soll L4].

Die Ausarbeitung von KOnstruktion3-HinweiSe für die Entwicklung leiser

DrOSSelventile wurde dankenswerterweise mit Mitteln der Forschungge-

sellschaft der Gips-SChÜle-Stiftung, Stuttgart, unterstützt. Teile des

vorliegenden Berichts sind daher auch in einem Bericht an die GSS [51 ent-

halten.


BS 98/84

2. AUSGANGSSITUATION

In der nicht sehr umfangreichen Literatur zur Schallerzeugung

in Drossel-Einrichtungen für Flüssigkeiten werden folgende

Prinzipien der Lärmminderung genannt:

(a) Vermeidung plötzlicher Änderungen im Strömungs-Quer-

schnitt,

(b) Verhinderung der Ausbildung großer Wirbel,

(c) Druckabbau an hintereinander angeordneten möglichst

gleich großen Drossel-Elementen

(d) Vermeidung des Mitschwingens von mechanischen Ventil -

Komponenten,

(e) Unterbindung von hydroakustischen Rückkopplungen

zwischen Wirbelablösung und Resonanzen der Flüssig-

keits-Säule

(f) Vermeidung von Kavitation

(g) Drosselung durch Feinstruktur

(h) Einbau von Flüssigkeitsschall-Dämpfern.

Sie werden in [6) ausführlich zusammen mit weit verbreiteten

Vorstellungen zum Mechanismus der Schallerzeugung in solchen

Geräten und Patenten, den Bau geräuscharmer Strömungs-Drosseln

betreffend, diskutiert. Bild 1 zeigt in prinzipieller Darstel-

lung und etwa in der Reihenfolge ihrer Bedeutung für die Lärm-

bekämpfung an Flüssigkeits-Ventilen die dominierenden Mechanis-

men der Schallerzeugung. Alle vier sind bei weitem wirkungs-

voller als der allgemein bekanntere Mechanismus der Schaller-

zeugung durch die freie Turbulenz der Strömung selbst.

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKBlatt 8

BS 98/84

Wir interessieren uns hier nur für Auslauf- und Regel-Arma-

turen, deren Wirkungsweise darauf beruht, daß auf engstem Raum

durch eine starke plötzliche Strömungs- Einschnürung eine sehr

fein regulierbare Druck-Differenz 210 von mehreren bar einge-

stellt wird. Deshalb ist Prinzip (a) nicht anwendbar und die Erzeugung

großer Wirbel (Prinzip (b)) unvermeidlich, wenn wir wegen der Gefahr

des Verschmutzens auch Prinzip (g) fallen lassen müssen. Wir wollen

aber voraussetzen, daß Prinzip (d) stets durch genügend stabile Aus-

führung aller Ventil-Komponenten erfüllt wird und gehen davon aus, daß

beim Auftreten von Pfeif-Tönen diese relativ leicht durch Maßnahmen nach

Prinzip (e), wie sie in [7] z. B. für Heizkörper-Ventile beschrieben

werden, abgestellt werden können.

Wir wollen uns hier vor allem konzentrieren auf das in 161 neu einge-führte Prinzip,

(i ) Maximierung der am engsten Strömungs-Querschnitt mit-

schwingenden Fluid-Masse.

Nach den zahlreichen Voruntersuchungen im IBP [8 — 11 ] liegt in

der strikten Befolgung dieses Prinzips ein sehr großes Lärmminde-

rungs-Potential. Voraussetzung ist allerdings, daß daneben auch die

Kavitations-Geräusche im gesamten Regelbereich des Ventils beherrscht

werden können (Prinzip (f)). Dabei wird sich herausstellen, daß Prinzip

(f) als generelle Unterscheidung, ob eine Armatur laut oder leise ist,

viel zu grob ist und daß der Einsatz von Flüssigkeitsschall-Dämpfern

(Prinzip (h)) keinesfalls die einzige mögliche Lärmminderungs-Maß-

nahme darstellt, wenn Kavitation wegen der unvermeidlichen Gegeben-

heiten (wie z. B. bei Wasser-Auslaufarmaturen) unvermeidlich sein

sollte.

FRAUNHOFER-INSTITUT FÜR BAUPHYSIKBlatt 9

BS 98/84

Frühere Versuche, das Geräusch von Flüssigkeits-Ventilen zu re-

duzieren, gingen von der jetzt als falsch erkannten Vorstellung

aus, daß ganz ähnlich wie bei den Gas - Ventilen die hinter

dem engsten Strömungs-Querschnitt erzeugte Turbulenz

selbst den Strömungslärm abstrahlt. Sieht man einmal von dem

praktisch untauglichen Vorschlag ab, die Strömung am Dossel-

Element laminar zu halten, so sind eigentlich kaum Hinweise für

die Konstruktion lärmarmer Ventile bekannt geworden, die den

Entstehungs-Mechanismus beeinflussen könnten. Die Turbulenz be-

einflußt aber, wir wir sehen werden, indirekt die Schallabstrah-

lung sowohl der Masse-Pulsationen im engsten Querschnitt als

auch der Kavitations-Vorgänge hinter der Einschnürung. Bei bei-

den Mechanismen spielt aber die Struktur der anregenden turbu-

lenten Vorgänge eine wichtige Rolle, so daß wir hier Konstruk-

tions-Hinweise geben wollen, die dem Prinzip

(ii) lärmmindernde Beeinflussung der Turbulenz-Struktur

folgen. Dabei geht es um Maßnahmen, die die hydraulischen

Eigenschaften des Ventils (Widerstandsbeiwert, kritische

Kavitationszahl, Durchflussmenge) praktisch unverändert

lassen.

Schließlich soll hier das lange bekannte Prinzip (c) des Druck-

abbaus in Stufen etwas differenzierter als in der Vergangenheit

betrachtet werden. Das Zusammenspiel zwischen dem Ventil und

einem vor- oder nachgeschalteten Strömungs-Widerstand bzw. Durch-

fluß-Begrenzer läßt sich hydraulisch und schalltechnisch so be-

schreiben, daß mit dem besseren Verständnis nunmehr auch eine

(iii) quantitative Abschätzung der Geräuschentwicklung allein

aus den geometrischen und hydraulischen Parametern

möglich wird.

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKmatt 10

BS 98/84

Die wirklich geräuscharme Armatur, die z.B. in der Haustechnik

auch unter ungünstigsten Installationsbedingungen nicht mehr

zu Beanstandungen führt, muß also keine Utopie bleiben. Voraus-

setzung ist allerdings, daß man die bisher rein empirische Vor-

gehensweise bei der Entwicklung eines neuen Ventils aufgibt.

3.THEORETISCHE GRUNDLAGEN

Die akustischen und hydraulischen Vorgänge in Regelventilen ge-

horchen denselben hinreichend bekannten Strömungs-Differential-

gleichungen. Es wäre also prinzipiell möglich, die einen wie

die anderen rein rechnerisch zu erfassen, indem man diese

Gleichungen unter den jeweiligen Randbedingungen löst. Man wäre

aber heute noch immer nicht in der Lage, die sehr komplizierte

instationäre Strömung in solchen Geräten im Detail zu berechnen,

selbst wenn man den enormen Rechenaufwand nicht scheute. Viel

weniger kann man hoffen, in absehbarer Zeit zu einer streng ana-

lytischen oder numerischen Behandlung der Schall-Emission als

energetisch betrachtet winzig kleinem Nebenprodukt des Drossel-

vorgangs zu gelangen.

In dieser Situation ist es für das Verständnis von den relevanten

Vorgängen im Ventil und als Leitschnur für lärmmindernde Maßnah-

men wichtig, zu möglichst klaren akustischen Modell-Vorstellungen

zu kommen. Die vom Ventil ausgehende akustische Anregung der

Flüssigkeits-Säule und damit des ganzen Leitungssystems läßt

sich dann nämlich wieder relativ gut beschreiben.

2

V / 2(3)

FRAUNHOFER-INSTITUT FÜR BAUPHYSIKButt 11

BS 98/84

Da der akustische Anregungs-Mechanismus - ganz gleich welcher-

Art - die ihn antreibende mechanische Energie aus der Strö-

mung bezieht, erscheint es aber sinnvoll, wenigstens eine ein-

fache Dimensionsbetrachtung der Grundgleichungen, die das

Problem beschreiben ,anzustellen. Dabei stellt es eine große

Vereinfachung dar, daß die mittlere Strömungsgeschwindigkeit

V auch im vorliegenden Fall um Größenordnungen kleiner als die

Schallgeschwindigkeit c in der Flüssigkeit ist,

V « c; Machzahl Ma =V/c G< 1. (1)

Das heißt mit anderen Worten, daß wir uns alle Strömungsvor-

gänge im Ventil ohne irgendeinen Einfluß der Kompressibilität

der Flüssigkeit vorstellen können. Als Folge hiervon ist z.B.

der Durchfluß Q an jedem beliebigen Strömungs-Querschnitt A

stets derselbe,

-1Q = V A = const ; V - A . (2)

Aus dem Druckabfall op an einer beliebigen Drosselstelle im

Ventil und der ebenfalls konstant anzunehmenden Dichte p der

Flüssigkeit läßt sich weiterhiun ein die jeweilige Drosselstelle

charakterisierender Widerstandsbeiwert als

Ap

p

definieren. Dieser diemensionslose Zahlenwert ist nicht nur für

eine vorgegebene Strömungs-Konfiguration unabhängig von den je-

weiligen Strömungs-Parametern ap oder V bzw. Q. Das wäre wegen

der Kontinuitäts-Beziehung (2) natürlich auch so, wenn mit der

Geschwindigkeit in der Leitung vor oder hinter dem Ventil ge-

bildet würde.Messungen an einer ganzen Reihe von verschiedenen

Drossel-Elementen haben aber gezeigt, daß der nach (3) berechnete

c-Wert sich nur in sehr engen Grenzen (zwischen 1 und 3) mit der

Geometrie verändert.

_

FRAUNHOFER-INSTITUT FÜR BAUPHYSIKmatt 12BS 98/84

Für das Entstehen von Kavitationsblasen aus den in der Flüssig-

keit gelösten Gasen sind die Geschwindigkeit V und der mittlere

statische Druck p, im allgemeinen im bzw. unmittelbar hinter dem

engsten Querschnitt gemessen, von entscheidender Bedeutung. Wenn

man daraus eine dimensionslose Kavitationszahl a

p

2pV /2

bildet, dann kann man, wiederum aus einer ganzen Reihe von

Messungen an veschiedenen Drossel-Elementen, feststellen, daß

ILrlt (der Zahlenwert, bei dem die Blasenbildung einsetzt bzw.

aussetzt) sich ebenfalls nur in sehr engen Grenzen verändert. Im

Gegensatz zu c kann a aber beliebig große oder kleine Werte in

Abhängigkeit von den Strömungs- Parametern annehmen. Ein Nomo-

gramm zur Ermittlung der Kennzahlen und a aus den jeweiligen

Parametern op, p und V ist im Bild 2 dargestellt.

