Manual De Acústica Ruido Y Vibraciones

MANUAL DE ACÚSTICA, RUIDO y VIBRACIONES FUNDAMENTOS BÁSICOS Y SISTEMAS DE CONTROL UP EDICIÓN

PEDRO FLORES PEREITA

ISBN 84-87579-00-0

Indice ':' i .. .'

5

Ondas sonoras .. "",.. , . ~",':'.: .;. : .. ': :~:"':: ' . :': .. :'c' . , Interferencia. de ondas. , ... ,;' " ....' . '. '.... ;.. , . , ; , , . 2,1. Ondas Estacíonarías ~..'.•', ... .' ,,'.'.: .,'., .. , . .'".. 3., Leyes de las ondas sonoras ." , . , . : . " .. : .... , . , . . . . 3.1. Principio de Huygens ., ,.......... 3.2. Refléxíón .. ", .. ',.: .. ,., , .. ,: ,., 3.3. Difracción , ..•. , . : . , .. , . , .. " ,,.,., 3.4. Refracción : : , ,., ,., 3,5. Dispersión , .. ,., .. , , , .. , .. ,.. 3.6. Eco , , .. , , .. , , .. ,.. 3,7, Resonancia ., , , ,.,., ,,.

9 15

Prólogo

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<::apítulo 1. Ondas sonoras

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17 17 17 19

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21 2'1

Capítulo II. Magnitudes y niveles de medidas 1, Presión sonora , . , , . , , , , .. , . , .' ' 2. Impedancia acústica específica , , ,

,. ..... ...

, . , . , .. , . , . 3. El decibelio .. "., .. ,.' .. """., "." .. , . 4, Valor pico, valor medio y valor cuadrátícornedío (RMS) "" ".,.,: 5. Densidad de energía

6. 7. 8.

9. 10.

11. 12.

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, .. , .. ,., .. , .. ,............. Intensidad sonora ., , .. , ,., :..,.. Potencia sonora ,., , . , , , . , . , , , , .. , , .. , . .'. Relación entre potencia, intensidad y presión sonora .... ,., .. , .. , .. , , .. , , , .. ,... Nivel de intensidad sonora , , ,': . ,', . . Nivel de 'potencia sonora :.' ;' , . : .. ': : ,', , . Nivel de presión sonora , .. , , .' . , . ,'.. , . Relación entre niveles de intensidad y presión sonora ,.".,."." ,.".: ,.

22 22

24 25 25

26 27 27 27 28

28 29

13. Fuentes múltiples : 14. Sustracción de niveles . _ 1S', 'Determinación def valor medio ele niveles presión, intensidad o potencia sonora

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1. Medidas de sonido .. __ ,,'_f'" _. ..... .,. ,.... 2. Análisis e índices de medida . 2.1. Análisis espectral del Sonido .... . 2.2. Medida y análisis del ruido ambiental .., 2.2.1. Valoración de lasonoridaq¡ . . . 2.2.2. Evaluación del contenido energético., .'. .. 2.2.3. Determinación de la variación temporal del ruido. Análisis estadísticos ... " '.' . 2.2.4. Parámetros descriptores. del ruido .... .2.3. Análisis y valoración del ruido ocupacional .. 3. Instrumentación y equipos de medida de ,

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Capítulo III. Medidas de sonidos y vibraciones

sonidos

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3.1. Sonómetro .. 3.2. Filtros Acústicos 3.3. Registradores Gráficos . , . t . ,.:,_.... ... .'.' 3.4. Magnetófonos .. 3.5. Osciloscopios ... .. ,.- . 3.6. Analizadores de distribución Estadística ".' 3.7. Dosímetros _. ._ .. . 3.8. Analizadores de frecuencia en tiempo real 4. Sistemas y equipos a utilizar en la medida de ruidos ambientales ,.. 4.1. R~.IÍdocuasi-continuo .. 4.2. Ruido íntermitente . '" 4.3. Ruido fluctuante de forma periódica . 4.4. Ruido fluctuante no periódico ._. ._ 4.5. Ruido Impulsivo Repetitivo 4.6. Ruidos de Impactos aleatorios .. .. .. . 5. Medida de las vibraciones . o... 6. Instrumentación y equipos de medida de vibración .. . .. '.

36 36 41 41 44 46

47 50 50 50 55 -56 56 57 57 57 58 58 58 60 61 61 61 62

63 64

Capítulo IV. Criterios de exposición al ruído. . l. Criterios de exposición comunitaria al ruido . 70 2. Criterios de calidad acústica interior . 73 : 74 2.1. Noise Criterion (-tl"C) ....:, 2.2. Prefered Noise Criterion (PNC) . 79 2.3. Criterios ISO , ;.. 81 3. Criterios de exposición' laboral alruído.. :,'.:.: . 82 3.1. Criterio -de evaluaciónsegún lps;TLV'S de la:" ACGIH .'- "'¡' .: ',' ". "'.' :..:-:;." , .. :.. ' 83 3.1.1: Evaluación- de la exposición a niveles ' .de ruido continuos' o intcrmítentcs'.. .. 83 3 ,1.2. Evaluación de la exposición a ruidos' . de impacto o de impulso . 84 3,2. Criterios de evaluación. según la Norma . IS0-1999 ., .. ,.- ... .-.. , .': .... ;.~. , ... , .' ... , , 85 . 3 ,Z .1.,:,,Ey.w-u.:a.<;;iónde la eXp~6!9.Q.I)",ª,. ruidos ",GQ.Qt,i.QllOS o interD,1.i:tt>nt~.:/.' ' ;"'., .. , . : .. :, 86 3.2.2,. Evaluación de la exposición a ruidos de impulso ..o impactos ... ' .. :.' ; , .... , ... 90 3.3. Directiva de la Cornunídad.Bconómíca El1r©p.cq_ (861188/C.E.E.) , __ : .;'.. '.' : , .. 90 J"

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Capítulo V. Dístrtbucíón

espacial del sonido

'. 1; Distribución espacial delsonido

, ' 99 2. Absorción, : ·::.·.-.i, :' :. 100 2.1. Materiales fibrosos, o materiales .con Poros abiertos, o absorbedores disípatívos .. '....... 101 2.2. Materiales elásticos, tableros reflexivos O' absorbedores .de membrana , ,.' 104 2.3.' Absorbedores tipo resonadores de Helmholtz'. .. 108 3. Reverberación , ".,.,.......... 122 4. Radiación acústica de una fuente sonora. Campo . directo y campo con reflexiones, ' ,' .-. .. 127 4.1. Emisiones en campo sonoro libre '. . .. 127 4.1 .L. Fuente .Omnidírcccíonal (no-direccional) , . 127 4.1.2. Fuente Direccional , , ',' .,. __ '. 130 4.2. Emisiones en campo sonoro con reflexiones . .. 132

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4.2. C' Fiiente Omnidírecciorial : . : . , , . , . : . , . ~ 132 4.2,2. Fuente Direccional .... ,. , .. , , ',' . . . .... 136

Capítulo VI. Aislamiento . acústico .

.

'l. Introducción ,.,.,.".,., .. ".,.":,,.,. 2, Indices y parámetros del aislamiento acústico, , , , : . '. 3, Aislamiento teóríco de una partición simple ,'. ~: . ,. 4, Aislamiento real de una particíón simple : . . .. 4.1. Aislamiento de paneles 'controlados pqr la rigídéz: del Panel y la Resonanciade Iris mismos. 4.2, Aíslamiento de paneles en la zonadé J:\lasa. contro~~~. ~..',:;.;,.,.:.'. "": 4.3. Aislamiento de paneles sólidos én zona. controlada porla amortiguación' Interna, . (damping) , ,".. , ' . , , .. , , , . " . , . 5. Aislamiento de una partición'compuestá":., ,. ,tí. Paredes 'dobles .: ' : : . . . . . . . . . . . . . .. 7. Aislamiento teórico dct tli:ia pared doble . . . . . . . . . .. ., 7....1. Determínacíór; del.aÍ.$l~mituí1W, aeúsuco reétíco de paredes dobles ..... . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 7.2. Determinación del aislamiento acústico real de paredes dobles . . . . . . . . . . . . . . . . .. 7.2.1. Unión de paredes por puntos .: 7.2.2. Unión de paredes por línea. . . . . . . . . . .. 8. Aislamiento de paredes múltiples . . . . . . . . . . . . . . . .. 9. Determinación del 1'L de parámetros con distintos condicionamientos acústicos' en locales emisores y receptores :. . .. 9.1. Local emisor y receptor reverberante. . . . . . . .. 9.2. Local emisor reverberante. Local receptor absorbente '.'. . . . . . . . . . . . . . . . .. 9.3. Local emisor absorbente ..Local receptor reverberante 9.3.1. Onda incidente plana <.»: .. " 9 3.2: Onda incidente con flujo concentrado '" 9.4. Local receptor y emisor absorbentes . . . . . . . . .. 9.4.1. Onda incidente plana. . . . . . . . . . . . . . . .. 9.4.2: Onda incidente concentada ,

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Capitulo VII. Sistemas generales de control de ruido l. Introducción . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 2. Control de ruido en la fuente .. . . . . . . . . . . . . . . . .. 3. Control de ruido mediante pantallas y barreras acústica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 3.1. Cálculo de atenuación sonora según Maekewa .. 3.2. Determinación de la atenuación sonora según la altura efectiva . . . . .. 3.3. Determinación de la atenuación sonora según. Moreland 3.4. Determinación de la altura real de una pantalla. 3.5. Parámetros de diseño de barreras acústicas . . . .. 4. Cerramientos acústicos 4.1. Determinación de la Inscrtíon Loss (IL) . . . . . . .. 4.2. Determinación del Noíse Reductíon (N.R.) 4.3. Cerramíentos acústicos parciales 4.4. Pequeños cerramientos acústicos . . . . . . . .. 4.5. Determinación del caudal de aire de ventilación de un cerramiento ' : : . . .. 5. Control de ruido en el medio de transmisión. . . . . .. 6. Control de ruido en el receptor .... '. . . . . . . . . . . . .. 7. Conclusiones sobre aislamiento acústico de equipos ruidosos

174 177 178 181 183 185 186 190 191 192 197 198 199 201 203 206 209

Capítulo VIII. Silenciadores 1! Introducción ' '. . . . . . . . . . . . .. . 2; Silenciadores reactivos 2.1. Conexión cónica . " 2.2.' Cámaras de expansión '2.2.1. Silenciador de cámara de' doble expansión con tubo' de conexión externo ... ' .... " 2.2.2. Silenciado)' de cámara de doble expansión con tubo de conexión interno. . . . . . . .. 2.2.3. Silenciador de cámara de expansión especial para máquinas de alta velocidad . 2.3. Resonadores de Helmholtz . . . . . . . . . . . . . . . . ..

212 212 213 214 216 218 220 222

2.4. Resonador-de tubo perforado en cámara única. 2.5. Filtros de ramal lateral '; -~ 2.5 .1. Filtro de orificio .. . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 2.5.2. Filtro de tubo abierto .. ; , .. -,. 2.5.3. Filtro de tubo cerrado. . . . . . . . . . . . .. .. 2.5.4. Filtro de ángulo recto 'con- área cuadrada. 3. Silenciadores disipativos , ,........... 3,1. Conductos revestidos ,., , .. ,.,.