Wir können, wie gesa gt, weder c noch aK berechnen. Wenn wirKrit

aber diese Zahlenwerte für ein bestimmtes Drossel-Element auch

nur für einen Strömungszustand experimentell ermittelt haben,

können wir sie für alle möglichen Strömungszustände und Ventil-

Stellungen als unveränderliche Größen ansehen.

Wir wollen nun noch einen Schritt weiter gehen und versuchen,

eine Schallabstrahlungs-Kennziffer a ebenso wie i; und a als für

eine bestimmte Strömungs-Konfiguration typisch zu definieren. Eine

einfache Dimensionsanalyse der besagten Grundgleichungen führt,

wie z.B. in [12] ausführlich beschrieben, für die extrem kleinen

Machzahlen in Ventilen zu dem Ergebnis

P

a - p 1 2 V 4/c

cr -

(4)

(5)

FRAUNHOFER - INSTITUT FUR BAUPHYSIKmatt 13BS 98/84

Die Schalleistung P ist also für ein bestimmtes Drossel-Element

stets der vierten Potenz einer charakteristischen Geschwindigkeit

proportional. 1 ist dabei eine für die jeweilige Turbulenz-

Struktur charakteristische Länge. 1 kann sich bei der Variation

des Betriebszustandes ändern: bei dem in Bild 3 dargestellten

Ventil-Modell ist 1 z. B. für kleine Ventilspalte x diesem

proportional, 1 — x. Für große Werte von x, etwa in dem in

Bild 3 gezeichneten Zustand des weit geöffneten Ventils ,könnte

man hingegen vermuten , daß 1 — d, weil dann (ähnlich wie

bei einem Freistrahl) der Ventilrohr-Durchmesser die charak-

teristische Turbulenz-Länge abgibt.

Wegen des, selbst bei kleinsten Machzahlen, noch dominierenden

Einflusses von V bzw. Q auf die Geräuschanregung durch Turbulenz

können wir aus Gl. (5) bereits ganz allgemein folgern, daß im

Grenzfall x/d 6{ 1 die Schallanregung ganz wesentlich von den

Strömungsvorgängen am Ventilspalt ausgeht, während für x/d >> 1

die Strömung im Ventilrohr diese Rolle übernimmt. Wir wollen da-

her unter V im Folgenden stets V, die mittlere Geschwindigkeit

im engsten Querschnitt, verstehen. Nur in den beiden Grenzfällen

läßt sich also der Einfluß des jeweils entscheidenden geometrischen

Parameters x oder d nach Gl. (5) abschätzen, wobei a zwar jeweilskonstant anzusetzen ist, sich aber in beiden Fällen um Größenord-

nungen unterscheiden kann.

Welchen Zahlenwert ct(für den Ventilspalt) und aR (für das Ventil-

rohr) annimmt, läßt sich theoretisch nicht vorhersagen. Da die

Dimensionsanalyse,die zur Beziehung (5) führt,die akustischen Randbe-

dingungen für die durch Turbulenz angeregten monopolartigen Schwingungen

und Pulsationen im Ventilrohr, im Ventilgehäuse und im angeschlossenen

Leitungssystem überhaupt nicht berücksichtigt, müssen wir erwarten,daß

nicht nur as und aR sehr verschieden sein können sondern jede


BS 98/84

Kennzahl für sich sehr stark von verschiedenen anderen geome-

trischen Parametern abhängt, z. B. der Ventilrohr-Länge a, der

Größe des Ventilgehäuses oder den Längen der angeschlossenen Rohr-

leitungen (also Konstruktions-Parametern,die die Strömung und da-

mit den Drossel-Mechanismus gar nicht beeinflussen müssen).

Die Voruntersuchungen [8 : 10] haben gezeigt, daß sich insbe-

sondere durch Variation der akustischen Randbedingungen

leicht um den Faktor 10 3 verändern läßt. Wollte man a in Abhängig-keit von der Frequenz des abgestrahlten Flüssigkeitsschalls an-

geben, so würde man einen sogar noch stärkeren Einfluß der geo-

metrischen Parameter feststellen. Das bedeutet aber für die Praxis,

daß wir im Gegensatz zur Strömungsakustik bei höheren Machzahlen

in Flüssigkeits-Ventilen grundsätzlich viel mehr Möglichkeiten

zur Beeinflussung der Geräuschentwicklung, also auch für Lärmminde-

rungs-Maßnahmen, haben.

Bisher haben wir uns mit der nicht kavitierenden Strömung be-

schäftigt. Wir sind dabei davon ausgegangen, daß die Turbulenz in

der sehr inkompressiblen Flüssigkeit selbst nur ganz minimale

Volumenänderungen hervorrufen kann, während sie mit der mittleren

Strömung fortgetragen wird. Wenn in dieser Strömung aber Gas-

blasen, fein verteilt, vorhanden sind, kann sich die Situation

ganz grundsätzlich ändern: bei gleichzeitiger Kavitation findet

die Turbulenz, auch bei weiterhin sehr kleinen Strömungsgeschwindig-

keiten V, in der Strömung eine effektive Kompressibilität des

Gas-Flüssigkeitsgemisches vor. Dadurch kann die zuvor "stumme

Turbulenz" aus dem Abström-Volumen hinter dem engsten Strömungs-

Querschnitt heraus Volumen-Pulsationen anregen, die nicht erst

durch die akustischen Randbedingungen ermöglicht werden. Im Sinne

der strömungsakustischen Modelle [12] wird aus der quadrupol-

artigen Schallerzeugung durch freie Turbulenz durch die Kavitation

( ) 4

cm

(6)

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKman 15

BS 98/84

eine monopolartige. Dieser bisher in der hier angesprochenen Praxis

wenig beachtete Umstand läßt sich nach [13] im entsprechenden

Modellgesetz für das Turbulenz-Geräusch durch einen Verstärkungs-

faktor (c/cm ) 4 berücksichtigen:

2 8P p l V

c 5

Darin ist cm< c, die durch die Kavitation verminderte Schallge-

schwindigkeit im Strömungbereich hinter dem engsten Querschnitt.

Nach Berechnungen in [14] sinkt cm für Wasser bereits bei einem Blasen-

Anteil von wenigen Volumen-Prozenten auf ein Zehntel der Schallgeschwindig-

keit in der blasenfreien Flüssigkeit . Wenn also das Geräusch der Abström-

Turbulenz hinter dem engsten Querschnitt vor dem Einsetzen der Kavitation

um z. B. 30 dB unter anderen Geräusch-Komponenten lag, kann es nach Ein-

setzen der Kavitation sehr leicht 10 dB darüber liegen. Da dieser Obergang

in der Regel sehr plötzlich passiert, sollte der Schallpegel L in der

stromauf gelegenen Rohrleitung, wenn diese Modellvorstellung richtig ist,

bei Erreichen von aKrit

einen Sprung aufweisen und danach entsprechend

Gi . (6) mit 80 l g V weiter ansteigen. Dies würde erklären, warum

kavitierende Armaturen i. a. sehr viel lauter sind als andere, bei denen

dieser ungünstige Strömungszustand vermieden wird.

4. EIN MODELL ZUR ENTWICKLUNG GERÄUSCHARMER VENTILE

Ventile zum Drosseln von Fluiden werden entsprechend den jeweiligen An-

forderungen sehr unterschiedlich aufgebaut. Ein Druckminderer in einer

Raffinerie hat äußerlich und auch in seiner Konstruktion wenig Ähnlich-

keit mit einer Wasser-Auslaufarmatur. Da diese Untersuchung nicht auf die

schalltechnische Optimierung einer bestimmten Bauart gerichtet ist sondern

allgemein gültige Prinzipien zur lärmarmen Auslegung dieser Geräte er-

QV R

,rd /4 (9)

FRAUNHOFER-INSTITUT FUR BAUPHYSIKB'8t` 16BS 98/84

arbeiten sollte, ist es wichtig, daß das Untersuchungs-Modell (Bild 3)

die als wesentlich erkannten Mechanismen möglichst getrennt einstellbar

macht. Nur so lassen sich über die bisher allenfalls qualitativen Aussagen

früherer Untersuchungen an speziellen Armaturen [15] hinaus allgemein

gültige quantitative Aussagen über den Einfluß aller interessierenden

Einstell-Parameter auf das Geräusch machen.

Unser Modell (Bild 3) enthält drei Drossel-Elemente sozusagen in Rein-

kultur:

(a) Ringspalt zwischen Ventilsitz und Ventilteller.

Für x/d 4( 1 findet der Druckabfall im wesentlichen zwischen Ventilsitz

und -teller statt. Am Eintritt in diesen Ringspalt tritt dann auch die

maximale Geschwindigkeit auf:

Q

,rdx (7)

Die Einstell-Parameter x und d können in weiten Grenzen variiert werden.

Wenn das Ventilrohr am Eintritt in den Ringspalt eine mit dem Radius

r2 abgerundete Kante hat, wird die maßgebliche Geschwindigkeit ent-

sprechend kleiner:

VS (d+2r„)x (8)L`Die charakteristische Turbulenzlänge richtet sich in beiden Fällen nach

der Schlitzbreite:

(b) Zylindrische Einschnürung im Ventilator.

Für x/d >» 1 dominiert in unserem Modell die Schallerzeugung im Ventil-

Rohr, wo

Q

gilt.

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKmatt 17

BS 98/84

Die in diesem Fall durch die Turbulenz zu Schwingungen anregbare

Fluid-Masse M ist besonders klar abgrenzbar als2

M= p ,rd/4 . (10)

Durch Auswechslung der Rohr-Einsätze kann d zwischen 4 und 15 mm sowie a

zwischen 6 und 60 mm varriert werden.

(c) Nachgeschalteter Strömungs-Widerstand als Durchfluß-Begrenzer

Bei ganz geöffnetem Ventil übernimmt in unserem Modell ein sogenanntes

Röhrchen-Paket nach DIN 52 218, Teil 3, den Abbau des größten Teils des

Fließdrucks dp fl auf der Leitung vor dem Ventil-Modell.

Diese Röhrchen-Pakete sind für verschiedene Durchfluß-Klassen

A - D ausgelegt und bestehen aus n R parallel angeordneten Messing-

Röhrchen mit einem Innen-Durchmesser d R und einer ungefähren Länge

R nach Tabelle 1.

Die Geschwindigkeit V in den Röhrchen ergibt sich aus dem Durchfluß

nach

Q

VRP

R2/4

Die Meßleitung aus verzinktem 1" - Stahlrohr ist ca. 1 m lang (Bild 4).

In ihrer Mitte ist über ein T-Stück ein Hydrophon angeschlossen, über

welches in der in [9,16] beschriebenen Weise sowohl die Wasserschall-

Pegel L (z. B. relativ zu einem Bezugs-Schalldruck po von 20 uPa) als auch

die Armaturengeräusch-Pegel L AG (relativ zum Installationsgeräusch -

Normal nach DIN 52 218, Teil 1) gemessen werden können. Die Wasserzulei-

tung erfolgQ über einPn PVC-Schlauch aus der zentralen Wasserversorgung

im Wasserlabor des IBP-Technikums. Die Rückführung des aus dem Ventil-

Modell frei oder über ein Röhrchen-Paket ausströmenden Wassers in den

zentralen Sammelbehälter geschieht über ebenfalls fest installierte Lei-

tungen.