3.2. Codos revestidos .. ; : .. , . , ,'. 3.3. Silenciadores disipativos cilíndricos y rectangulares : " , .. ,. 3 .4, Cámaras de expansión revestidas con materiales absorbentes .. -, .. , -., ' 3.5. Rejillas acústicas - 3.6. Cámaras Plcnum ; . .-.. 4. Silenciadores reactivos-dísipativos ,............... 5. Silenciadores de materiales porosos . . . . . . . ..... . . . .. 6. Metodología de selección de un silenciador . . . . . . .. >

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233 234 234 243 244 245 246 250 2'53

Capítulo X. Sistemas para el control de las vibraciones 1. Introducción .-. . . . . . . . . . . . . . . .. 2. Análisis de los movimientos ondulatorios de un ' sistema en vibración con un grado de libertad, transmisibilidad ,......................... 2.1. Fuerza de excitación originada en: el equipo .'.:, 2.2. Fuerza de excitación originada en la estructura. (Estructura excitante) ,. 3. Determinacioncs gráficas de la transmísíbílídad 4. Parámetros fundamentales de un sistema antivibrátil. 4.1. Frecuencia natural -(fo)- -deflexión estática -(xs) .. 4.2. 'Fuerza transmitida : . . . . . . . . . . . .. .. 4.3. Efectos de amortiguación interna . .-. . . . . . . . . .. 4.4. Efectos de la rigidez del resorte y ·ma:sadel equipo .. ;.:.............................. 5. Diferencia entre la teoría y la práctica ~. . . . .. 6. Elección de los aisladores de un montaje antivibrátil. 7. Rigidez estructural de los soportes . . . . . . . . . . . . . . ..

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8. Aislamiento acústico .. , , .. ',' . 282 9. Aislamiento del choque . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 286 10. Guía práctica de selección de un sistema antivíbrátíl . 287 10.1. Selección de la deflexíón estática necesaria o requerida " . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . 288 10.2. Selección de la forma de montaje, más apropiada . 288 10.2.1. Bases de acero : . 288 10.2.2. Bloques de inercia " .' . 291 , 10.3. Situación de aislador . 294 10.4. Selección de los aisladores . 298 10.5. Conexiones de servicios " •. ':.' . 2~8 11.. Características físicas y mecánicas de los elementos utilizados como antivíbradores . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 301 11.l. Resortes metálicos o muelles de acero. . . . . . .. 301 11.2. Muelles de aire , " 302 11.3. Montajes de caucho, silcnrbiock ., : . . . . . . . . .. 303 11.4. Tacos de fibra de vidrio preformados ,','305 11.5. Rellenos Slá~ticqs o resilentcs ~,ó.udQ~:;:.·, . , . . . .. 305 11.5.1.:~w.merados de cQrcho_I.••,'" -. ,-;i' ,;:. 306 11.5.2.. Fieltros; ..... .>:..". : .......•.. '.:: " ..•.. 311

11.5.3. Capas fibrosas. Paneles de fibra mineral .. 313 11.5.4.Amortiguadores de masillas \.. . . . . . . .. 313 1.1.5.5. Otros amortiguadores, 314 11.6. Absorbedores dinámicos ,.. ,.. :........... .314 12. Análisis económico o. ',".' ,' : , ,. 315 13. Montajes en máquinas típicas. , . ,', :' 317 13.1. Compresores de aire , " .. ,.......... 317 13.2. Compresores rotativos y enfriadores , 317 13.3. Prensas ínclinables .. : ..... : " ..: ' ' 317 13.4. Prensas de movimiento vertical \ . . . . . . . . . 318 13.5. Guillotinas - pequeñas máquinas . . . . . . . . . . . .. 318 13.6. Tornos y máquinas de Iamínación ,... 318 13.7. Máquinas taladradoras de estructuras de precisión y pulidoras de precisión '. 318

Capítulo X. Tratamientos acústicos en la edífícación 1. Introducción

'..........................

319

2. Aislamiento del ruido transmitido por vía aérea ... :. 2.1. Estructuras sandwich de paredes rígidas . . . . . .. 2.2. Estructuras sandwich de pared no rígida. (Complejos fono-aislante) ;..... 3. Aislamiento de ruido transmitido por vía sólida. . . .. 4. Acondicionamiento acústico . . . . . . . . . . . . . . .. 4.l. Viviendas 4.2. Locales de usos múltiples . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 4.3. Locales especiales

321 329 339 344 356 357 357 362

Capítulo XI. Equipos e Instalacíones ruidosas 1. Determinación del espectro de ruido en ventiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 2. Determinación del espectro de ruido en bombas . . .. 3. Determinación del espectro de ruido en motores .díesel

.. "...........................

4. Determinación del espectro de ruido en compresores de aire : ~........... 5. Determinación del espectro de ruido en motores eléctricos .:.................................. 6. Determinación del espectro de ruido en válvulas . . .. 7. Niveles de ruido continuo equivalente. Leq (dBA) producido por equipos instalados en las viviendas . .. 8. Niveles de ruido continuo equivalente Leq (dBA) producido por equipos e instalaciones ubicados en locales de pública concurrencia . . . . . . . . . . . . . . . . .. 9. Niveles de ruido continuo equivalente Leq (clBA) producidos en locales de pública concurrencia . . . .. 10. Análisis espectral de los sonidos en locales de pública concurrencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. ~ d'lce Apen

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Bibliografía Libros

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Revistas técnicas de acústica, ruido y vibraciones ...

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Prólogo por Ramón Ve1ázquez Vila. Catedrático de Terrnotécnía. Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales. Sevilla.

«El desarrollo tecnológico ha proporcionado a la sociedad un aumento de la calidad de vida de las personas que habitan en las grandes ciudades, pero a la vez este desarrollo ha tenido una secuela negativa muy importante como es el aumento de los niveles de ruido de forma alarmante, tanto a nivel urbano como de la propia oiuienda.» Estas líneas, tomadas de la presente publicación, exponen la necesidad cada día sentida de forma más aguda, de reducir los impactos medioambientales producidos por la tecnología, a fin de que el término calidad de vida presente un balance positivo. Así pues «Manual de Acústica, Ruidos y Vibraciones» se inserta en una de las cuestiones de interés prioritario para nuestra sociedad actual, habiendo sido al mismo tiempo tal tema el centro de la actividad profesional del autor durante sus mios de ejercicio de la misma. Un segundo punto de interés lo constituye la aparicián de una ohm que puede paliar la escasez de literatura técnica en lengua castellana dentro del campo genérico de la acústica. Con frecuencia se dice que los problemas de rú ido o no presentan dificultades o carecen de solución. Este maniqueísmo técnico tal vez encuentre su justificación en la existencia de publicaciones sobre el tema que oscilan entre un profundo, pero inoperante, contenido teórico y un pretendido pragmatismo, válido únicamente para situaciones muy restrictiuas. En este caso el autor ba logrado mantener un delicado equilibrio entre la concepción teórica y el contenido práctico. Por ello, el lector puede sentirse confiado en que será capaz de

s

evaluar y solucionar múltiples problemas en el terreno del ruido y vibraciones mecánicas. Se abordan tres campos de actuación, que con frecuencia se presentan separadamente: el ruido llamado ocupacional, característico de los centros fabriles, el mido en la edificación de origen urbano y la problemática acústica ligada a las instalaciones electromecánicas de gran incidencia en la edificación. Debido a ello la obra será de utilidad a un amplio colecti·····vO,:·c[losféóil¿6si[ueCleseinpéñáiidctividtidesde"p1:0dúc¿ion;··· Ji han de velar simultáneamente por las condiciones medio ambientales de los centros de trabajo, a aquellos otros encargados específicamente de las tareas relativas a Higiene Industrial y por supuesto a los diversos interuinientes en el proceso edificatorio, tales corno arquitectos, urbanistas, aparejadores e instaladores. Metodológicamente el texto ha sido organizado de manera que, dentro del contenido teárico, cobran mayor relieve los conceptos físicos que los desarroltos matemáticos. Tanto unos como otros se orientan de modo directo a las aplicaciones prácticas Ji dentro de ellas el autor ha seleccionado aquellas que por su dilatada experiencia profesional, ofrecen garantias de éxito. En Acústica se asiste a una nomenclatura muy dispersa, de manera que un mismo concepto físico se expresa con términos diferentes. Ello conlleva que el técnico, no especialista en este campo, roce la confusión cuando ha de emplear materiales, equipos Obibtiografia de procedencia extranjera" Es de agradecer que a lo largo del texto, se definan los términos equivalentes utilizados pOI' los diversos países, lo que posibilita el acceso a fuentes complementarias de información, sin temor a dudas o dificultades de interpretación. En su estructura los dos primeros capítulos están dedicados a los conceptos físicos propios de la Acústica, seguidos de un tercero centrado sobre «Mediciones acústicas», actividad ésta casi imprescindible cuando se trata de introducir medias correctoras en una situación dada. analizar.

6

Los criterios de exposicion al ruido constituyen el capítulo IV, que abarca los mencionados criterios en los tres campos de ruido urbano, industrial JI edificatorio. La distribución espacial del ruido es el núcleo del siguiente capítulo tras el cual se está en condiciones de atacar los Sistemas de Control que se desarrollan en el capítulo Vl1. En éste, lejos de articularse en un recetario, siempre restrictivo, se acude a la metodología genérica de abordar el problema a traués de la cadena formada por la fuente origen del ruido, el medio transmisor y el receptor. Tras un tratamiento de los Silenciadores (cap. VIII) se pasa al estudio de Vibraciones de origen mecánico en el que se incluye un amplio abanico de criterios JI elementos para la corrección de sus efectos. Finalmente, en sendos capítulos, se desarrollan específicamente los tratamientos acústicos en la edificación JI el ruido originado por los equipos electromecánicos principales de las instalaciones. El autor; Pedro Flores Pereita, es ingeniero industrial POI' la Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales de Sevilla, donde finalizó sus estudios en el año 72, tras lo cual ingresó en el entonces Servicio de Higiene JI Seguridad en el Trabajo. Amplió sus estudios sobre Acústica en Estados Unidos JI ba ejercido una labor docente durante seis años en la mencionada Escuela de Sevilla. Ha participado en programas de cooperacion con Sudamérica JI ha actuado como ingeniero consultor en el campo de la Acústica desde el afio 76, actualmente presta sus servicios en la Agencia del Medio Ambiente de lajunta de Andalucía.

Capítulo 1 Ondas sonoras

1. Ondas sonoras Cualquier perturbación producida en el seno ele un medio homogéneo, se transmite a través ele éste, llegando a alcanzar al cabo elel tiempo a todos los puntos de una superficie esférica con centro en el punto perturbado. Esta programación ele la perturbación recibe el nombre ele "movimiento ondulatorio». Se puede pues clefinir el movimiento ondulatorio como la propagación ele movimiento o de energía él través de un medio, sin propagación asociada ele materia. Cuando la dirección del movimiento ele las panículas en el medio es perpendicular a la dirección ele propagación, se dice que las ondas son «transversales». Un ejemplo físico sería el caso de un resorte estirado en posición horizontal y fijo en sus extremos. Si producimos una perturbación en dirección perpendicular al resorte, ésta se propagará a lo largo del resorte, manteniéndose en tocio instante la perpendicularidad entre la perturbación que se propaga y el movimiento de las espirales constituyentes del resorte. En aquellos casos, donde el movimiento de las partículas en el medio tiene lugar en la misma dirección de la propagación, se dice que las ondas son «longitudinales». Sería el caso del ejemplo elel muelle estirándolo en la misma dirección de su posición. El desplazamiento inicial se va propagando a lo largo del resorte, coincidiendo la dirección ele la perturbación y ele la propagación. Lasondas longitudinales representan pues un cambio de volumen, pudiéndose propagar en cualquier medio, tanto fluido C0l110 sólido, dacioque ambos poseen elasticidad elevolumen. Un caso típico son [as ondas sonoras. Lasondas transversales s610 pueden propagarse en los medios sólicios, pues en los fluidos, al no haber ninguna fuerza que se oponga al desplazamiento de unas moléculas sobre otras, no existen las necesarias reacciones elásticas que tienden a llevar de nuevo la par9

tícula desplazada a su posición de equilibrio. Un ejemplo típico son

la transmisión de ondas electromagnéticas y las ondas sonoras en los sólidos. En la propagación de un movimiento ondulatorio se define por "frente de onda» al lugar geométrico de todos los puntos clel meclio que están en el mismo estado de vibración, los cuales se hallan formando una superficie. La dirección de propagación en los medios isotropos es siempre normal al frente ele onda JI recibe el nombre cle "rayo". Se pueden definir pues [os rayos como líneas normales al frente de onda que suministran la dirección en que se desplazan las anclas. Cuando las perturbaciones se propagan en todas las direcciones a partir de un foco puntual diremos que la propagación se realiza por "ondas esféricas". Lejos del foco puntual las superficies esféricas constituidas por los frentes de ondas tienen muy poca curvatura y en áreas no muy grandes pueden considerarse como anclas planas. . En los frentes de ondas planos, tocios los puntos están en las mismas condiciones de vibración en un instante "t" y se propagan en una misma dirección. La ecuación de la propagación de un fenómeno ondulatorio en tres dimensiones viene regido por la ecuación:

Donde «c" representa la velocidad de propagación del movimiento ondulatorio y «P» la presión acústica de la onda. Si suponemos que no hay variación de la presión en la dirección "Y", Ó «Z», definiríamos la ecuación de una onda plana por la expresión:

Las ondas acústicas planas pueden definirse pues, como ondas progresivas libres unidimensionales que viajan en dirección «x» y que sus frentes de ondas son planos infinitos perpendiculares al eje «x» y paralelos entre sí en todo momento. 10

El estudio de la ecuación de un movimiento ondulatorio armónico para una onda plana puede realizarse mediante el análisis del comportamiento de un fluido en el interior de un tubo, el cual es excitado mediante un émbolo que sigue un movimiento ondulatorio sinusoidal, lo que producirá un movimiento ondulatorio longitudinal de la columna de aire dentro del tubo rígido, con un área de corte transversal constante, el cual se aproxima mucho a una onda plana . ....evrenento Amplilud punto

oe

de la banda

Con velocidad

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del VI-

brcckin ! Ao

a:Ao

Direccion dtl mOVImiento

del plslón

Distancio de sde el punto dI!' propogoc1on.x--

Fig, 1. Generación de ondas de presión.

En la flgura N.O 1 representamos el movimiento periódico del émbolo en el interior del tubo rígido y su repercusión en el fluido, produciendo a lo largo del eje longitudinal del tubo, pequeñas variaciones con respecto a la posición de equilibrio de la presión y la densidad. 11

En este análisis de movimiento hacemos las siguientes hipótesis: viscosidad nula, fluido continuo y homogéneo, proceso adiabático y medio isotropo y perfectamente elástico. Si estudiamos el aire en la proximidad de pistón observamos una serie de compresiones y expansiones producidas por el movimien-

ro del émbolo, generador de la onda sonora, con una frecuencia que vendrá definida por la velocidad de oscilación del mismo. Cuando la oscilación se repite continuamente, e! movimiento va completando ciclos sucesivos. El número de ciclos por segundo característicos de una onda se denomina "frecuencia" de la onda, la cual usualmente se mide «hertz», siendo 1 hertz = 1 ciclo/sg. El tiempo transcurrido en un ciclo se conoce por «período», que se simboliza por «T». 1

f

T

A menudo, la frecuencia suele venir dada en términos de frecuencia angular. Para una frecuencia de vibración f, le corresponde una frecuencia angular w, dada por: 27rf

=

w

La velocidad de propagación de las ondas sonoras depende de la masa y de la elasticidad de! medio. Para el aire, la elasticidad es función de la presión atmosférica, la cual a su vez está relacionada con la temperatura y las condiciones higrométricas. Para condiciones normales de transmisión del sonido en el aire, la expresión de cálculo de la velocidad de transmisión de una onda viene dada por:

c=~ e = velocidad en m/sg. Po = presión atmosférica en Nw/m? e densidad de! aire en Kg/rn" 'Y

=

1,4

=

Cp/C"

Para O "C, 1 atmosfera, la velocidad de transmisión del sonido en el aire es de 331,20m/sg. 12

Para otras condiciones de temperatura, la velocidad de transmisión viene dacia por la expresión: e

=

+

331,20~1

T 273

Para condiciones normales de un local, la velocidad del sonido es prácticamente 340 m/sg. La velocidad de propagación de las ondas sonoras en otros meelios distintos del aire viene dada por:

.c=~ Donde E es el módulo ele Young en Nw/m' para transmisiones en medios sólidos y el módulo de Volumen en Nw/m? en medio líquido, y Q es la densidad del medio en Kg/m>, Se define por «longitud de onda», A, la distancia entre dos picos máximos sucesivos ele presión o entre dos picos mínimos sucesivos de presión en una oncla plana. La relación de A, «C", y «f», viene dada por la expresión:

e e f

= A

cT

f 27fc w

"?:_1í k

k es conocido por «número de ancla". Se define como «desplazamiento» la distancia existente entre una posición instantánea de la vibración ele una partícula y la posición media del desplazamiento de la partícula. La «amplitud» se define como el desplazamiento máximo que experimenta una partícula en vibración. La amplitud de vibración del sonido ambiental es prácticamente despreciable, del orden ele 10-7 hasta algunos mm. Las más pequeñas amplitudes corresponden a sonidos que son prácticamente imperceptibles, mientras que las más altas amplitudes corresponden a sonidos molestos.

13

En la tabla I, se dan los valores de «W", y "k» en función de las frecuencias seleccionadas para una propagación del sonido en aire a 21 oC y para una velocidad de aire ele 344 m/sg.

TABLA1. PARÁMETROSDE ONDASSONORAS f (Hz) 25 31,5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1.000 1.250 1.600 2.000 2.500 3.150 4.000 5.000 6.300 8.000 10.000

12.500 16.000 20.000

14

w (rad/seg)

f.. (m)

K (111-1)

157 197 251 314 395 502 628 785 1.004 1.256 1.570 1.970 2.510 3.140 3.950 5.020 6.280 7.850 10.040 12.560 15.700 19.700 25.100 31.400 39.500 50.200 62.800 78.500 100.400 125.600

13,76 10,92 8,60 6,88 5,46 4,30 4,55 2,75 2,15 1,72 1,37 1,09 0,86 0,69 0,55 0,43 0,34 0,27 0,22 0,17 0,14 0,11 0,08 0,07 0,06 0,04 0,03 0,03 0,02 0,02

0,456 0,575 0,730 0,912 1,150 1,460 1,825 2,283 2,920 3,651 4,56 5,75 7,30 9,12 11,40 14,60 18,25 22,83 29,20 36,51 45,6 57,5 73,0 92,1 115,0 146,0 182,5 228,3 292,0 365,1

2. Interferencia

de ondas

Cuando un punto de UI1 medio es alcanzado simultáneamente por dos ondas que se propagan en diferente dirección, el punto es sometido a una nueva vibración que es suma algebraica de las que realizaría si fuera alcanzado primero por una ele las ondas y después por la otra. Además, el punto propaga ambas ondas sin que por el hecho del encuentro se produzca ninguna modificación en ellas. Este fenómeno se conoce por el «principio de la superposición» sin deformación. El término «interferencia» se suele utilizar en Física para referirse a efectos producidos cuando coinciden dos o más ondas en la misma región del espacio. Una ilustración del «principio de superposición» y la aparición ele la interferencia se da en la figura N.O 2 Y figura N.O 3.

u

,._ u

~ Ib I

la I

_}\_ (d I

( e)

Fig. 2. rnterfcrcncía

constructivas de ondas.

u

u

( a)

Iel

u

~

lb)

(dI

Fig. 3 lnrerferencía destructivas de ondas.

En la figura N.O 2, dos impulsos ondulantes idénticos se acercan el uno al otro, produciéndose una interferencia constructiva.

15

En la figura N? 3: se da el fenómeno cle interferencia destructiva, en la cual aparecen dos impulsos, Lino positivo y otro negativo ele la misma amplitud, con desplazamientos opuestos que se encuentran en un momento dacio produciéndose la cancelación (e) y el posterior alejamiento, recomponiendo cada uno su forma de impulso.

2.1. Ondas estacionarias Un caso especial de interferencias se produce cuando en un medio se propagan dos trenes idénticos de ondas que se mueven en la misma dirección pero en sentirlo contrario. La superposición de las dos ondas ele origen da Jugar a una nueva onda de la misma longitud de las componentes, pero con la particularidad de que la stnusoíde representativa de la misma no parecería desplazarse sino que permanecería estacionaria. Un ejemplo típico se observa, cuando en una cuerda sujeta por un extremo se sacude periódicamente el otro extremo. Las ondas producidas se interfieren con las reflejadas en el extremo fijo. Esto se aprecia en la figura N.O 4. v v

Fig. 4. Ondas Esraclnnanas

Las ondas estacionarias se caracterizan porque allá donde se producen, existen regiones del medio llamados «nudos», separadas entre sí por >J2, que permanecen siempre en reposo, y otras llamadas «vientres», separados A/4 de las anteriores y distantes entre sí A/2, donde la perturbación es máxima. El ejemplo de la cuerda, se puede hacer extensivo a la propagación ele una onda sonora en un local; ciado que al reflejarse esta sobre una superficie, se produciría una onda estacionaria en el local, por superposición de las ondas incidentes y reflejadas que darán origen a las frecuencias naturales del local que posteriormente estudiaremos en otro capítulo. 16

3. Leyes de las ondas sonoras 3.1. Princípio de Huygens En tocla proyección de un movimiento ondulatorio, cada punto ele un frente ele onda genera una nueva onda. La envolvente de [ocias estas ondas secundarias sed el nuevo frente ele oncla. Si Al BI es un frente de onda procedente del foco sonoro F, figura N." 5, según el principio de Huygens todas las moléculas que la constituyan serán a su vez focos engendradores ele nuevas ondas secundarias, el arco A2 B2, tangente a rodas ellas, será el nuevo frente ele onda.

Fig. 5. Principio ele Huygens. Frente de ondas.

La conclusión que definimos es: el sonido se propaga en forma de frente de ondas esféricas y concéntricas al punto emisor; cada frente de ondas está formado por un número infinito de frentes de ondas esféricos ele las partículas elel aire en movimiento.