Röhrchen- Röhrchen- Geschwi nd. Widerstunds - Wosuerschull-L&n 8 Zah ^ bei 3 bar beiwert Pegel8 |m0|K^ ^ n R

[m/s ]T[^ '- ^'KP

CRP L A[dB( ]A ^ ` '^^

121 ^^

123 0124

^m

126 _

GeCmetriGche und hydraulische Kenndaten derRöhrchen-Pakete (R.P.) nach DIN 52 218, Teil 3

(bzw.ISO 3822 part 4)

Tabelle 1:

Röhrchen-

Paket

Durchfluß Röhrchen-bei 3 bar / DurchmesserQ |]/^| ) d [mm]^ ^ '-^ R ^ ^

A (R25)

B (R42)

C ( R50)

0 ,25

0^42

0^50'

D (R63) 0,63

3

3

3

3

R.P.B+

R.P.0

R.P.D

3

5

5

6

4,3

4,2

3,0

•2,7

450

450

300

250

11,8

11,9

14,1

14,9

m nWY 1/4V 7MY


BS 98/84

Mit Hilfe dieser Modell-Anordnung kann einerseits das hydraulische und

akustische Verhalten der drei beteiligten Drossel-Elemente jeweils ge-

trennt untersucht werden. Zum anderen kann aber auch für jede Parameter-

Einstellung der ganze Schließvorgang z. B. bei opfl = const in Abhängig-

keit von x dargestellt werden, um so auch den jeweils lautesten Betriebs-

zustand festzustellen.

5. HYDRAULISCHE GESETZMÄSSIGKEITEN

Bild 5 gibt zunächst einen Oberblick über die verschiedenen im Ventil-

Modell nach Bild 3 durchströmten Querschnitte. Er ermöglicht wegen

V — A-1 bereits eine ganz grobe Feststellung, an welcher Stelle bei

einem bestimmten x die höchste Geschwindigkeit auftritt. Dort kann man

wegen der Beziehungen (5) und (6) auch den Ort der gerade dominierenden

Schallanregung vermuten. Man stellt z. B. fest, daß beim 8 mm - Ventil-

rohr der Obergang von A S zu AR als maßgeblichem Drossel-Querschnitt

etwa bei x = 2 mm erfolgt.

Bei freiem Ausströmen aus dem Ventil-Modell kann man z. B. die Situation

bei einem Druckminderer oder einem Heizkörper-Ventil simulieren.

Bild 6 zeigt, daß in diesem Fall für op = const in einem relativ großen

Regelbereich von x = 0,25 mm bis x = 2,5 mm, die Geschwindigkeit V S im

Ventilschlitz mit guter Näherung als konstant angesehen werden kann.

Entsprechend Gl. (7) steigt in diesem Regelbereich der Durchfluß linear

mit der Schlitzbreite x an. Erst für x > 2,5 mm wird der Durchfluß all-

mählich auch durch andere Reibungs- und Druckverluste begrenzt, die außer-

halb AS zu suchen sind; die Strömungsgeschwindigkeit in diesem Querschnitt

nimmt daher ab. Für x 4 0,25 mm nimmt V aus einem anderen Grunde ab:

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKmatt 22

BS 98/84

wenn x in die Größenordnung der Dicke der Wand-Grenzschichten zwischen dem

Ventilteller und der Stirnfläche des Ventilrohrs kommt, gewinnen die Rei-

bungsverluste neben den Verlusten durch Strömungsablösung allmählich an

Bedeutung. Als Folge hiervon nimmt in der Endphase des Schließvorgangs

der Durchfluß stärker ab als x . Der ganze "lineare" Regelbereich läßt

sich eindeutig kennzeichnen durch den für diese Ventil-Geometrie cha-

rakteristischen Widerstandsbeiwert (nach Gl. (3)) von cS = 3,2. Für

andere Ventil-Geometrien, z. B. andere Werte von d, stellen sich die

hydraulischen Werte ganz ähnlich ein, nur der Zahlenwert von C kann etwas

variieren. Auch das Zusammenwirken mehrerer hintereinander geschalteter

Drossel-Elemente (a) - (c) nach Abschnitt 3 läßt sich durch einfache Ober-

legung von drei in erster Näherung konstanten Beiwerten cS, CR

und CRP

beschreiben.

Tabelle 2 gibt einen Oberblick über alle im Ventil - Modell nach Bild 3

untersuchten Ventilrohr-Einsätze. Der Widerstandsbeiwert CR

des Ventil-

rohres allein ändert sich nur sehr wenig mit der Ventilrohr-Länge a und

kaum infolge von Abrundungen. Auch die Tendenz von CR , mit größerem d

abzufallen, ist nur gering. Dies bestätigt, daß es sinnvoll war, die

hydraulische Kenngröße nach Gl. (3) so und nicht anders zu definieren.

Für CS , den Widerstandsbeiwert des entsprechenden Ventilspaltes, deutet

Tabelle 2 eine Tendenz an, mit hm die ke ^^ 2 ^ ^^. T^nuG11L uni, iiiit, a zuzunehmen; StIÜIIIÜrigsGl111efIKÜng durch

den Ventilteller ist offenbar markanter je größer a. Wie erwartet, hat

die Abrundung am Eintritt in den Ventilspalt den stärksten Einfluß auf

c5 (vgl. z. B. Ventilrohr 8 mit 10 oder 50 mit 35). Die Unterschiede in

c,R und CS beim Betrieb mit verschiedenen R.P. (A bzw. D) deuten wahr-

scheinlich eher auf die vorhandene Meß-Toleranz als auf einen wirklichen

Einfluß des Auslauf-Widerstands hin. Die aKrit-Werte

der Tabelle 2

wurden ausschließlich durch den subjektiven Höreindruck von einsetzenden

Kavitations-Geräuschen ermittelt. Bei der mit dieser Methode zwangs-

läufig verbundenen Variationsbreite ist es erstaunlich, wie gut a Krit

VENTILROHR crkrit Ŝ ^R 1 VENTILROHR

r2 ?0,5 51

akrit ^S

0,4

y R

1,024 2,4 31 1,8

60

î%iiiiiiA' ^-_ î/^r -- r7e 0,6^"^"^ Y9' •nos,

60

49 0,9 3 ,0 1,9 ^^

6

47 27 (1,6) 1,5/̂' Ar^^^^^

_ >A ri16

" _^f î^^^///"rim, 2,2 2,9 1,7 „ - . - - . 43 2,0 1,2 10

' b //N///.-^,J

60v Î---I61^ ̂ A

- - 16 2,2 2,4 1,6 W - - - - 41 2,2 (2,4) (1,2)` %////!

,. ' ^'7 (A^ 2,3 (A) 1,5 %/i^////////^ 34 2,3 (D) 3,1 (D) 1,3 ^T^ 10 16 10 15>' ^/^///////

1660

^^^̂ ^^^ r2=os -- 0,5 1,5 ^^-r^,̂)-Mt r2 =os 8 0,5 0,6 1,5>a ///^///I 52 WA16 16

35 1,4 1,8 15 ^__^0 r2' ° ' 6 40 0,2 (0,8) 1,5WI"

161

1,6(A) 3,2 (A)60^':. r2 = 0,6 _7 6I I^̂

-.-. -.â la,i

.- 50 07 0,7 1,3 ,n - '46 1,6 (D) 3,2 (D) ..R

Tabelle 2 Geometrische und hydraulische Parameter derim Ventil-Modell (Bild 3) untersuchten Ventilrohre

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKButt 24

BS 98/84

in etwa den Zahlenwerten von cS

bei der Variation der geometrischen

Parameter folgt. Es sei angemerkt, daß zwar bei allen Ventilrohren

Kavitation erst bei relativ kleinen Ventilspalten x < 2 mm auftritt,

bei den Ventilrohren mit d = 4 mm aber als einzigen die Blasenbildung

nicht am Austritt sondern am Eintritt in das Ventilrohr beginnt. Q Krit

ist also für diese Ventilrohre eher mit CR

als mit cS

zu korrelieren.

Für sehr kleine Werte x fällt fast der gesamte Leitungsdruck np fl am Ventil-

spalt ab, gleichgültig wie groß der nachgeschaltete Auslaufwiderstand ist.

V S stellt sich gemäß G1. (3) auf

VS = 3 p CS; AL) = apfl - ApRP

ein. Mit dem Wert cs = 3,2 aus Bild 5 wird in Bild 7 die dem höheren

Fließdruck entsprechende Geschwindigkeit Vs = 17 m/s in einem relativ

engen Regelbereich recht gut angenähert. Wegen der Beziehungen (7) und

(2) steigen Q und damit VR und VRP nur so lange linear mit x an wie

VS = const ist. Man kann bereits aus Bild 5 ablesen, daß für dieses Ventil-

Modell etwa bei x = 0,8 mm der engste Strömungs-Querschnitt von A s auf

ARP übergeht.Etwas oberhalb x = 0,8 mm begrenzt dann also der Auslauf-

Widerstand den Durchfluß auf eine für R.P.D bei diesem Druck charakteris-

tischen Wert von Q = 0,81 1/s entsprechend V RP = 19 m/s.

Für diese Ventilrohr/Röhrchenpaket-Kombination ist also die Geschwindigkeit

im R.P. bedeutend größer als VR = 4,5 m/s.

Mit einem noch größeren Auslauf-Widerstand ( z. B. R.P.A, Bild 8)

erfolgt der Obergang As } ARP bei einem noch kleineren x bzw. Q ; die

maximale Geschwindigkeit im Ventilrohr bleibt in diesem Falle unter 2 m/s.

Alle Kennwerte i; der beteiligten Drossel-Elemente bleiben dabei aber un-

verändert konstant.

2 op

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKwatt 25

BS 98/84

Für ein anderes Ventilrohr zeigen Bild 9 und 10 ganz ähnliche Zusammen-

hänge: Wieder stellt sich im jetzt entsprechend vergrößerten Regelbereich bis x

= 1 mm ungefähr dieselbe Geschwindigkeit V S = 17 m/s wie bei Ventilrohr 46 ein.

Der nach Gl. (3) definierte Widerstandsbeiwert ist also mit sehr guter

Näherung von d unabhängig, cS z 3,2. Dies ist ein auch im Hinblick auf

die späteren akustischen Zusammenhänge sehr bedeutsames Ergebnis der

hydraulischen Untersuchungen: Auch bei sehr unterschiedlichen Durchfluß-

Charakteristiken gemäß Gl.(2),

Qs

= VS AS = V S ,rdx = f ( d , x ),

bleibt die für die Schallerzeugung am Ventilspalt nach Gl. (5) so wichtige

Geschwindigkeit VS von d ziemlich unabhängig.