3.2. Reflexión Cuando un sonido que se transmite en un medio determinado chocon los objetos presentes, parte ele la energía es reflejada. La 011da reflejada conserva la misma frecuencia y longitud ele onda que la onda incidente, aunque disminuye su amplitud y, por tanto, su

Cl

17

mtensidad. Además se produce en la onda reflejada un cambio ele fase, es decir un desplazamiento ele unos 180°. Dos aspectos hay que tener en cuenta en relación con la reflexión elel sonido. Primero, que el ángulo de incidencia de un rayo sonoro es igual al ángulo de reflexión elel rayo reflejado. y segundo, que al chocar con cualquier obstáculo, la onda reflejada actúa C0l110 si procediera de una fuente sonora virtual situada detrás del obstáculo, y a una distancia igual a la de la fuente sonora real. Al mismo tiempo caela punto elel obstáculo es una fuente real de nueva onda secundaria, llamada oncla elemental. fiF /'Í I

/1

/1 / / /

I

I

/11 /

/

I

I

I

I I I

,

/;;; /iv:.\ \

~

11 / / / ./ I

Fig. 6 Reflexión sonora en superficie plana.

\

\:\

1- '"""-,

\

1 /~\ r" \ \ \ \ I / \,1 \ v F

El comportamiento de las ondas reflejadas depende por tanto, de la forma del local y de las características de su superficie. Así, cuando la superficie es plana, la onda se refleja de acuerdo con las leyes de la reflexión, el ángulo de incidencia es igual al de reflexión. Fig. 7. Reflexión sonora en distintas superficies

Sonido

Sonido re-fle-jado

P1.ANA

18

CONVEXA

CONCAVA

Si la superficie es convexa la onda se dispersará y si la superficie es cóncava se produce un efecto de concentración ele ondas, conocido por "efecto focusíng», la representación gráfica de estos fenómenos aparece en la figura N.O 7.

3.3. Difracción Para explicar la forma en que el sonido rodea un obstáculo, o bien, se propaga a todo un ambiente a través de una pequeña apertura

Fig. 8. Difracción sonora. Formación de sombra acústica.

es necesario basarse en el ya definido principio de Huygens. Esta forma ele propagación del sonido se conoce por difracción. Cuando un frente de onda rodea un obstáculo, figura N.? 8, los distintos frentes de ondas se convierten en centros emisores, en aquellos puntos que son interceptados por el obstáculo, envolviendo al mismo obstáculo, produciéndose zonas ele sombras acústicas por interferencia de estas ondas. La forma en que se produce el fenómeno de difracción para distintos tipos de obstáculos se da en la figura N.O 9. Para H' H

no se producirá sombra acústica. se producirá sombra acústica.

Doncle H : dimensiones del obstáculo. " : longitud de onda del sonido. 19

H

1

F \ \

\_~)J .

Pig. 9. Difracción acústica sobre distintas superficies.

S,~,S

~

3.4. Refracción Recibe el nombre ele refracción el cambio ele dirección que sufre una onda sonora al pasar de un medio a otro de distinta densidad. Este cambio se produce por la variación que sufre la velocidad de la oncla al pasar de un medio a otro.

3.5. Dispersión Cuanclo las dimensiones de la superficie del objeto donde se refleja un sonido son muy pequeñas comparadas con el valor ele la longitud de onda, ocurre que no se verifican las leyes de la reflexión, ya que la onda reflejada no satisface la ley básica sobre la igualdad de los ángulos incidente y de reflexión. Este fenómeno es similar al que se produce en un lago cuando tiramos una piedra, si hubiese una estaca que sobresaliese ele la superficie, observaríamos cómo las líneas cortarían la estaca y pasarían de largo. Si el obstáculo fuera mayor las ondas al chocar con él producirían una ancla reflejada. Detrás del objeto, existiría una zona ele relativa calma donde se producirían ondas de refracción. Si se aumentara el número de estacas, veríamos como se rompe la onda y se provoca la dispersión de la misma. 20

Por tanto, se deduce como [os sonidos muy agudos, de frecuencia elevada, es decir, longitud de onda del orden de unos cinco centímetros, se reflejan fácilmente en las superficies pequeñas. Si la onda choca con una superficie más pequeña que la longitud ele oncla, la onda resulta dispersada en dicha superficie. La dispersión puede lograrse mediante superficies escalonadas o bien onduladas, como una lámina de fibrocemenro, por medio ele superficie cóncavas y convexas o por un mosaico de superficies absorbentes y rcflejantes,

3.6. Eco El oído humano mantiene la excitación después de 1/15ele segundo (66 milisegundos) una vez que el sonido ha cesado. Si dos sonidos

se producen con una diferencia de tiempo igualo inferior a 1115segundos, al oído le parecerá que son simultáneos. Así cuando por efecto de una superficie reflectora oímos primero el sonido original y después el reflejado, si el retraso de tiempo es superior a 1115 segundo, entonces decimos que se ha producido eco. Para el estudio de condiciones acústicas de locales se acepta como límite de separación entre dos sonidos 1/17 ele segundo, yen este tiempo la onda recorre unos veinte metros. Lo ideal es evitar las superficies productoras ele eco y cuando existan dichas superficies se deberán cubrir con materiales absorbentes, en las que el eco resultante por las ondas reflejadas sea prácticamente nulo.

3.7. Resonancia Este fenómeno se produce cuando al chocar una onda contra un objeto, hace entrar en vibración a dicho objeto, ele forma que éste se transforma en una fuente sonora. Este fenómeno se representa cuando el objeto tiene un período ele oscilación propio igual al de la onda incidente. Suele ocurrir que los tabiques ele madera, cielos rasos y pisos ele madera) producen estas resonancias o vibraciones para el rango de frecuencias correspondícnre a la palabra o a la música. No obstante, aunque la importancia de la resonancia es indiscutible, no juega ningún papel en el estudio de las condiciones acústicas ele un local. 21

Capítulo II Magnitudes y niveles de medidas

l. Presión sonora Las fluctuaciones de la presión atmosférica por encima y por debajo del valor estático, producido cuando se propaga una onda sonora a su través es conocido por "presión sonora»: En la figura N,? 10,se representa esquemáticamente este fenómeno.

Fig. 10. Generación de ondas sonoras

El valor mínimo de presión sonora que una persona adulta puede oír es del orden de 2 x 10-5 pa o Nw/rn", mientras que la presión atmosférica normal es del orden de 105 Pa, El concepto de presión sonora es muy importante en el estudio acústico ya que es el concepto más fácil de medir y a él se referencian otras unidades de medida.

2. Impedancia acústica específica Se define para una onda sinusoidal que se desplaza en un medio, la «ímpedancia acústica específica», como la relación, real o compleja, existente entre la presión acústica de la onda y la velocidad 22

de la partícula,

para la partícula z

=

tipo en la onda sonora

P

Presión, Nw/m'

c

Velocidad, m/seg.

presente.

Para la onda acústica plana armónica que se mueve en dirección X, positiva o negativa, se cumple -Q

z

-

cwa wa

= 'Q

e rayls

A QC se le conoce como impedancia característica o resistencia del medio ambiente en rayls. En la tabla Il, se da el valor de la impedancia característicos para distintos materiales. TABLA 1I. CARACTERÍSTICAS FÍSICAS DE LÍQUIDOS

Iernpe-

Densidad

rarura

Kg/m>

oC

o

20 13 20 20

998 1.026 i90 1.260

O 20

1.293 1,21

Y GASES

Módulo de Coeficiente Bulk Relación de Velocidad Impedancia de Nw/m2 calor m/seg característica viscosidad BT(xI09) específico rnks. rayls Nwxseg/m2

e

Líquido Agua pura Agua del mar Alcohol

Glícerina

2,18 2,28

1,004 1,01

1,481 1,500 1,150 1,980

1,48x 106 0,001 1,54 x 10(, 0,001 0,91 x 106 0,0012 2,5x 106 1,2

G(IS

Aire Aire Oxígeno Vapor

O

100

1,402 1,402 1,40 1,324

1,43 0,6

336,6

343 317,2 404,8

428 415 453 242

0,000017 0,0000181 0.00002 0,000013

Para ondas progresivas planas o estacionarias, la impedancia acústica específica variará de punto en punto en la dirección X, quedando definido por la ecuación, z

P

= r + ix rayls e Donde, z es la impedancia acústica, r la resistencia acústica específí= --

23

ca, x la rcactancia acústica específica de la onda considerada.

del medio

para el movimiento

3. El decibelio En investigaciones técnicas ele fenómenos acústicos es conveniente expresar la presión sonora, intensidad sonora y potencia sonora en Pa, NW/1111 v warios respectivamente. No obstante, en la práctica, estlS medidas no son usuales debido a los grandes márgenes de variación. por lo que se utilizan escalas logarítmicas que reducen considerablemente los márgenes ele medidas, cI:.II1do unas mediciones perfectamente aceptables v exactas. Por ejemplo, el rango audible de una persona normal es del 01" den de 10-11 a lO \VIl) ...2, el uso ele la escala logarítmica reduce este rango de 10" a 1:'>0. El decibelio, <.lB, aparece C0l110 una unidad adimcnsional, para expresar una proporción o relación entre dos encrgras, que pueden ser acústicas, cléctrtcas o mecánicas. cll3

E 10 Ig -,1:"

Las constantes ;lCústicas de presión, intensidad y potencia sonora, el', la pr.icrica no se utilizan como tales, sino refcrenciadas a una 1):1se de referencia. Su unidad es el decibelio y se referirán para níveo k's de presión. de inunsidad y de potencia sonora.

[ l'

__ L.._

hve l P¡('~"

Tiempo

Fig~ 11 Funciones "k:llorias

2·j

l'stacionari
4. Valor pico, valor medio y valor

cuadrático medio (RMS) No obstante a los valores definidos por los niveles, existen medidas, las cuales varían con el tiempo y a veces es necesario conocer sus valores. En la figura N.O 11 se representan. El valor JUvIS(root mean square), es la magnitud más COI11(lI1l11ente utilizada y está directamente relacionada con la cncrgí» contenida en la señal. Esta magnitud viene definida por:

Arms =

1 T

f.

T [

lal 2-dt

]

El valor medio ele la señal viene dado por:

A medio

= -

I T

f

T

lal dt

1)

El valor pico, A pico, es el valor ele la amplitud máxima de la onda en el período T, considerada. En el caso particular de una señal sinusoidal, la relación entre estas tres expresiones es tal C01110: 7f

5. Densidad de energía La densidad de energía de una onda sonora, es la energía por uni-

dad de volumen en un medio dado. La energía que contiene una onda sonora es ele una parte potencial debido al desplazamiento del medio v ele otra cinética, debido al movimiento ele las partículas del medio. La suma ele la energía cinética yo potencia es un valor constante. Podríamos asimismo decir que la energía cinética es el resultado de 1;1 velocidad ele las partículas y de la potencia como resultado ele I;¡ presión sonora. La energía total es propagada con la velocidad del sonido. r) _

La cantidad de energía por unidad de volumen de una onda sonora es medible por su densidad de energía. Para una onda sonora plana, la densidad de energía E, por medida de volumen viene ciada por:

Donde: E, es la densidad de energía en W s m-3 p2RMS' presión cuadrática media en Pa, o Nw/m-' a. densidad del aire en Kg m-3 e, velocidad del sonido en m seg='

6. Intensidad sonora La intensidad acústica se define como el valor medio de la energía que atraviesa la unidad de área perpendicular a la dirección de propagación del sonido en la unidad de tiempo. Dado que la densidad de energía posee distintos valores para tipos diferentes de campos sonoros, tenemos las expresiones de: • Ondas progresivas libres. Ondas planas.

(lc

W -'l:E·c S

• Campo reverberante. Igualdad de flujo energético en todas direcciones.

Donde

p2RMS (! C

26

Presión cuadrática media en Pa, Nw/m? Densidad del aire en Kg m-3 Velocidad del sonido en m sg-I Intensidad en Wm-2

7. Potencia sonora Se define como la cantidad de energía acústica generada por una fuente en la unidad de tiempo; su unidad es el watio. Se relaciona con la intensidad, por la expresión:

Donde W 1

Potencia acústica en watios Intensidad acústica en wrrr=' Distancia de la fuente en m

r

8. Relación entre potencia, intensidad y presión sonora {lc

W QC

/wel:. = PRMS = ....t=r": '1 471"r2

F eC I

9. Nivel de intensidad sonora Se define normalmente por IL o por SIL o LI Viene definido por lL

=

10 19-

E

Eo IL IL lo

lL

=

10 19 (

10 19~ 471"10

-!:)

=

=

10 19 l -

10 19

(+0 )

10 19 lo

Nivel de Intensidad en clB Intensidad de referencia = 10-12 wm-2 SIL = LI = 10 19 I + 120 dB 27

10. Nivel de potencia Se define

normalmente SWL

=

\Y!

por SWL o Lw. Su expresión

E W,t 10 Ig -= 10 Ig -, En Wd~t

Se toma como unidad SWL SWL

sonora

de referencia

W

10 19--

Wo

W() = 10-12 watios

10 Ig W - 10 Ig W" = 10 lg W + 120 Nivel ele potencia sonora en elB Potencia Sonora en w de la fuente

Los valores ele potencia a continuación.

Potencia

sonora

en watíos

con sus respectivos

10(;

180

10'1

160

10" 10 ..2

140 120 100

lo-,j lO-lO

80 20

10-12

O

11. Nivel de presión sonora Se define por SPL, Lp o NPS y viene dado por:

SPL

E 10la-<"> Eo QC

p2 101g~

p2nllso

niveles se clan

Nivel de Potencia ref. lO-2 w.

1

28

es,

Pll' 20 Ig _1_'_' .._ F\mso

el valor que se toma de referencia

Normalmente

SPL

20 Ig Prms - 20 Ig Prrns

srL

20 Ig Prms + '14

=

es ele 2 x lO"_'sPa.

20 Ig Prms + ~

SPL Nivel ele Presión Sonora en elB Prms Presión cuadrática media en Pa o Nw/m? Prmo "" Presión cuadrática media de referencia, 2 x )()..-5 Pa

12. Relación entre niveles de intensidad y presión sonora Paraestudiar las relaciones entre los niveles de intensidad y ele presión sonora en campo libre, será suficiente con que relacionemos sus expresiones:

.

p2

r

1'2

10 Ig---

SIL= 10Ig--

10 Ig--·

QC

¡rd'

1

p2rcf

rcf

p2

p2ref

+ 10lg

10 Ig --QC

1

p2n:f

rd

QC 1 . re!

de donde, Si hacemos: p1rcr

K

QClr<:f

nos queda:

SIL

=

SPL + 10IgK elB

ref. 10-12 watios/m! La constante K, depende de las condiciones a 111 bicntales ele presión El valor ele K puede hacerse igual a Q . c/400.-'

y temperatura.

Si, 10 Ig K

1)2 _ITL rn:f

e

=

0,

4 X 10---10 10-12

K

=

1

400 lVIKSrayls

29

La ecuación

(1) se puede

SPL

=

expresar

de la siguiente

forma:

SIL .....10 19 K dE ref. 2 x 10-5 Nw/rrr'

Cuando la presión atmosférica es de 1,013x 105 Nw/rn/ y la temperatura 38,9 OC (102°F), c = 400 MKS rayls, Si t es 22 oc y P, = 1,013X 105 Nw/m", c = 412, este valor nos representa que: 10 19 412 =-°71 3 dE 400 Luego para condiciones casi normales se puede hacer la suposición de que: SPL

=

SIL

Haciendo las suposiciones de que la intensidad es uniforme a través del área S, los niveles de intensidad y de potencia sonora están ligados por las siguientes expresiones: w

SWL = 10 19 -10-12

1 10-12

= 10 Ig --

+ 10 19 -

S So

SWL = SIL + 10 19 S dE ref, 10-12 w donctC, S So

Si s

superficie en m? 1 m2 superficie de referencia SWL

=

SIL

13. Fuentes múltiples Muy a menudo en los problemas de control de ruido nos encontramos que el nivel de ruido que hay en un punto determinado, depende de más de una fuente sonora; estudiar la contribución de cada una de ellas es un problema fundamental a tratar. Si tenemos una serie de fuentes sonoras con potencias ele W 1, 30

Wz,""

Wn watios, la suma de estas potencias será: W( = W1 + W2 + ... + Wn

Normalmente dispondremos de los SWL, de cada fuente en vez de las W¡, como ya anteriormente se expuso, por lo que el obtener el SWL(, o sea, el nivel de potencia total se realiza C01110 sigue: SWL¡

W¡

W

=

=

w· Wo

10 Ig --'

SWL· W" antilog ---( 10

f

antilog SWL 1 + antilog SWL 2 10 10

1

+ antilog SWLn 10 ]

esto se puede expresar de la forma: SWL, ~ 10

¡gro"".,,,o +

lO'wc.", ... + 10"".100]

El obtener la presión total en un punto a partir de una serie de fuentes sonoras que en este punto originan independientemente una presión determinada, es un problema similar al anterior ya que debemos operar con los niveles de presión en vez de con las presiones. Como dedujimos anteriormente: SPL¡

=

10 19 (~)

2

PI'

(S~~i)

antilog

=

n

10 19

[ i~1

SPL¡ 1010

SPL¡)]

(

10

10

dE

Para n fuentes iclénticas SPL¡

SPL,

=

10 19 1010 + 10 19n

SPL1 + 10 19 n

31

Se pueden utilizar procedimientos de suma de niveles sin necesidad

aproximados para la realización de utilizar logaritmos, con la ob-

tcnción de unos resultados aceptables para aproximaciones )' tanteos. El procedimiento es como sigue: DlfEHENClA

DE NIVELES

SPLI

-

VALOR NUMÉRICO

SPL2

A

() a 1 <.113 1 a .) clB 4 a 9 dB

1()

Ó

+:) dB -1-.2 «n + I dB + O c1B

mris dB

La operación será: SP'-, = 5PLI suma

+ A, dl3

La obtención gráfica de la suma ele idénticos niveles ele ruido puede hacerse conla Fig. N. () 11, donde en ordenadas se representa el número de fuentes y en abscisas el valor a SUJ11:lrel nivel considerado.

14. Sustracción de niveles Las operaciones de resta de niveles ele presión, potencia o intensidad sonora se realiza siguiendo la misma secuencia que la utilizada para la su ma, esta es: SPL¡ = 10 Ig

(+)2 [ r

SI'I.,

SPL,

lO-¡-¡¡

SPL¡l

1 ()

S 1'1.11 111

( I:J T)

1 =

(1:,\ )2 ('~)2 +

f

r

( ~T)2 (JJL) 2

( ~)2

1,

Ir

SPL\

Pr

r

=

SI'L11

10-1-0

Pr

)2

P -;( Ir

10 Ig

SPLT

1O---¡¡¡- -

=

10 Ig

[SI'10-J .'r 1-0

-

SPJ'B] dB

10-1-11

Se utiliza asimismo un procedimiento aproximado para el cálculo de sustracción de niveles sin necesidad de utilizar los logaritmos. El procedimiento es como sigue: DIFEHENCIA DE NIVELES SPLt

VALOR NUMÉRICO

SPLJ

6 a 9 dB 5 a 4 dB

13 O elB 1 e1B 2 clB

3 dB

3 elB

2 dB 1 dB

5 e1B 7clB

-

r'vlásde 10 elB

La

operación será: SPLdiJi:rl'I)('Í;t = SPLT

B dS

-

15. Determinación del valor medio de niveles de presión, intensidad o potencia sonora SPLT

=

,~

SPL

=

s:::.¡ ]

10 Ig [.~

10

elB

J

1)

SI'J.i] e1B

_1_ I: 10-11-)

10 Ig [

n

,~J

33

ilL(dB) 3

2

"r'1\ f--

_.f'\

f--

--t

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DETERMINACION DE SUMA DE N NIVELES DE RUIDO IDENTICOS I.lL(dB

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6

7

8

9

10 (Ls-t-N-LNld-B

DE LA DIFERENCIA DE DOS NIVELES

DE RUIDO

Puede determinarse

este valor ele forma aproximada

mediante:

11

SPL

Para SPL¡ máximo

-

L: SPL¡ + J clB

n

¡~I

SPL¡ mínimo

~ 5 dB

n

SPL

Para 5 elB

SPL¡ máximo

L: SPL¡ + 1 dB

n -

¡=I

SPL mínimo

< 10 dB.

l';ígin;¡ .tntcric»: I'ig. 12. Ah;¡cos para dctcrminactuncx

de operaciones

arill11L'tic¡s con nivclc« de ruido.

35

Capítulo

III

Medidas de sonidos y vibraciones

1. Medidas de sonido El estudio o análisis de cualquier problema de sonido o ruido requiere disponer de unas medidas fiables y precisas del mismo. Las medidas de éste, pueden realizarse antes de que surja el problema, caso típico de planificaciones urbanísticas, cuando existe el problema a fin de estudiarlo tanto a nivel de valoración como para su corrección y, por último, se necesitan nuevas medidas una vez llevadas a cabo las acciones correctoras a fin de valorar la idoneidad de las correcciones realizadas. Los análisis o medidas a realizar de este fenómeno ñsíco dependerán fundamentalmente del objetivo de la misma. Para medir el ruido del transporte o el existente en aeropuertos se utilizan equipos y parámetros diferentes de los necesarios para obtener una información detallada de un ruido ocupacional y también claramente diferentes cuando se desean obtener datos sobre la acústica de un edificio o de su aislamiento, el tiempo de reverberación, etc. Por todo ello, se deberá disponer de una clara información de los sistemas y equipos de medida así como de los parámetros a medir antes de evaluar un problema o una situación.