Aber natürlich wächst VS bei vorgegebenem op fl stark (bis auf maximal

den doppelten Wert) an, wenn man den Ventilspalt strömungstechnisch günstiger

ausbildet durch Abrundung (r 2 ) der Abströmkante am Ventilrohr. Gleichzeitig

verändert diese Maßnahme aber die ganze Regel-Charakteristik des Ventils,

wie aus Bild 11 zu erkennen ist: sinkt auf einen Wert nahe 0,6;

die Drosselung des Durchflusses auf Null erfolgt für diese Ventil-Geometrie

innerhalb einiger Zehntel Millimeter. Aber auch die Ventilrohr-Länge a

hat offenbar einen gewissen Einfluß auf cS und die Regelcharkteristik,

vgl. Bild 12 mit Bild 10.

Im Hinblick auf die später zu diskutierenden schalltechnischen Verbesse-

rungen wollen wir hier festhalten, daß sich eine Vergrößerung des

Konstruktions-Parameters a eher positiv als negativ auf die Regel-Charakte-

ristik eines Ventils auswirkt. Der mit dieser Maßnahme verbundene Anstieg

von läßt sich, wenn nötig,durch eine ganz geringfügige Abrundung r2

leicht ausgleichen. Ohne irgendeinen Einfluß auf die Regel-Charakteristik

ließe sich die scharfe Kante r 1 auf der Zuströmseite des Ventilrohrs be-

(12)


BS 98/84

liebig abrunden. Die damit verbundene Verkleinerung von r würde sich

lediglich bei geöffnetem Ventil in einem höheren Durchfluß bemerkbar

machen.

Die Bilder 13 bis 16 zeigen weitere hydraulische Charakteristiken für

Ventilrohr-Durchmesser d = 4 mm. Der Schnittpunkt der Kurven für op und

p liegt hier bei relativ großen x. Dieser Umstand wird uns in Abschnitt

5.4 noch beschäftigen (vgl. GL. (26)). Der Vollständigkeit halber seien

die Charakteristiken für die Ventilrohre mit d = 6,7 mm als Bilder 17

bis 20 und mit d = 8 mm als Bilder 21 bis 24 nur kurz erwähnt. Sie

sollen der Verständigung mit Ventil-Herstellern dienen, wenn später mit

diesen die verschiedenen Lärmminderungs-Maßnahmen diskutiert werden

sollen.

Ganz allgemein läßt sich sagen, daß der Ventilrohr-Durchmesser weder auf

noch auf einen starken Einfluß hat. Wenn man also Ventile für gleiche

Fließdrücke, aber verschiedene Durchfluß-Klassen, auslegen will, ist es

wegen

QS ,rdx ; QR = VR .1-rdJ 4 (13)

richtig, mit d und x die hydraulisch relevanten Parameter jeweils pro-

portional /Q zu variieren. Wir müssen uns aber im Hinblick auf die Ge-räuschentwicklung ebenso damit abfinden, daß die im Ventilspalt beim

Schließvorgang auftretende maximale Geschwindigkeit V S eigentlich durch

nichts zu reduzieren, allenfalls zu erhöhen ist. Im geöffneten Zustand

läßt sich andererseits VR bei gegebenem op fl außer durch den Auslauf-

Widerstand sehr wirkungsvoll durch Vergrößern von d reduzieren.


BS 98/84

6. AKUSTISCHE GESETZMPSSIGKEITEN

Will man, bei weitgehend vorgegebenen hydraulischen Parametern, gezielt

lärmmindernde Maßnahmen ergreifen, muß man den Einfluß der für die Schall-

anregung maßgeblichen Parameter quantitativ angeben können. Hierzu können

die theoretischen Zusammenhänge in Gl. (5) und (6) zwar wichtige Anhalts-

punkte liefern. Der Parameter a und die Proportionalitäts-Konstante in (6)

müssen aber, ganz ähnlich wie die -Werte in Abschnitt 4., experimentell

bestimmt werden. Um zu möglichst klaren Aussagen zu kommen, empfiehlt es

sich, zunächst die Schallanregung von den drei in Abschnitt 3. unterschie-

denen Drossel-Elementen gedanklich zu trennen. Die praktisch erzielbare

Lärmminderung soll dann im Anschluß, unter Einbeziehdung der Geräusche

durch Kavitation, beim Schließvorgang im Zusammenhang diskutiert werden.

Aus Gl. (5) läßt sich für die nicht kavitierende turbulente Strömung sehr

kleiner Machzahl sofort ableiten, daß der Schallpegel L bei vollständig

festgelegter Geometrie stets wie

L = 40 lg V

+ const ; 1 = const0

mit der Strömungsgeschwindigkeit V anwächst und wegen Gl. (2) und

(3) auch wie

L = 40 14-

+ const ; (14a)

L = 20 lg ^^p)o+ const ; (14b)

ganz gleich wie die Geometrie der Strömungsberandung aussieht. Diese sehr

allgemeine Aussage ist durch zahlreiche Messungen an den verschiedensten

Wasserschall-Quellen erhärtet worden (s. z. B. [9]).

Die mit Null indizierten Größen in Gl. (14) bedeuten hier wie im Folgen-

den willkürliche Bezugswerte der physikalischen Größen.

(14)

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKButt 28

BS 98/84

6.1 Schallanregung im Ventilrohr

Wenn das Ventil weit geöffnet ist, dann wird die Geschwindigkeit VR

im Ventilrohr, wie die Bilder 10 + 11 zeigen, größer als V S im Ventil-

spalt. Da sich bei scharfkantiger Ausführung des Ventilrohrs cR

und

cS kaum wesentlich unterscheiden, würden sich die Maximalwerte der Ge-

schwindigkeit im Ventilspalt und im Ventilrohr gar nicht wesentlich unter-

scheiden. Für d = 6,7 mm und R.P.D also für Wasser - Auslaufarmaturen

durchaus unter realistischen Bedingungen, ist dieser wichtige Umstand

in Bild 9 klar zu erkennen. Aber auch bei der Messung mit R.P.A erreicht

V R noch ganz beachtliche Werte bis knapp 9 m/s. Wenn wir zunächst einmal

die Geräusche infolge Kavitation außer acht lassen, dann gibt die Tat-

sache, daß außerdem die charakteristische Turbulenzgröße im Ventilrohr,

unter der plausiblen Annahme 1 d, wahrscheinlich eher größer ist als

die im Ventilspalt bei kleinem x 1, so gibt uns Gl. (5) bereits einen

Hinweis , daß die Anregung vom Ventilrohr u. U. einen wesentlichen Beitrag

zum Ventilgeräusch liefern kann.

Wir haben uns daher in vorausgegangenen Untersuchungen [8 : 10] sehr ein-

gehend mit dieser Komponente befaßt. Sie tritt in der Praxis auch außer-

halb der eigentlichen Drossel-Elemente, z. B. an engen Durchfluß-Kanälen,

in Erscheinung.

Weil, wie wir in Abschnitt 4. gefunden haben, cR

fast unabhängig von d

ist, können wir den Einfluß von d bei der Durchströmung verschiedener

Ventilrohre, an denen derselbe Druck op abfällt, aus Gl. (5) direkt

ableiten:

L = 20 lg d + const; V = const (15)0

Wenn man dagegen op gerade so einstellt, daß stets derselbe Durchfluß

FRAUNHOFER - INSTITUT FUR BAUPHYSIKmatt 29

BS 98/84

fließt, folgt stattdessen mit Gl. (13)

L = - 60 lg d

+ const; Q = const, V - d -2 . (16)0

Mit dieser Ausnutzung rein hydraulischer Gesetzmäßigkeiten haben wir aber

gleichzeitig die Grenzen der Dimensionsanalyse, die zu Gl. (5) geführt hat,

erreicht. Das in [8,10] entwickelte akustische Modell der im Ventilrohr

durch Turbulenz zu kohärenten Schwingungen angeregten Fluid-Masse gibt

uns aber Hinweise, die für die Auslegung lärmarmer Drosseln u. U. noch

wichtiger sind als GL. (5).

Zum einen wurde in [6] gefunden, daß der Schallpegel - bei konstanten

hydraulischen und geometrischen Parametern V, p, d - allein durch Variation

der Ventilrohr-Länge a, die auf den Strömungs-Parameter ^R , wie wir fest-

gestellt haben, gar keinen so wesentlichen Einfluß hat, leicht um bis

zu 30 dB verändert werden kann, siehe Bild 25.

Zur quantitativen Abschätzung dieses Einflusses wurde in [6] bereits

angegeben:

L = - 30 lg ä

+ const; V,d = const (17)0

Das bedeutet praktisch, daß man durch Verlängerung des Ventilrohrs diesen

zunächst bei geöffnetem Ventil dominierenden Mechanismus der Schallan-

regung bis zur Bedeutungslosigkeit hemmen kann, weil der Abstand zu

einer anderen Geräusch-Komp onente selten mehr als 20 dB beträgt.

Bild 26, das ebenfalls aus [6] entnommen ist, zeigt, daß die Abschätzung

nach Gl. (17) in einem großen Durchflußbereich - bis zum Einetzen der

Kavitation bei ca. 0,2 1/s - ihre Gültigkeit hat.

Nach den herkömmlichen Vorstellungen von der Schallerzeugung durch

Turbulenz in Ventilen könnte man vermuten, daß der Freistrahl hinter

dem Ventilrohr die Wasserschall-Pulsationen hervorruft. Tatsächlich

brachte eine Reihe von Änderungen im Abströmbereich aber nie die nach


BS 98/84

dieser Vorstellung zu erwartenden Effekte. Stattdessen konnte in [6]

gezeigt werden, daß die Anregung der Fluid-Masse im Ventilrohr primär

von der Strömungseinschnürung auf der Zuströmseite ausgeht. Jede

konstruktive Änderung in diesem Bereich wirkt sich sofort wie zu er-

warten aus:

Während der Freistrahl sich stets so ausbildet, daß alle turbulenten

Größen exakt mit d skalieren, 1 d, gilt dies nicht so für die Turbulenz

im Bereich der Strömungsablösung an der Zuströmkante. Wenn diese scharf-

kantig ausgeführt ist, so wächst die Größe des Ablösewirbels eben nicht

direkt proportional mit d sondern eher schwächer an, bis er sich asymp-

totisch (für sehr große d) sogar einem kontanten Endwert nähert. Die

effektive Einschnürung und die dadurch bedingte lokale Geschwindigkeits-

Erhöhung am Eintritt in das Ventilrohr nimmt also mit wachsendem d relativ

gesehen ab. Dies erklärt, warum anstelle der Beziehung (16), die aus Gl.(5)

für 1 d hervorgeht, in [6] eine noch stärkere Abhängigkeit von d ge-

funden wurde,

L = - 70 lg

+ const,

die sich aus Gl. (5) für Q = const und V — d -2 unter der Annahme ergibt,

daß 1 nur etwa wie /anwächst, also 1 2 d. (Vergleiche hierzu Bild 27,

in dem die Wasserschallpegel der beiden Ventilrohre mit d = 4 bzw. 8 mm

bei gleichem Du rchfl uß um ca. 21 dB auseinander liegen).