2. Análisis

O

índices de medida

Básicamente distinguiremos tres tipos de análisis de ruidos: - Análisis espectral del sonido. - Análisis y valoración del ruido ambiental. - Análisis y valoración del ruido ocupacional. 2.1. Análisis espectral del sonido Esta técnica consiste en la determinación del contenido energético de un sonido en función de la frecuencia. La medida de estos pará-

36

metros se realiza mediante analizadores espectrales, los cuales operan mediante la utilización ele filtros electrónicos que actúan sobre los intervalos de frecuencia predeterminados, valorando el conténielo energético del sonido en este intervalo. Los parámetros definitorios de un análisis espectral son:

- Filtro: Son circuitos electrónicos que actúan separando oscilaciones sobre la base de su frecuencia. - Frecuencias Nominales de Corte Superior e Inferior: Son aquellas frecuencias, por encima y por debajo de las frecuencias ele máxima respuesta de un filtro, a la que la respuesta ele la señal sinusoidal es de 3 elBpor debajo de la respuesta máxima. Caso típico de actuación de un filtro es el representado en la figura N.O 13 para un filtro de Banda de Octava.

dB

o -3

44

53

a8

HZ

Fig. 13. Filtro acústico de Banda de Octava, fe = 63 Hz.

- Banda Pasante: Es el margen de frecuencias comprendida entre las frecuencias de corte superior e inferior. - Filtro Pasahanda: Es un filtro cuya única banda pasante se extiende desele una frecuencias ele corte inferior, mayo de cero, y una superior por encima ele ésta. 37

-

Anchura de Banda Nominal: Es la diferencia entre las dos frecuencias nominales de corte. Puede expresarse en Hz, o en porcentaje de la banda pasante. Una forma habitual de expresión es: Anchura

% '" -

Af

x 100

fe

Af '" Anchura de la banda en Hz. fe = Frecuencia central en Hz. - Anchura de Banda Constante: Se considera como tal, cuando la diferencia entre ambas frecuencias de corte es siempre idéntica en distintas bandas. Se utiliza para un análisis detallado de una señal sonora. - Anchura de Bancla Proporcional: Cuando el ancho ele banda es proporcional a la frecuencia se elice que la anchura de banda es proporcional. Las más utilizadas son: - Banda de Octava. Intervalo de frecuencias tal que su extremo superior es doble que el inferior.

Las octavas se caracterizan por su frecuencia central, definida por su media geométrica. fe

=,y

f1

X

f2

- Tercio de Octava. Son los tres intervalos en que queela dividida una octava. Sus frecuencias ele corte superior e inferior quedan relacionadas por:

Los análisis espectrales más utilizados son los de bandas de octava, y si es necesario una mayor precisión se utilizan los de tercios ele octava. Las frecuencias de corte normalizadas para ambas modalidades de análisis se presentan en la Tabla III. 38

TABLA III. VALORES NORMALIZADOS DE LAS FRECUENCIAS CARACTERÍSTICAS DE CORTE DE LAS BANDAS DE OCTAVA Y TERCIOS DE OCTAVA Frecuencias Octavas Frecuencia inferior

Frecuencia central

(Hz) Tercios de octava

Frecuencia superior

11

16

22

22

31,5

44

44

63

88

88

125

177

177

250

355

355

500

740

7aO

l.000

1.420

1.420

2.000

2.840

2.840

4.000

5.680

5.680

8.000

11.360

11 360

16.000

22.720

Frecuencia inferior

Frecuencia

central

Frecuencia superior

14,1 16 17,8 17,8 20 22,4 22,4 25 28,2 28,2 31,5 33,5 40 47,7 35,5 44,7 50 56,2 56,2 63 70,8 70,8 80 89,1 89,1 100 112 112 125 141 160 141 178 200 224 178 224 250 282 282 315 355 400 447 355 447 500 562 562 630 708 708 800 891 1.000 1.122 891 1.122 1.250 1.413 1.600 1.413 1.773 1.773 2.000 2.239 2.818 2.239 2.500 2.818 3.150 3.548 4.000 3.548 4.467 4.467 5.000 5.623 6.300 5.623 7.079 7.079 8.000 8.913 10.000 11.220 8.913 11.220 12.500 14.180 20.000 17.780 22890 39

De acuerdo con lo expuesto, la representación gráfica de un análisis espectral de un sonido variará según el ancho de banda considerado en su análisis. Esto es, cuanto más estrecho sea el ancho ele banda utilizado en el análisis, se dispondrá ele una información de la distribución energética del sonido. Usualmente un análisis de banda de octava, proporcionará suficiente información. Si se desea una mayor información se recurrirá a un análisis en tercios de octava y normalmente no se acude él un análisis en banda constante a no ser un caso ele investigación muy particular. En la Figura N." 14, se realiza una representación de análisis en banda de octava, en tercio de octava y en ancho ele banda constante de 2 Hz para un mismo sonido. Como puede apreciarse es claramente diferente el resultado de cada análisis. El análisis global de un sonido a partir de su análisis espectral se realiza de forma elemental mediante las técnicas expuestas ele adición de niveles para fuentes múltiples. 'oor-~---r--~--:-----~------~-----¡---r--T-~~-¡~ 1---"--,¡__j.J...... ~~ -

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FRECJF.NefA

•

en Hz

Fig. 14. Representación gráfica de distintos análisis espectrales para el mismo sonido.

40

o CD -3 "O

e

Il>

0-\0

¡;; V ::J

a.

'"~ -20

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U

U ::J

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20

50

\00

200

500 707

lK

21\

51\

10K

14\ 4

Frecuencia (Hz)

Fig. 14 bis, Respuesta típica de un analizador de Banda Octava,

2.2 Medida y análisis del ruido ambiental El ruido ambiental se caracteriza por su aleatoriedad en el tiempo

y es necesario realizar dtfercntes medidas para tener un conocimiento adecuado del problema, La variación de los niveles de ruido (SPL)en el tiempo se muestra en el registro gráfico ele la Figura N." 15, Dada la complejidad que representa la aleatoriedad del ruido se utilizan distintos medios de valoración, los cuales pueden agruparse en análisis de sonoridad, en valoraciones del energético, en determinaciones de la variación temporal mediante procedimientos estadísticos y, por último, en forma ele parámetros especiales para definir situaciones específicas, 2.2.1. Valoración de la sonoridad

Mediante la sonoridad se pretende valorar o cuantificar la medida de los niveles de presión sonora (SPL) de un sonido o ruido. La medída elelos SPL suele realizarse en forma de medidas objetivas yen forma de medidas subjetivas. 41

Las medidas objetivas de la sonoridad representan el valor eficaz del nivel de presión sonora, SPL, y se dan en dB. Las medidas subjetivas de la sonoridad representan valores de los SPL corregidos mediante filtros de frecuencia, que pretenden simular condiciones especiales de respuesta del oído al ruido. n nl::J:::::i

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I

S

2 Tiempo _________

Fig. 15. Registrográfico del ruido de tráfico

Los filtros de frecuencia normalizados que se emplean en la medida de la sonoridad, están realizados mediante circuitos electrónicos que actúan sobre el contenido energético espectral elel sonido a meelir,disminuyendo o amplificando niveles elesonido prefijados a una frecuencia determinada, integrando el valor global, considerando éste como suma de fuentes múltiples. lOr---,----.----,---,---,--..,---,----.----,---,

.

-c o

~ ~ z

10

50

100

rcc Frt'(oC'n(1('I

42

500

con Hz

HlOO

1000'

~ 000

10000

JO

eco

TABLA IV. RESPUESTAS NORMALIZADAS DE FILTROS DE FRECUENCIAS Respuesta

Frecuencia central

Hz 25 31,5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1.000 1.250 1.600 2.000 2.500 3.150 4.000 5.000 6.000 8.000 10.000 12.500 16.000 20.000

relativa

O

atenuación

(dB)

e

B

A

-20,4 -17,1 -34,6 -14,2 -11,6 -~_.2 /.-)'-) - 9,3 C_~.§J-·· -22,5 7,4 -191 5,6 .._..• _!"=-",\ 4,2 " ~16,1 / "-..- -··-1-T;-,r 3,0 2,0 -109 1,3 .. ~ .. , 0,8 - 48 0,5 .....:_:_3 ·2---.... 0,3 . ~'2:.-····r~~-' - 0,1 - 0,8 -44,7

4,4 3,0 2,0 1,3 0,8 0,5 0,3 0,2 0,1

..-39,Z{)

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o o o o

°o O

°

0,1 - 0,2 0,4 0,7 1,2 1,9 - 2,9 - 4,3 - 6,1 - 8,4 -11,1

/

°0,1 0,2 0,3 - 0,5 0,8 1,3 2,0 3,0 4,4 6,2 8,5 -11,2 -

Pag. anterior. Fig. 16. Curvas de respuesta de los filtros normalizados A, B, C y D.

43

El valor cuantitativo en dB, ele [os SPL que han sido disminuidos o amplificados, es [o que se conoce como respuesta o atenuación de un filtro. Los filtros normalizados que poseen la mayoría de los equipos son los A, B Y C, cuyas respuestas relativas o atenuaciones en el espectro se clan en la Tabla IV

La representación gráfica de las respuestas c1eestos filtros se da en la Figura N,? 16. Las medidas de sonoridad realizadas con equipos adecuados utilizando las escalas o respuestas A, B, C o D se expresarán en dBA, dBB, elEC y elBD respectivamente. Parece ser que el filtro A, simula ele forma aceptable la respuesta del oído humano a ruidos ambientales y es esto que se utiliza el dBA para expresar el nivel ele sonido que realmente oye el hombre. 2.2.2. Evaluación del contenido energético

El contenido energético del ruido en el tiempo suele utilizarse para valorar las molestias y para comparar diferentes fuentes de sonido. Los parámetros más utilizados para definir el contenido energético de un ruido en el tiempo son: - Nivel de Presión Sonora Continuo Equivalente (Leq) Es un parámetro que mide la cantidad de energía fluctuante de un sonido. Se define como el nivel de presión sonora que tendría un sonido en régimen permanente con igual energía que el sonido fluctuante que se trata de medir. Se puede definir también como el nivel R.M.S. del sonido en el periodo medido. Leq

= 10

log

=

T P (t) Po

ti SPLi

44

p2 (t) elt I p} ] elB

10 Ig

(+ E

ti lOSPLilJO)

Periodo de medición = t2 - t1 Presión sonora variando en el tiempo Presión de referencia 2 x 10-5 Pa Tiempo ele exposición al nivel ele presión sonora SPLi Nivel de presión sonora en dB o dBA.

Si esta medición se realiza en dBA, la expresión utilizada para el Leq es de Leq., O bien LAE. La utilización del Leq, LAE está recomendado cuando el nivel de ruido es fluctuante y se desea conocer un valor medio de exposición a lo largo de un periodo de tiempo. Es de uso común en la determinación del riesgo profesional de sordera, utilizando la mayoría de los países criterios ele exposición ocupacional ele LAE 85 dBA o 90 dBA, para exposición diaria de hasta ocho horas. Suele utilizarse para valorar ruido ele tráfico, debido a la gran fluctuación que este tipo de ruido suele tener, o para la evaluación de molestias por exposición a ruidos durante periodos determinados de tiempo. - Nivel de exposición sonora (S.E.L.) Se define el SELcomo el nivel de sonido constante en un segundo que tiene la misma energía que el ruido considerado en un periodo determinado de tiempo .. La expresión matemática que lo define es: SEL T() P (t) Po

=

10 19

[I:

p2 (t) dt I (p} . To)

2

]

clB

Tiempo de referencia ele' 1 seg. Presión sonora Presión sonora de referencia -20 x 10-5 Pa Nivel de presión sonora (dB J

Ti~mpo

d", medida

Fig. 17. Representación

gráfica ele Lcq, SEL y SPL.