Auch die Ventilrohr-Länge a hat einen Einfluß auf die effektive Einschnü-

rung am Eintritt; für relativ kleine a/1 - Verhältnisse kan man sich

vorstellen, daß eine Vergrößerung der angekoppelten Fluid-Masse durch

Verlängerung des Ventilrohres gewissermaßen "beruhigend" auf die Turbulenz

wirkt. Dies könnte erklären, warum die Masse-Erhöhung sich hier gemäß

Gl.(17) auswirkt, während doch rein akustisch betrachtet, sich die Masse-

Hemmung bei konstanter Anregung mit Gl. (10) wie

L = - 20 1g M + const; M- a (19)0auswirken sollte (vgl. [10]).

(18)

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKButt 31

BS 98/84

6.2 Geräusche von Röhrchen-Paketen

Bei der Untersuchung der Ventil-Modelle mit R.P.A und D ist die maximale

Geschwindigkeit VRp in den Röhrchen für nicht zu kleine Ventilrohr-

Durchmesser d größer oder etwa gleich derjenigen im Ventilrohr, VR,siehe

Bilder 7 12 u. 17 : 24 .In beiden Fällen ist die Re ynoldszahl so groß,

ein wesentlicher Teil der an beiden Drossel-Elementen anstehenden Druck-

Differenz ApR bzw. Ap Rp bei geöffnetem Ventil durch Verluste wegen

der besprochenen Strömungs-Ablösungen abgebaut wird. Nur ein Teil der

in Tabelle 1 angegebenen Werte c Rp zwischen 2.7 und 4.3 ist vermutlich

auf Wandreibung zurückzuführen, die vergleichsweise geräuschlos von-

statten geht. Dies geht auch aus den hydraulischen Kennlinien der R.P.

in Bild 28 hervor, die jedenfalls für ApRp > 1 bar eine quadratische

Abhängigkeit ApRp, Q

2 , also einen für das jeweilige R.P. charkteri sti rchen

konstanten Widerstandsbeiwert, zeigen. Trotzdem zeigt Bild 13, daß alle R.P.

sehr geräuscharm funktionieren, so daß sie sich normalerweise bei Mes-

sungen mit vielen Ventilen akustisch gar nicht bemerkbar machen. (Die in

Tabelle 3 eingetragenen A-bewerteten Wasserschall-Pegel für Ap Rp = 3 barentsprechen LAG -Werten unter 0 dB(A) ! ).

Röhrchen-

PaketI

ALd[dB] ALn [dB] ALV

AL ges

LA [dB(A)]

iA 0 0 0 0 121

B 0 +2 0 +2 123

C 0 0 +3 +3 124

D 0 +1 +4 +5 126

Tabelle 3 : Abschätzung der Wasserschall-Pegelunterschiedevon R.P.B-D gegenüber R.P.A mit Hilfe von Gl. (14)und Gl. (20) und Vergleich mit den bei Ap Rp = 3 bar

gemessenen LA - Werten.

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKB latt 3 2

BS 98/84

Dieser Umstand läßt sich mit dem in Abschnitt 5.1 vorgeschlagenen Modell

sehr einfach erklären: die Röhrchen sind alle lang genug, um die bei sehr

kleinen Machzahlen entscheidenden Masse-Pulsationen im engen Querschnitt

völlig zu unterbinden. Das dann noch verbleibende Geräusch ist zwar hier

nicht mehr von Interesse; die Unterschiede in Tabelle 3 zwischen den

R.P.A - D lassen sich aber näherungsweise ebenso mit Hilfe von Gl. (5)

erkären wie der Anstieg von L mit V bzw. Q oder Ap in Bild 28:

Bei konstanten ApRP unterscheiden sich die R.P. gemäß Tabelle 1 zum

einen durch die Geschwindigkeit. Die entsprechende Pegel-Anderung A L V

läßt sich mit GL. (14) abschätzen. Wenn man sinnvollerweise annimmt,

daß die jeweils parallel geschalteten n R Röhrchen gleich, aber unkorrel-

iert abstrahlen, dann addieren sich ihre Schalleistungs-Anteile, so daß

gilt:

nALn =1 0 1 g no

Bei den Röhrchen-Paketen kommt das in Abschnitt 2. angesprochene

Prinzip (b) zur Wirkung: mehrere kleine Turbulenz-Gebiete, die in-

kohärent schwingend abstrahlen, erzeugen weniger Schall als ein einzel-

nes größeres. Dieses Prinzip der Strahl auftei Jung erweist sich als be-

sonders wirkungsvoll, wenn man anstelle der langen Röhrchen relativ

kurze untersucht, bei denen die in 6.1 beschriebene Fluid-Masse-

Schwingung dominiert. Bild 30 zeigt den Vergleich einer einfachen

Strömungseinschnürung mit 4 mm Durchmesser mit n = 4 parallel ange-

ordneten Einschnürungen mit demselben Gesamtquerschnitt wie zuvor.

Da im zweiten Fall die vier Teil-Massen inkohärent schwingen, würde

man gegenüber dem ersten Fall bei gleichem Durchfluß, d.h. gleicher Ge-

schwindigkeit V, einen um 10 lg n = 6 dB geringeren Schallpegel

erwarten. Tatsächlich zeigen die Meßergebnisse in Bild 30 einen noch

größeren Pegelunterschied AL = 10 dB im gesamten interessierenden Fre-

quenzbereich. Dies deutet auf einen in der Queliregion selbst wirksamen

hydraulischen Kurzschluß-Effekt zwischen den benachbarten Durchfluß-

Kanälen hin. Auf die eigenartigen Spektren von Geräuschen, die von

pulsierenden Fluid-Massen angeregt werden, wird in Abschnitt 9 nochmals

eingegangen.

(20)

FRAUNHOFER-INSTITUT FUR BAUPHYSIKmatt 33

BS 98/84

6.3 Schallanregung im Ventilspalt

Mit abnehmendem x/d nimmt, wie man z. B. in Bild 7 erkennt, die Ge-

schwindigkeit im Ventilspalt gemäß Gl. (12) wie x -1 zu. Der Durchfluß

Q bleibt zunächst noch konstant, weil am Ventil noch kein wesentlicher

Druckabfall op erfolgt. Bereits bei einem Spalt von einigen Milli-

metern übersteigt VS die immer noch konstante Geschwindigkeit V R. Damit

verlagert sich die Schallanregung vom Ventilrohr zum Ventilspalt, bevor

dieser wesentlich zur Drosselung beiträgt. Erst bei sehr viel kleineren

x übernimmt der Ventilspalt dann die Drosselfunktion mit V S = const;

VR, VRP ti x. Der besagte Obergang V R = VS findet unabhängig von

op also auch unabhängig vom jeweiligen Auslauf-Widerstand etwa bei

x = 3,6 mm statt (vgl. Bilder 6 8).

Die Schallanregung im Ventilspalt hängt nach Gl. (5) bei sonst gleichen

Parametern von 1 x und VRab. Den Einfluß von x allein,

x

L = 20 lg xo + const; V = const , (21)

erhält man, sozusagen in Reinkultur, in dem in Bild 6 dargestellten

Fall ohne Auslauf-Widerstand für 0,3 < x < 3 mm. Dieser Fall ist in

Bild 31 dargestellt. Für ßp = 1 bar erzeugt die nicht kavitierende

turbulente Strömung einen gemäß Gl. (21) mit x ansteigenden Wasserschall-

Pegel. Ziemlich genau von dem oben vorherbestimmten Wert x = 3,6 mm an

bleibt der Pegel etwa konstant, weil danach der von x unabhängige Ventil-

rohr-Querschnitt den Drosselzustand wesentlich bestimmt.

Wird der Druck auf op = 2,7 bar erhöht, dann steigt gemäß Bild 6 die

Geschwindigkeit VS von 7,8 auf den wiederum im Bereich 0,3 < x < 2 mm

konstanten Wert 13 m/s. Der Pegel-Anstieg beträgt aber durchweg mehr als

die nach Gl. (5) zu erwartenden 9 dB, weil mit a < 1,5 hier die Strömung

FRAUNHOFER-INSTITUT FÜR BAUPHYSIKB latt 34

BS 98/84

gerade zu kavitieren beginnt. Auf die eigentlichen Kavitations-Geräusche

kommen wir in Abschnitt 6.4 ausführlicher zu sprechen. Hier wollen wir

nur darauf hinweisen, daß der Wasserschall-Pegel bei kavitierender

Strömung sehr stark von der Bandbreite,mit welcher gemessen wird, ab-

hängt. Im Gegensatz zu den Spektren der Fluid-Masse-Schwingungen (vgl.

Bilder 25 und 30), die zu höheren Frequenzen abfallen, zeigt Bild 32,

daß nach dem Einsetzen der Kavitation das Geräusch-Spektrum zu höheren

Frequenzen hin wieder ansteigt. Mit der in der praktischen Bauakustik

üblichen Begrenzung der Bandbreite nach oben auf 4 KHz ist also, gerade

im Hinblick auf die Armaturen-Geräusche, eine gewisse Willkürlichkeit

verbunden. Während der in Bild 31 dargestellte A-bewertete Wasser-

schall-Pegel LA für ap = 2,7 bar etwa mit 33 lg x ansteigt, zeigt der

für die Beurteilung von Armaturen maßgebliche LAG in Bild 33 einen viel

steileren Anstieg etwa wie 45 ig x.

Für den Fall, daß im Ventilspalt akrit

nicht unterschritten wird, können

wir mit GL. (12) nach Gl. (5) die schon in [6] angegebenen Abhängig-

keiten

d

L = - 40 ig do+ const; Q, x = const.

x

L = - 20 i g xo+ const;

= const. (23)

hier als charakteristisch für die Schallanregung vom Ventilspalt her be-

stätigen, sofern jeweils alle anderen geometrischen Parameter unverändert

gelassen werden.

Mit den Formeln (14) und (21) läßt sich z. B. die unterschiedliche Ge-

räusch-Charakteristik eines Ventils, das mit zwei verschiedenen nachge-

schalteten Strömungs-Widerständen betrieben wird, quantitativ abschätzen.

(22)

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKman 35

BS 98/84

Als Ausgangspunkt für eine solche Berechnung nehmen wir die hydraulischen

Werte des Ventilrohrs 46 mit R.P.A aus Bild 9 als x 0

= 4 mm und

Vo = 1,8 m/s und den entsprechenden Schallpegel als Meßwert aus Bild 34

zu Lo = 122 dB(A) an. Die beiden auf dieser Basis berechneten akustischen

Charakteristiken stellen für a > 0krit eine sehr gute Näherung für die

gemessenen Werte dar. Besonders beim Betrieb mit R.P.D zeigen die Mes-

sungen für a < akrit

= 1,6 aber den Geräusch-Anstieg um zusätzlich bis

zu 15 dB(A) durch Kavitation. Die Tatsache, daß beim Betrieb mit R.P.A

bei a < °krit dieser Anstieg durch Kavitation nur minimal ist, wird noch

besonders zu diskutieren sei.

6.4 Geräusch-Verstärkung durch Kavitation

In [6] wurde bereits für eine einfache St römungs-Ei nschnürung bei voll

ausgebildeter Kavitation der nach Gl. (6) erwartete Anstieg des Wasser-

schall-Pegels mit den hydraulischen Parametern bestätigt:

VL = 80 1 g + const; 1= const (24)

0L = 80 1 g

+ const ; (24a)

Ap

L=401g Qpo + const ; (24b)

Bei relativ großem Strömungs-Querschnitt erfolgt der Obergang vom Anstieg

gemäß GL. (14) zum Anstieg nach Gl. (24) mit einem Sprung von 10 - 20 dB

beim Einsetzen der Kavitation, sobald ^krit

unterschritten wird, vgl.

Kurve 2 in Bild 15 von [6]. Bei sehr kleinem Ventilspalt erfolgt der

Obergang von 40 lg V auf 80 lg V dagegen ohne Sprung. Dieser für die Lärm-

200 p

akrit

V k rit

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKB latt 36BS 98/84

bekämpfung sehr wichtige Einfluß des Ventilspalts ist in Bild 35 darge-

stellt:

(a) Für a > 1krit unterscheidet sich der Schallpegel für x = 2 mm

von dem für x = 1 mm um + 6 dB , wie für 1 x nach Gl. (21) zu erwarten

ist. In beiden Fällen setzt die Kavitation bei dem für diese Ventil-

Geometrie charakteristischen Wert akrit - 1,6 ein. Da beim Betrieb

ohne Auslauf-Widerstand der Druck p stets etwa 1 bar beträgt, ent-

spricht dies einer in beiden Fällen gleichen kritischen Strömungsge-

schwindigkeit von

10 m/s; p = 1 bar (25)

Da gleichzeitig auch der Widerstandsbeiwert für diese Konfiguration einen

von x unabhängigen Zahlenwert von c = 3,2 aufweist, setzt Kavitation

in beiden Fällen bei derselben Druck-Differenz2

Apkrit = V krit = 1,5 bar (25a)

200

entsprechend Qkrit - 1 bzw. 0,5 l/s ein.

(b) Der Schallpegel-Sprung bei a = akrit beträgt für x = 2 mm etwa +13 dB,für x = 1 mm dagegen nur etwa + 9 dB. Im Bereich

Apkrit = 1,5 bar

springt der Schallpegel auch zeitlich intermittierend zwischen zwei

Werten hin und her. Dies ist aus den beiden Pegelschrieben (im

gleichen Pegel- und Zeit-Maßstab) in Bild 35 zu erkennen. Demgegen-

über zeigt der Schallpegel-Verlauf für x = 0,5 mm in Bild 35 nur noch

einen kleinen Sprung von etwa 3 dB, den man als solchen ohne die vor-

ausgegangenen Messungen bei größerem x wohl gar nicht erkannt hätte.

(c) Im Zustand der kavitierenden Strömung, a < akrit, steigt der

Pegel in allen drei Fällen tatsächlich mit guter Näherung, wie nach

Gl. (24) zu erwarten, mit 80 lg V an. Es ist aber nicht so, daß ein

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKmatt 37BS 98/84

Ventil dann in jedem Fall gegenüber dem Zustand der kavitationsfreien

Strömung unbedingt sehr laut werden muß. Die Geräusch-Verstärkung

läßt sich nach Bild 35 offenbar sehr wirkungvoll begrenzen, wenn

man dafür sorgt, daß unter den vorgegebenen hydraulischen Verhält-

nissen Kavitation erst bei kleinerem Ventilspalt einsetzen kann.

Zur Unterdrückung der Geräusch-Verstärkung durch Kavitation stehen uns

grundsätzlich zwei Mittel zur Verfügung:

1. Nachgeschalteter Strömungs-Widerstand.

Aus früheren Untersuchungen ist bereits bekannt, daß man mit Hilfe

eines Durchfluß-Begrenzers den Druck p hinter dem engsten Quer-

schnitt erhöhen und damit das Einsetzen von Kavitation zu kleineren

Durchflüssen verschieben kann. Verhindern kann man Kavitation da-

durch aber nicht, weil beim Schließvorgang irgendwann dennoch

2

Ap ^ Apkrit p Vkrit/2 p

(Ykrit

wird. Da, wie wir gesehen haben, weder c noch -̀rit explizit von

Ap,Q oder 7T abhängen, kann man nach Gl. (26) für jede Ventil-Geometrie

einen kritischen Fließdruck Apfl = Apkrit + ApRp angeben, bei dem Kavitation

unvermeidlich eintritt. Bei dem nach DIN 52 218 vorgeschriebenen

maximalen Prüfdruck von Ap fl = 5 bar wird Apkrit z. B. in jedem

Fall überschritten.

2. Großer Ventilrohr-Durchmesser

Bei kleinem x wird bei jedem beliebigen nachgeschalteten Widerstand

irgendwann p ein Minimum, bei Auslauf-Armaturen z. B. 1 bar annehmen und

damit bei vorgegebenem Ap fl , i, und akrit

der Zustand der Kavitation unver-

meidlich. Es ist für die dann einsetzende Schall-Verstärkung aber von ganz

(26)

F RAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKButt 38

BS 98/84

entscheidender Bedeutung, be i welchem x dieser Zustand erreicht wird. Bei

vorgegebenem nachgeschaltetem Widerstand, der ja nach dem gewünschten Durch-

fluß bei ganz geöffnetem Ventil ausgelegt werden muß, richtet sich das

Einsetzen der Kavitation nur nach dem Durchfluß, weil damit p fest-

liegt und VS im kritischen Bereich, wie wir gesehen haben, weitgehend

unabhängig von x ist. Da gemäß Gl. (12) Q S direkt x und d proportional

ist, können wir denselben kritischen Zustand der Kavitation zu

kleineren x verschieben, wenn wir den Ventilrohr-Durchmesser d ge-

nügend groß wählen.

Dieser Einfluß von d bzw. x ist in seiner Tragweite sicherlich mit her-

kömmlichen Vorstellungen von der Geräusch-Erzeugung durch Kavitation nicht

zu erklären. Er läßt sich nach den Ergebnissen in Bild 35 etwa durch

L = 33 1 g X + const; VS = const0

abschätzen und findet sich näherungweise in Bild 31 für Ap = 2,7 bar ?

Apkrit wieder, da ja für Ap = const auch V S = const ist.

Die theoretische Beziehung Gl. (6) unterschätzt mit 1 x für V = const

also bei weitem die Bedeutung von x beim Übergang zur kavitierenden Strö-

mung. Da auch der in Bild 35 angedeutete Pegel-Sprung u.a. sehr stark

von x abhängt, können wir beim Schließvorgang in der Praxis einen ge-

radezu dominierenden Einfluß von x auf die Schall-Verstärkung verraten,

der auch über die Abhängigkeit in Gl. (27) noch weit hinaus gehen kann.

Ähnlich wie zuvor beim Mechanismus der zu Schwingungen angeregten Fluid-

Masse im engsten Querschnitt stellen wir also auch bei der Verstärkung

des Turbulenz-Geräusches durch die Kavitation fest, daß geometrische

Parameter, die der Konstrukteur in der Hand hat, die Geräusch-Entwick-

lung bestimmen. Das gilt selbst dann, wenn die nach GL. (6) so stark '

eingehende Geschwindigkeit wegen c = const bei vorgegebenem Apf1 in ihrem

Maximalwert durch nichts reduziert werden kann(vgl. Bilder 6 - 12).

(27)

FRAUNHOFER-INSTITUT FÜR BAUPHYSIKButt 39

BS 98/84

Ohne darauf hier im einzelnen eingehen zu wollen, kann man doch im Ein-

fluß von x auf die Geräusch-Verstärkung durch Kavitation ein besonders

deutliches Beispiel für das Prinzip (ii) der lärmmindernden Beeinflussung

der Turbulenz-Struktur von Abschnitt 2. erkennen: Viele kleine statistisch

voneinander unabhängige Turbulenz-Elemente können nicht so wirkungvoll

Schall anregen wie wenige große Wirbel.

7. EINFLUSS VON KANTEN-ABRUNDUNGEN

Viele in Abschnitt 6. beschriebenene Maßnahmen zur Lärmminderung gehen

von unveränderten hydraulischen Gegebenheiten im Ventil aus. Insbe-

sondere wurde bisher auch nicht versucht, etwa die Strömungs-Ablösung

selbst irgendwie lärmmindernd zu beeinflussen. Der Einfluß von d und a

auf die Masse-Schwingung im Ventilrohr wurde z.B. im wesentlichen durch

hydraulische und akustische Zusammenhänge erklärt. Trotzdem konnten wir

zeigen, daß allein in der Wahl dieser Parameter schon ein teilweise

spektakuläres Lärmminderungs-Potential liegt, das der Konstrukteur ge-

zielt und quantitativ vorhersagbar bei der Auslegung leiser Ventile

nutzen kann. Erst jetzt wollen wir auf zusätzliche Maßnahmen zu sprechen

kommen, die auch nach den herkömmlichen Vorstellungen von der Schall-

erzeugung durch Turbulenz in Ventilen zur Geräusch-Reduzierung dienen

sollten: nach dem Prinzip, grundsätzlich alle scharfen Kanten an Strömungs-

Umlenkungen abzurunden, wird in der heutigen Praxis oft versucht, ein

paar dB an Lärmminderung zu erreichen. Man weiß aber auch schon, daß

diese Maßnahmen nicht immer den erhofften Erfolg bringen. Wir wollen des-

halb auch die mit Abrundungen zusammenhängenden Mechanismen versuchen

physikalisch zu erklären und quantitativ zu beschreiben.

Nach dem Vorausgegangenen sollte schon klar geworden sein, daß es nur

Sinn haben kann, diejenigen Kanten im Ventil-Inneren zu betrachten,

die unmittelbar am jeweils engsten Strömungs-Querschnitt liegen. Deshalb

wollen wir auch hier zwischen den drei verschiedenen Anregungs-Zuständen

unterscheiden.


BS 98/84

7.1 Anregung im Ventilrohr

In [6] wurde bereits gezeigt, daß für große x die Schwingung der Fluid-

Masse im Ventilrohr durch eine Abrundung an der Abströmkante (r 2 ) ein-

deutig verstärkt und nicht abgeschwächt wird. Der sich dann maximal

einstellende Wasserschall-Pegel läßt sich aber bei gleichem Durchfluß

um ca. 20 dB senken, wenn man zusätzlich die Zuströmkante (r 1 ) abrundet.

Bild 36 zeigt, daß der Schallpegel nochmals um ca. 6 dB gesenkt werden

kann, wenn man nur die Zuströmkante abrundet, die Abströmkante dagegen

scharfkantig läßt. Diese teilweise wohl überraschenden Effekte lassen

sich sehr gut mit dem in Abschnitt 6.1 und in [6] beschriebenen Modell

der Schallanregung im Ventilrohr verstehen. Wir haben also neben a und

d noch einen dritten Konstruktions-Parameter r 1 gefunden, mit dem die

Masse-Schwingung bei weit geöffnetem Ventil praktisch bis zur Be-

deutlungslosigkeit reduziert werden kann. Mit r 1 werden die großräumigen

Wirbel-Strukturen im Ablösegebiet der Strömung, die die Schwingungen so

stark anregen können, offenbar sehr wirkungsvoll direkt abgebaut.