45

En la Figura N," 17,se representa el SEL, Leq y RMS variando en el tiempo. El SEL, tiene dos aplicaciones fundamentales. La primera es la de comparación de ruidos de tipo transitorio, para valorar su magnitud. La segunda es la de utilizar el SEL para valorar el Leq para un periodo determinado de tiempo, conociéndose los SELde los diferentes sucesos que ocurren en el periodo de tiempo. En un intervalo de tiempo T, la relación entre SEL y Leq es: Leq

=

10 19

E

lOs~Li _

1=1

SEL

Leq + 10 19

10 19i T )

\To

(;0)

donde: T Tiempo total de exposición Ti = Tiempo de exposición al suceso i, con valor SEL¡ 2.2.3. Deterrntnacián de la uariacion temporal del ruido. Análisis estadístico

La variación o fluctuación del ruido en el tiempo tiene una considerable influencia en las molestias que pueden producir, y es por lo que su utilización se pone de manifiesto en la valoración de las molestias del ruido del tráfico y del ruido ocupacional a fin de analizar el riesgo o probabilidad en las personas expuestas. Los índices más utilizados por los análisis estadísticos son los Niveles Percentiles, LN,los cuales se basan en suponer que los ruidos de tráñco siguen una distribución gaussiana. Los índices LNindican los S.PL., lineal o ponderado A, que han .sido alcanzados o sobrepasados el N % del tiempo. Los LN más utilizados son: - L1O: Nivel de Ruido (SPL) alcanzado o sobrepasado el 10% del tiempo. - Lso: Nivel de Ruido (SPL) alcanzado o sobrepasado el 50% del tiempo. - L90: Nivel de Ruido (SPL) alcanzado o sobrepasado el 90% del tiempo. La representación gráfica del significado de estos niveles percentiles, LN, se aprecia en la Figura N.O 18.

46

NIVEL

IOO'!
PERCENTIL

ea

40 ----------------L40 = 72 dB IAI

20

TIEMPO EVOLUCION

T'EMPORAL

Pig. 18. Niveles Percentiles

55

60

65

so

70 75 dB lA)

Píg, 19. Curva de dístribucíón

probabilística acumulada.

Suelen representarse a veces los ruidos ambientales mediante una Curva ele Distribución Acumulada, como la representada en la Figura N.? 19, donde se indica el porcentaje de tiempo durante el cual se sobrepasa un cierto nivel. También suelen representarse los ruidos ambientales mediante una Curva ele Distribución de Probabilidad, como la expuesta en la Figura N.O19 bis, donde se muestra el porcentaje de tiempo entre L . Y (L + 2) elB. 2.2.4. Parámetros descriptores del ruido A lo largo de las últimas décadas se han desarrollado varios parámetros que tratan de valorar el ruido en diferentes ambientes y para diferentes circunstancias. Los más comúnmente utilizados son: - Nivel de contaminación por Ruido (LPN) Conocido también por Noíse Pollutíon Leve! (LNP); es utilizado para valorar y cuantificar los problemas de ruido ambiental, teniendo en cuenta las molestias producidas por las variaciones del nivel alrededor del valor medio. Se define por: LNP

Leq + 2,56

(J

47

Nivel

Fig. 19 bis. Curva de distribución de probabilidad.

22'/. 20'/.

10

O'L---~-L __ T- __-+ 55 60

+-__~

___

Siendo Leq, el nivel continuo equivalente e1elruido medio y desviación standard del valor principal, cuya expresión es: (J

2

=

(

O;

la

\V.

ni (LiN- L) }

- Nivel sonoro corregido medio día-noche (LDN) Es un nivel equivalente, Leq, de 24 horas que penaliza el nivel nocturno en 10 dB. Leq ti

LDN Leq d Leq N

=

10 19 214

[

15

X

10-10- + 9

LeC) N .. X

10

10J

10

= Nivel continuo equivalente durante el día (07-22) =

Nivel continuo equivalente durante la noche (22-07)

- Indice de ruido de tráfico (TNI) (Trafic Noise Index) Es un índice empírico en dBA, utilizado para la valoración del ruido por tráfico, basado en los LN y la dispersión. Este índice proporciona una idea más completa sobre la dispersión de los ruidos y su distribución en el tiempo, proporcionando una adecuada valoración de las reacciones humanas al ruido originado por el tráfico urbano.

48

Para medir o valorar las molestias producidas por el ruido de aeronaves se emplean los siguiente índices: - Nivel de Ruido Percibido (PNL) (Perceived Noise LeveJ) Es un parámetro muy complicado de medir, utilizado para clasificar molestias, obtenido a partir de análisis en frecuencias y de una serie de contornos de operación (curvas de igual nudosidad de Kryter). En la práctica, para ruidos elebanda ancha, sin tonalidades muy pronunciadas se puede expresar por: PNL "" SPL (dBA) + 13 - Nivel de Ruido Percibido Efectivo (EPNL o LEPN) Este parámetro tiene en cuenta la duración del suceso del ruido según la norma ISO 3891. La expresión para su determinación se basa en la integración del PNL a lo largo del tiempo de duración. PNL

LEPN Su procedimiento

=

10 19_1_ (00

T )-00

1010 elt

de cálculo es muy amplio y complejo.

- Indices de ruido y número de operaciones (NNI) (Noíse and Number lndex) Es una medida compuesta, que tiene en cuenta la media de los niveles máximos percibidos (L PNL max), así como el número ele vuelos de aeronaves (N), durante el periodo de observación. El valor numérico viene dado por la expresión: NNI

=

LPNL max + 15 Ig N - 80

Valores de 10 NNI son producidos por vuelos ocasionales y pueden producir alguna interferencia en el ambiente exterior, pero no en el interior. Valores de NNI comprendidos entre 35 y 55, producidos por aviones que sobrevuelan regularmente al oyente, equivalen a niveles ele ruido intrusivos en las viviendas. valores ele NNI ele! orden de 65-75 producen verdaderas molestias en el interior ele las casas.

49

2.3. Análisis y valoración del ruido ocupacional La evaluación del riesgo de exposición a niveles ele ruielo en el ambiente laboral se realiza midiendo los parámetros definidos de niveles de presión sonora lineal y ponderado A, así como los niveles continuos equivalentes de exposición Leq. En aquellos casos de exposición a ruido de impacto se valora también, además del número de impactos en la unidad de tiempo, el valor pico. (SPL), en dB, del impacto. La valoración más frecuente que se realiza en el ambiente ocupacional son las DOSIMETRÍAS. Consisten en una evaluación ele exposición a distintos niveles de ruido en un tiempo predeterminado según una determinada ley o norma de valoración. El valor que se obtiene en la medida representa un valor porcentual respecto a la máxima dosis permitida (lOO'J{,) de acuerdo con el criterio de valoración higiénico utilizado.

3. Instrumentación sonidos

y equipos de medida de

Describimos a continuación los equipos básicos para la medida ele sonidos.

3.1. Sonómetro Es un instrumento de lectura directa elel nivel global ele presión sonora. El resultado viene expresado en decibelios, con referencia a 0,0002 mícrobars, y según los tipos se pueden introducir una o varias escalas de ponderación de frecuencias elel sonido que se mide. Las características de los sonómetros han siclo normalizadas por varias comisiones a nivel nacional e internacional. Entre las más utilizadas por los fabricantes existe la Norma IEC 651 que tipifican los sonómetros en clases 0, 1, 2 Y 3, según su grado de precisión, así como la Norma IEC 804 para sonómetros integradores. La norma CNH-40401l1974, elaborada por el Centro Nacional de Homologación, sigue básicamente las normas lEC. 50

Lascaracterfsticas de las normas internacionales sobre sonómetros son las que se recogen en la Tabla V:

TABLAV. RESUMENDE LASNORMASINTERNACIONALESSOBRE SONÓMETROS, IEC 65111979 IEC-651-Tipo 1

IEC-65Hipo

2

Aplicación

Precisión

General

Ponderación en frecuencia

Un filtro (A, B o C)

Un filtro (A, B O C)

Ponderación temporal

Una característica (S, F O 1)

Una característica (S, F o 1)

Referencia calibración

94 dB, LOOO Hz

94 dB, 1.000 Hz

Resolución display

< 0,2 dB

< 1 dB

Tolerancia respecto calibración ref. 2.10-; Pa

± 0,7 db

± 1 dB

Margen de frecuencia

31,5 Hz - 12.000 Hz

31,5 Hz - 8.000 Hz

Variación sensibilidad para Ll P estática ± 10%

< 0,3 dB

< 0,5 dB

Variación sensibilidad para ±300 y =900 de incidencia (de 1. 000 Hz a 2.000 Hz)

1 dB, 2 dB

2 dB, 5 dB

En cuanto a la constitución interna del sonómetro responde al diagrama de bloques que se representa en la Figura N,? 20. 51

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6. Mic,6fono

ConJuntQ

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Fig. 20. Diagramade bloques eleun sonómetro.

Lafunción de cada uno ele los distintos componentes es como sigue: - El micrófono convierte las variaciones ele presión del aire en una tensión proporcional a éstas. El preamplificador transforma en baja su alta impedancia, Una vez amplificada la señal, pasa a través de los filtros, bien ele frecuencia A, B, e, D o ele Análisis Espectral. Filtrada la señal, es ele nuevo amplificada, pasa al rectificador, obteniendo una señal c.e, proporcional a los valores eficaces (RMS)o picos de la misma, con la constante de tiempo que se haya seleccionado. Posteriormente puede pasarse a un conmutador Lin/log y de ahí pasa al indicador que da directamente el valor en dB, bien de forma analógica o digital. Estos equipos suelen disponer ele salidas en c.a., c.e. 1I lag c.c para registrar de forma rnagnétía o gráfica la variación ele los SPL. El componente principal del sonómetro es su micrófono, ya que éste es el que condiciona el resto ele las funciones del equipo. Las características de los micrófonos son función del tipo de éstos y de su tamaño, siendo los parámetros que definen la calidad de éstos: la sensibilidad, la respuesta en frecuencia, la dírectívídad, la distorsión y el ruido de fonclo. La sensibilidad es el factor de conversión entre el valor eficaz de la presión sonora y el valor eficaz ele la tensión que proporciona el micrófono medida a una frecuencia determinada. Se expresa en milivoltios por micro bar, milivoltios por Newton por metro cuadrado o en decibelios con referencia a un voltio por micro bar. Los factores de conversión son: 1 mv/Nw/m? = 0,1 mVlbar 1 dB re Vlbar = 20 19 s-60 Siendo S la sensibilidad en mVlJtbar.