7.2 Anregung am Ventilspalt

Der unter 7.1 beschriebene negative Einfluß von r 2 wird unter praktischen

Bedingungen i.a. mehr als kompensiert durch den lärmmindernden Einfluß,

den eine Abrundung unmittelbar am Ventilspalt für kleine x/d hat. Nach

unseren Modell-Vorstellungen läßt sich der Einfluß von r 2 hier wie

folgt erklären.


BS 98/84

Zum einen vergrößert r 2 in seiner hydraulischen Wirkung den Parameter d,

wie aus Gl. (8) abzulesen ist, weil die größte Geschwindigkeit VS um r2

näher dem Rand des Ventiltellers auftritt. Da V S dort wegen const

für op = const etwa wieder denselben Wert annehmen würde, käme für Q,x =

const die Beziehung (22) zum Tragen. Beim Betrieb mit nachgeschaltetem

Widerstand entspricht V S nun aber bei demselben x einem wegen der um

2,rr2 vergrößerten Fläche A S höheren Durchfluß. Deswegen stellt sich, wie

in Bild 19 im Vergleich mit Bild 18 zu erkennen ist, bei gleichem x und

Apfl ein größeres Q ein. Dadurch fällt ein größerer Teil von Ap fl am R.P.

ab; der Druck p hinter dem engsten Querschnitt steigt entsprechend an,

und akrit

wird erst bei entsprechend kleineren Werten von x erreicht.

Tatsächlich wird dieser positive Einfluß von r 2 noch dadurch verstärkt,

daß diese Abrundung auch den Wert von akrit selbst herabsetzt (z. B.

von ca. 1,4 für Ventilrohr 35 auf ca. 0,7 für Ventilrohr 50, s. Tabelle 2).

B. GERÄUSCH-CHARAKTERISTIK BEIM SCHLIESSEN EINES VENTILS

Nachdem wir die in Ventilen für Flüssigkeiten auftretenden Mechanismen

der Schallerzeugung diskutiert und Abschätzungen für den Einfluß der

verschiedenen hydraulischen und geometrischen Parameter angegeben haben,

wollen wir uns nun dem Zusammenspiel aller beim Schließvorgang zuwenden.

Dabei kommt es uns wiederum mehr darauf an, charakteristische Trends

zu ermitteln, als die extrem leise Armatur vorzustellen. Mit dem so er-


BS 98/84

weiterten Verständnis wird es aber ohne weiteres möglich sein, in Zu-

sammenarbeit mit Ventil-Herstellern die jeweiligen Geräte entsprechend

den sehr unterschiedlichen hydraulischen Anforderungen schalltechnisch

zu optimieren.

Ein erstes Modell für das Zusammenwirken von Ventilrohr und Ventilspalt

wurde bereits in [6] untersucht:

8.1 Ventilrohr mit anschließender 90° - Umlenkung

Nach herkömmlicher Vorstellung von der Schallerzeugung in Ventilen würde

man erwarten, daß das Geräusch der nicht kavitierenden Strömung zunimmt,

wenn in der Nähe hinter dem engsten Querschnitt sofort wieder eine scharfe

Umlenkung der Strömung erfolgt. Das Auftreffen der Turbulenzballen auf

diese "Wand" erhöht aber für x ? d die Schallabstrahlung so gut wie gar

nicht gegenüber dem freien Ausströmen aus dem Ventilrohr. Für x < d kann

man nach Bild 37 zwei Extremfälle unterscheiden:

(1) Anregung von der Vorderkante des Ventilrohres (r 2 = 1,5 mm)

Nach Bild 5 stellt AR für x > 2 mm den engsten Querschnitt in dieser

Anordnung dar. Wenn bei Annäherung der 90° -Umlenkung in diesem Bereich

der Schallpegel um fast 5 dB fällt, obgleich die für diese Anregung

wichtigsten Strömungs-Parameter VR und 1 d konstant gehalten wurden,

dann ist dies ein sicheres Zeichen dafür, daß lediglich die mitschwingen-

de Masse durch Ankopplung von Fluid zwischen Ventilrohr und Wand erhöht

wurde. Selbst wenn für x < 2 mm allmählich der Obergang von A R auf

AS als engstem Querschnitt erfolgt, bleibt diese Tendenz erhalten: durch

die anschließende Umlenkung wird die Schwingung weiter gedämpft,obgleich

spätestens für x < 1,5 mm VS >VR wird. Da die Kurven in Bild 37 für

Q = const aufgenommen wurden, muß V S zwischen x = 1,2 mm und 0,4 mm auf


BS 98/84

den dreifachen Wert gestiegen sein, ohne daß der Schallpegel wieder ange-

stiegen wäre. Durch die Abrundung r 2 wird offenbar die Anregung vom Spalt

zwischen Ventilrohr und Wand sehr nachhaltig unterdrückt. Insgesamt be-

trägt die Dämpfung der stets gleich gebliebenen Anregung von der Vorder-

kante des Ventilrohres her durch die Umlenkung mehr als 10 dB!

(2) Anregung von der Hinterkante des Ventilrohres (r 1 = 1,5 mm)

In diesem Fall liegt der Schallpegel für x ? d um ca. 12 dB unter dem

in Fall (1). Er sinkt nach Bild 37 mit Annäherung der Wand nur noch gering-

fügig. Bereits ab x < 5 mm, wenn also mit Sicherheit noch VS < V R ist,

steigt aber der Schallpegel, sogar noch etwas stärker als nach Gl. (23)

zu erwarten, mit kleiner werdendem x an. Durch die Abrundung r 1 wurde

offenbar die unter (1) studierte Anregung so stark unterdrückt, daß die

Anregung vom Spalt her bereits bei relativ großem x beginnt.

Die entsprechende Geräusch-Charakteristik für ein beidseitig abgerundetes

Ventilrohr liegt etwa zwischen den beiden Kurven in Bild 37, stellt also

nicht unbedingt die optimale Konfiguration dar. Wir können hier aber schon

festhalten, daß der Mechanismus der Masse-Schwingung im Ventilrohr auch

bei nachfolgenden engem Ventilspalt erhalten bleibt.

8.2 He izkörper-Venti l

Als nächstes Beispiel wollen wir kurz die Wasserschall-Anregung von Heiz-

körper-Ventilen betrachten. Die Zusammenhänge sind hier noch relativ

übersichtlich, weil ihre Geometrie in vielem unserem Ventil-Modell ähnelt.

Die auf diese Ventilart zugeschnittene akustische Meßtechnik ist in [17]

ausführlich dargestellt. Da in diesen Geräten stets akrit =und op {4 p

gilt, tritt die in Abschnitt 5.4 beschriebene Geräusch-Verstärkung durch

Kavitation gemäß Gl. (26) nicht auf. Man kann daher den dann dominierenden

Mechanismus der Fluid-Masse-Schwingungen besonders einfach studieren.

FRAUNHOFER-INSTITUT FUR BAUPHYSIKButt 44

BS 98/84

Wie Bild 38 zeigt, folgt der in [17] definierte normierte Geräuschpegel

LAG im gesamten Regelbereich der Beziehung Gl. (14b). Da in diesen

Ventilen i.a. kein vor- oder nachgeschalteter Strömungs-Widerstand ein-

gebaut wird, stellt sich hier auch der Schließvorgang besonders einfach

dar: Bild 39 bestätigt sehr gut die Gl. (21) .

Da HK-Ventile nicht selten zu Beanstandungen wegen der von ihnen aus-

gehenden Geräusch-Anregung Anlaß geben, erscheint es besonders lohnend

und reizvoll, die hier beschriebenen Lärmminderungs-Strategien in diesen

und ähnlichen Geräten erstmalig systematisch umzusetzen.

8.3 Auslauf-Armatur

Die ersten Erkenntnisse über die für Flüssigkeits-Ventile typischen

strömungsakustischen Zusammenhänge wurden bereits in Untersuchungen im

Auftrage der HANSA-Metallwerke [18,19,9] an Wasser-Auslaufarmaturen ge-

wonnen. Da diese Geräte mindestens bis zu Fließdrücken op fl = 5 bar be-

stimmten schalltechnischen Anforderungen genügen müssen, wird die nach

Gl. (26) abzuschätzende kritische Druck-Differenz ApKrit am Ventilspalt

immer an irgendeinem Punkt in der Schließphase überschritten. Es gibt

daher bestimmte Armaturen, die überhaupt nur durch den Einbau eines

Wasserschall-Dämpfers die akustische Prüfung bestehen. Der immer eben-

falls serienmäßig angeschlossene Auslauf-Widerstand, der als Durchfluß-

Begrenzer dient, macht die Geräusch-Charakteristik dieser Ventile zu-

sätzlich kompliziert. Wir wollen aber trotzdem versuchen, einige Trends

bei der Variation der wichtigsten Parameter aufzuzeigen.

FRAUNHOFER-INSTITUT FÜR BAUPHYSIKwatt 45

BS 98/84

In Bild 40 ist zunächst der Einfluß des nachgeschalteten Durchfluß-

Begrenzers dargestellt: Für große x } 1 mm reduziert sich der Schall-

pegel sehr genau um 12 dB entsprechend den Durchflüssen (Q A = 0,31;

QO = 0,62). Obgleich die Kavitation bei etwa demselben akrit

einsetzt,

fällt aber bei der Messung mit R.P.A die Oberhöhung gegenüber der Rech-

nung für kavitationsfreie Strömung im Ventilspalt etwas niedriger aus.

Dieser Einfluß von xkrit

wurde bereits in Abschnitt 6 diskutiert. Die

Pegel-Differenz von 5 dB entspricht den Erwartungen nach Gl. (27) für

x = 1 bzw. 0,7 mm. Die Lärmminderung durch Vergrößerung des Auslauf-

Widerstands äußert sich noch stärker im entsprechenden L AG in Bild 41

Mit LAG < 25 dB(A) für opfl = 5 bar würde dieses Ventil-Modell mit

Ventilrohr 34 also in die Geräuschgruppe (G.G.) I eingestuft. Der

maximale Durchfluß einer so aufgebauten Armatur der Durchfluß -Klasse A

wäre nach Bild 10 etwa 0,31 1/s bei opf1 = 5 bar entsprechend etwa

0,24 1 /s bei 3 bar.

Bild 42 zeigt (strichliert) die Abschätzung der Geräuscherzeugung am

Ventilspalt aus den hydraulischen Parametern V S und x, wiederum mit

demselben Bezugszustand wie bei den Abschätzungen in den Bildern 34 und

40. Die Messungen für a = 60 mm zeigen, wie erwartet, die Oberhöhung der

Pegel durch Kavitation bei x = 1 mm. Für große x überwiegt bei diesen

relativ engen Ventilrohren die Anregung im Ventilrohr. Deshalb verwundert

es uns nicht, daß in diesem Bereich der Schallpegel sehr stark mit der

Ventilrohr-Länge a variiert. Die Differenzen entsprechen allerdings nicht

ganz den Erwartungen nach Gl. (17). Da die Geschwindigkeiten V R sich für

alle drei Ventilrohre nur wenig voneinander unterscheiden, schließen wir

daraus, daß die Fluid-Masse im Bereich des Ventilspalts an die Fluid-

Masse im Ventilrohr angekoppelt ist und so die effektive Masse beim

kurzen Rohr relativ stärker erhöht als beim längeren.


BS 98/84

Noch interessanter ist im Hinblick auf unser Modell von der Schallerzeu-

gung im Ventil aber, daß das längere Ventilrohr nicht nur für große x

sondern im gesamten Regelbereich zu geringeren Wasserschall-Pegeln führt

als das kürzere. Wir schließen daraus, daß auch bei Anregung vom Ventil-

spalt her die Fluid-Masse im Ventilrohr sich hemmend auf die Anregung

der Pulsationen auswirkt, selbst wenn diese im Zusammenhang mit Kavitation

stehen.

Auch die Lärmminderung durch Vergrößerung von a macht sich im LAG

(Bild 43) im gesamten Regelbereich deutlich bemerkbar. Trotz der

bei Ventilrohr 24 relativ starken Geräuschverstärkung durch Kavitation

verfehlte eine Armatur mit einem derart kleinen Ventilrohr-Durchmesser

nur knapp die Eingruppierung in G.G. I (sehr geräuscharm), wenn a ge-

nügend groß gemacht werden könnte. Mit Ventilrohr 34 anstelle von 24

bliebe die Armatur mit Sicherheit unter L AG = 25 dB(A) für op fl

5 bar (vgl. Bilder 44 und 45) ,

Eine Vergrößerung des Ventilrohr-Durchmessers d hat, wie Bild 46 u. 47 zeigt,

einen ganz ähnlichen Einfluß wie die Erhöhung des Auslauf-Widerstandes,

auch quantitativ betrachtet. Wenn man also in den Abmessungen der

Armatur nicht begrenzt ist, kann man - ohne zusätzliche Lärmminderungs-

Maßnahmen - eine leise Armatur für höhere Durchflüsse auslegen, indem

man sie entsprechend größer baut.

Abschließend zeigt der Vergleich der Geräusch-Charakteristiken in den

Bildern 48 I. 51 den starken Einfluß, den eine Abrundung (r) 2 auf das

Geräusch für mittlere und kleine x hat, ganz wie in Abschnitt 7.2

beschrieben. Die Verschiebung des Einsetzens der Kavitation zu kleineren

x führt dazu, daß selbst bei Kavitation die Abschätzungen gemäß Gl. (14)

und (21), wiederum mit demselben Bezugszustand wie in Bild 34, nicht

überschritten wird. Weil die Ventilrohre 8, 10, 35, 50 und 51 kürzer

als im Bezugszustand (a = 60 mm) sind, liegen die Meßwerte für große x

über den gerechneten.


BS 98/84

9. ANGEKOPPELTE AKUSTISCHE RESONATOREN

Wir haben bereits ausführlich diskutiert, daß die Turbulenz in der Strö-

mung selbst gar nicht in der Lage ist, wesentlich Wasserschall anzuregen.

Sie bedarf dazu immer, bei den in Flüssigkeits-Ventilen vorherrschenden

Machzahlen, der direkten Ankopplung schwingfähiger Systeme. Auch die

Fluid-Masse in der Strömungseinschnürung läßt sich natürlich besonders

leicht von irgendwelchen turbulenten Schwankungen zu Schwingungen anregen,

wenn sie ihrerseits an ein resonanzfähiges System direkt angekoppelt ist.

Möglichkeiten für solche Resonatoren finden sich z. B. in der angekoppelten

Wassersäule (vgl. Abschnitt 6. von [6]). Ein Schmalband-Spektrum des ab-

gestrahlten Schalls (s.z. B. die Bilder 25, 30 und 32) spiegelt daher

die akustischen Randbedingungen viel stärker wieder als irgedwelche in der

turbulenten Strömung angelegte Frequenz-Zusammenhänge. Wenn man einmal

annimmt, daß die Anregung durch die Turbulenz in erster Näherung fre-

quenzunabhängig erfolgt, dann deuten die in Bild 25 und 30 einge-

zeichneten Geraden wohl an, daß zwischen den angekoppelten Resonatoren

und der "Schallquelle" eine Masse-Hemmung eingebaut ist,die eine

Frequenz-Abhängigkeit wie

L = - 201gf + const0

in das System hereinbringt. Wollte man versuchen - was praktisch kaum

durchführbar ist -, alle Resonanzen zu vermeiden, so würde man in der

Tat die hier behandelten Geräusche gänzlich aus der Welt schaffen. Tat-

sächlich lohnt es nicht, sich wegen der im angeschlossenen Rohrsystem an-

regbaren Resonanzen Gedanken zu machen. In dem Ventil selbst sind nämlich

ebenfalls genügend Resonanzen anregbar, die nach einer lärmmindernden Er-

höhung der im engsten Querschnitt schwingenden Fluid-Masse verlangen.

(28)

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKmatt 48BS 98/84

Dies wird z. B. deutlich an den schraffierten Überhöhungen der Geräusch-

Kurven in den Bildern 34 und 40 46 bei großem Ventilspalt x: sie sind

die Folge der Anregung eines Helmholtz-Resonators bestehend aus der viel-

besprochenen Fluid-Masse und dem "Hohlraum" zwischen Ventilspalt und

Auslauf-Widerstand bei Frequenzen f o um 1 kHz nach Gl. (40) von [6].

Die an sich sehr geräuscharme Ventil-Geometrie mit a = 60 mm zeigt in

Bild 52 diese Helmholtz-Resonanz besonders deutlich bei einem Ventil-

spalt um 6 mm. In diesem Diagramm ist auch ein Pegelschrieb für den

Armaturengeräusch-Pegel LAG nach DIN 52 218 zu sehen. Er zeigt deutlich

die Anhebung des Pegels durch den Helmholtz-Resonator (H.R.) und durch

Kavitation. Der Schrieb ist direkt mit der Darstellung LA = f(x) in

Bild 46 vergleichbar.

FRAUNHOFER-INSTITUT FOR BAUPHYSIKButt 4 9

BS 98/84

10. AUSBLICK

In diesem Abschiußbericht sind die Grundlagen zur Lärmminderung bei

Armaturen der Wasser-Installation zusammengestellt. Sie werden

in dieser Form der vom BMBau berufenen begleitenden Arbeitsgruppe

mit der Bitte um kritische Stellungnahmen vorgelegt.

Ein Teil der Ergebnisses soll auf der diesjährigen Akustiker-

Tagung diskutiert werden [20, 21]. Einige praktische Aspekte, die ins-

besondere für den Installateur von Interesse sind, wurden bereits im

Rahmen von TAE-Lehrgängen "Schallschutz in der Sanitär- und Heizungs-

technik" und "Sanitärtechnik" vorgetragen [ 9, 22]. Mit der bevor-

stehenden Verabschiedung der internationalen Norm IS0 3822 als Pendant

zur deutschen DIN 52218 werden die Voraussetzungen verbessert, Er-

fahrungen mit Armaturen-Geräuschen auch mit ausländischen Prüfstellen

auszutauschen [23].

Es ist zu hoffen, daß nach Abschluß eines vom Institut für Bautechnik,

Berlin (IfBt) organisierten Ringversuchs unter den deutschen Prüf-

stellen bald eine breitere Einführung des "Vereinfachten Prüfstandes"für

die Messung von Armaturen-Geräuschen [16] ermöglicht wird. Es wäre dann

nur noch ein kleiner Schritt, diese Meßtechnik auch zur Kennzeichnung

der Geräusch-Anregung durch Heizkörper-Ventile vorzuschlagen [17,24+26 I.In einem ebenfalls mit Förderung durch das BMBau geplanten Projekt soll

die Schallabstrahlung von Heizkörpern, die insbesondere durch thermo-

statisch nachre3e.tnde Heizkörper-Ventile angeregt werden, behandelt wer-

den.

Die Untersuchungen an hochwirksamen Wasserschall-Dämpfern, die bereits

zu Beginn dieses Vorhabens abgeschlossen werden konnten, wurden hier

nicht besonders angesprochen, haben aber in einer Reihe von früheren

Veröffentlichungen [1+4,19,27+29] ihren Niederschlag gefunden.

FRAUNHOFER-INSTI T UT FOR BAUPHYSIKB latt 50

BS 98/84

Heute sind alle Voraussetzungen geschaffen, um es Herstellern und

Installateuren von Armaturen der Wasser-Installation zu ermöglichen,

Geräte herzustellen und Installationen in Gebäuden auszuführen, die

auch gehobenen schalltechnischen Ansprüchen der Bewohner genügen. Leider

kann man etwas Ähnliches für die Situation bei den anderen mit der

Wasser-Installation in Gebäuden in Verbindung stehenden Geräuschen

überhaupt nicht sagen:

Die zur Verabschiedung anstehende Norm DIN 4109, Teil 5, stellt auch an

die Abwasser-Installtion hinsichtlich der Geräusche in benachbarten

(fremden) Räumen hohe Anforderungen. Die vorgesehenen Grenzwerte von

30 dB(A) werden fast regelmäßig durch die verschiedensten "Nutzer-Ge-

räusche" beträchtlich überschritten. Aber auch wenn man diese nahezu

beliebig "einstellbaren" Geräusche für eine Bewertung der Installations-

anlage selbst außer Betracht läßt, bleiben noch eine ganze Reihe von

anlagenbedingten "Benutzungs-Geräuschen" und anderen reinen "Installa-

tions-Geräuschen" (Definitionen s. [6]), die - insbesondere bei un-

günstiger Bauweise und Grundrißanordnung - noch nicht beherrscht werden.

Um die z. Zt. noch sehr unbefriedigende Situation bei den Installa-

tions-Geräuschen und die auch von Polemik nicht freie Diskussion auf

eine technische Basis zurückzuführen, erprobt das IBP in Zusammenar-

beit mit dem Zentralverband Sanitär-, Heizung- und Klimatechnik im Auf-

trag des IfBt ein Meßverfahren für die sehr komplexen Geräusche von

Sanitär-Installationen [30].

Schließlich sei erwähnt, daß das IBP sich, aufbauend auf den Ergebnissen

des IfBt-Vorhabens, auch in einem vom BMBau geförderten Projekt bereits

mit Maßnahmen zur Reduzierung des Körperschalls befassen will, der über

die Sanitär-Objekte in den Bau eingeleitet werden kann. Dieses Projekt

soll zusammen mit einem Hersteller aus dieser Branche durchgeführt

werden. Erste Untersuchungen an zweischalig aufgebauten Abwasser-Rohr-

leitungen [31] brachten in dieser Hinsicht keine befriedigenden Er-

gebnisse..1

FRAUNHOFER - INSTITUT FOR BAUPHYSIKm att 51BS 98/84

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Wasserschall-Anregung durch Heizkörper-Ventile"

Deutsceh Arbeitsgemeinschaft für Akustik, Darmstadt,

26. - 29.03.1984

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