52

La sensibilidad es función del tipo y tamaño del micrófono, es éste uno de Jos factores que determinan el margen dinámico de medida) es decir, los niveles mínimo y máximo que pueden ser medidos con el sonómetro. Para medir niveles bajos de ruido es necesario que el micrófono tenga una sensibilidad alta, y para medir niveles altos una sensibilidad más baja. Larespuesta en frecuencia es la característica que indica la influencia de la frecuencia de la onda sonora sobre la sensibilidad del micrófono. Para que las mediciones sean correctas es necesario que la sensibilidad no varíe con la frecuencia, al menos en el margen de frecuencias propio del sonido que se desea medir. Esta característica se suele indicar mediante una curva que representa la respuesta relativa en dB frente al logaritmo de la frecuencia. Se toma como referencia (OdB) la respuesta en la frecuencia usada para determinar la sensibilidad. La directividad es la variación de sensibilidad con el ángulo de incidencia de la onda sonora sobre el diafragma. De forma similar a la respuesta en frecuencia, un micrófono no presenta variaciones ele sensibilidad con el ángulo de incidencia, mientras que las dimensiones del mismo sean despreciables comparadas con la longitud de la onda sonora, pero a medida que la frecuencia aumenta la sensibilidad varía con el ángulo ele incidencia. En general, se deben utilizar micrófonos que sean ornnídíreccíonales, al menos en el margen de frecuencias propio elel sonido que se desea medir, a fin de evitar errores en la medición causados por una desviación en la posición del sonómetro o a causa del movimiento ele la fuente sonora. La distorsión y el ruido de fondo limitan el margen dinámico del sonómetro. es decir, los niveles máximos y mínimos que pueden ser medidos con precisión. El ruido ele fonclo es la señal de salida que existe en el micrófono cuando no actúa ninguna onda sonora sobre él, limita el punto inferior del margen dinámico, es decir, el nivel de presión sonora mínimo necesario para que la señal de salida pueda ser identificada como tal y no como ruido de fondo. La distorsión es causada por la falta de líneaídad entre la señal de salida y la onda sonora incidente en el diafragma. Esta falta ele Iíncaidad cambia la forma de la onda lo que se suele manifestar apareciendo armónicos en la señal ele salida no presentes en la onda de entrada. La falta de lineaidad aumenta con la in-

53

tensidad de la señal, por lo que si se desea mantener la distorsión por debajo de un nivel, la señal no debe sobrepasar una intensidad que será el límite superior del margen dinámico. Otro componente elel sonómetro que afecta de forma importante al resultado de la medición es el RECTIFICADOR, pues es éste el que realiza el promedio en el tiempo de la señal recibida, a fin de obtener una señal proporcional al valor cuadrático ele ésta. Esta operación se realiza mediante un circuito del tipo Re. Un circuito de este tipo queda caracterizado por el valor de su constante de tiempo. La constante de tiempo representa el periodo de integración; si este periodo es grande, constante de tiempo elevada, una variación de la señal tendrá poca influencia sobre el promedio, ya que quedará repartida en un intervalo mayor. Por el contrario, si el periodo de integración es menor, la misma variación de la señal supondrá una variación mayor del promedio, esto es, cuanto mayor sea la constante de tiempo menor será la velocidad de respuesta del sonómetro. Las constantes de tiempo normalmente utilizadas en los sonómetros convencionales responden a las respuestas SLOW y FASTy en los sonómetros de precisión se utilizan además las IMPULSEy PEAK. La constante de tiempo de integración para cada una de estas respuestas son: SLOW FAST IMPULSE PEAK -

1 0,125 0,035 0,05

sg. sg. sg. sg. x 10-3

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50 p.seg.

La respuesta normalizada para cada una de estas constantes de tiempo, respecto a la señal real, se da en la Figura N.O 21. Como conclusión de lo expuesto, puede decirse que un sonómetro mide el nivel de presión sonora global de un ruido si la intensidad del mismo es constante en el tiempo, si su frecuencia está comprendida en el margen de respuesta lineal y si la situación del micrófono es tal que la onda incida con el ángulo correcto especificado por el fabricante según las normas lEe. En condiciones distintas, la medida no será rigurosamente el nivel de presión sonora, y el error aumentará al alejarse de la misma. En la práctica, las condiciones no se cumplen para ruidos de muy alta frecuencia, o ruidos de impacto. En el primer caso se deben uti54

Fig. 21. Respuestas normalizadas ele constantes ele tiempos ele sonómetro.

PRESION

Caracleri stica de Impulso

TIEMPO

PRESION SONORA

lizar micrófonos adecuados, y en el segundo es necesario utilizar una técnica específica.

3.2. Filtros acústicos Ya se han mencionado los filtros de ponderación A, B Y e que incorporan los sonómetros, y cuyo objeto es modificar el espectro de frecuencias del ruido para que el nivel global resultante sea comparable ~Inuestro sentido de la audición o al daño que sobre él causa el ruido. Pero los filtros a que nos referimos en este punto tienen por objeto eliminar ele la señal todos los componentes cuyas frecuencias estén fuera del margen fijado por el filtro, ele esta manera se puede medir el espectro de frecuencias ele un ruido, elato fundamental para la elección de un aislamiento o una protección personal. 55

Un filtro ideal sería aquel que redujera a O la intensidad de todas las ondas fuera del margen definido por la banda pasante del filtro y sin modificar la intensidad ele las ondas de frecuencia comprendidas en la banda pasante. Las normas referentes a filtros son las IEC-225 y la ANSI-SI.11-1966, las cuales son prácticamente equivalentes. Estas normas definen características de filtros de ancho de banda proporcional.

3.3. Registradores gráficos Es un accesorio esencialmente igual a los utilizados en otros instrumentes de laboratorio. Los disponibles para medidas acústicas son de dos tipos, los alimentados por señal alterna y los alimentados por señal continua. Los primeros toman la señal del sonómetro inmediatamente antes del rectificador, con las mismas limitaciones mencionadas para el sonómetro en cuanto a los ruidos discontinuos. El otro tipo de registradores toma la señal del sonómetro una vez rectificada y promediada, es decir, representa únicamente la desviación de la aguja del sonómetro. En cualquier caso, el registrador lleva un circuito operacional que obtiene el logaritmo de la señal, y su margen dinámico es mayor que los 10 dB de la aguja del sonómetro, a fin de permitir el registro gráfico directamente en dB y con un margen de 25 hasta 50 dB, sin necesidad de cambiar la posición del atenuador de los amplificadores. El uso de un registrador gráfico conectado al sonómetro permite obtener un registro del nivel sonoro en función del tiempo. Esta información es muy útil cuando el ruido estudiado no es constante, ya que además de poder leer fácilmente los valores máximo y mínimo, aunque se trabaje en respuesta rápida, se puede obtener la distribución estadística del ruido y su valor medio, tomando los elatos del registro obtenido.

3.4. Magnetófonos Es un accesorio que toma la señal alterna elel sonómetro para grabar un ruido en cinta magnética y reproducirlo después en el labo56

ratorio. Se trata por tanto de un instrumento de campo que debe ser robusto, portátil y poco sensible a las condiciones exteriores (polvo, humedad, etc.), debe tener respuesta lineal en un margen superior al del sonómetro, y una distorsión y ruido de fondo menores.

3.5. Osciloscopios Es un accesorio muy útil en el laboratorio. Conectado a un sonómetro o a un magnetofón permite representar la onda sonora, o el valor eficaz en función del tiempo, en una pantalla de rayos catódicos. Sobre la visualización de la ancla se pueden realizar las mediciones necesarias, o estudiar de forma cualitativa las modificaciones de la onda al introducir en el circuito de medida de filtros, promediaciares, filtros de ponderación, etc.

3.6. Analizadores de distribución estadística Son equipos que permiten obtener cle forma rápida la distribución estadística en el tiempo de los niveles de ruido o ele fenómenos aleatorios. Permiten calcular los niveles percentíles, las curvas ele distribución acumuladas e incluso las curvas de distribución de probabiliciad.

3.7. Dosímetros Son equipos destinados a la evaluación de una exposición a distintos niveles ele ruidos en el tiempo según una predeterminada ley de valoración. La evaluación que se realiza mediante la utilización de dosímctros es porcentual con respecto a la dosis máxima permitida elel 100%. Normalmente los equipos de dosimetría constan de dos elementos, el monitor y el indicador, que pueden estar agrupados o separados. El monitor realiza el almacenamiento de la energía ele acuerdo con una predeterminada ley, y es el equipo que se utiliza en la toma ele 57

medición, para su posterior lectura en el equipo de indicadores en el laboratorio. Actualmente los equipos pueden reunir ambas secciones ele monitor e indicador, transformando el porcentaje en el correspondiente nivel de ruido continuo equivalente en dBA.

3.8. Analizadores de frecuencia en tiempo real Permiten realizar análisis de frecuencia en tiempo real, de los datos continuos o transitorios que provienen de fuentes acústicas, de vibración o ele otro tipo. Determinan el espectro de los valores eficaces de energía de la señal de entrada en dB en la gama de frecuencia que se preseleccione, o bien en su conjunto. Los continuos avances tecnológicos ele Software y Hardware aplicados al análisis de sonido y vibración, ha ocasionado una revolución en cuanto a prestaciones ele equipos de medida y continuamente aparecen en el mercado equipos con mayor número ele prestaciones y posibilidades, que permiten a los técnicos disponer de una información exacta de los problemas a tratar. Por todo ello, sólo hemos referencíado aquellos equipos básicos de medida que consideramos fundamental conocer y decir que los equipos más sofisticados normalmente operan siempre a partir de un micrófono o a partir ele una señal eléctrica grabada anteriormente.

4. Sistemas y equipos a utilizar en la medida de ruidos ambientales La aleatoriedad de los ruidos ambientales y los objetivos que se pretenden obtener del análisis y medida, conlleva a realizar una previa clasificación de éstos que permita obtener la máxima información con el equipo a utilizar durante el periodo de análisis. Los ruidos ambientales podemos agruparlos en:

4.1. Ruido cuasi-continuo Se caracteriza por tener pequeñas fluctuaciones ele los niveles ele presión sonora (SPL) en el tiempo. 58

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Fig. 22. Registrográfico de

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ruido de bomba.

Su registro gráfico característico sería como el dado en la Figura N.o 22. Este tipo de ruido se caracteriza por tener a lo largo del tiempo pequeñas fluctuaciones de nivel. Suele ser característico de motores eléctricos, bombas, engranajes, etc. La medida de este ruido puede hacerse con sonómetro convencional y deben obtenerse las medidas en dBA. Si se desea obtener un análisis espectral puede, generalmente, realizarse «in situ» con un analizador de frecuencias, o bien en laboratorio previa grabación en cinta magnética.

QP 0102

Fig.23. Registrográfico de los niveles de ruido en compresores.

59

4.2. Ruido intermitente Se caracteriza por tener distintos niveles de ruido durante periodos de tiempo variables. Es un ruido característico ele compresores durante el periodo de carga, o bien equipos automáticos con distintos ciclos evolutivos. Su registro gráfico podría ser como el dado en la Figura N.O 23. Las mediciones deben realizarse en dBAy se debe valorar el tiempo de cada ciclo, o bien determinar el Lcq.

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Fíg, 24. Registro gráfico de los niveles de ruido en operación de granallado,

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OP 0102

Fig.25.

60

Registro gráfico de los niveles de ruido en un taller de fabricación de chasis de automóviles.

Para un análisis en profundidad puede recurrirse a realizar una grabación en campo y analizar en laboratorio los espectros en bandas y tercios de octava de ambos periodos.

4.3. Ruido fluctuante de forma periódica Son ruidos típicos de granallado de superficie, y casos similares donele con la misma cadencia se repite el ciclo. No son los más frecuentes. Su registro gráfico es ca 111 o el representado en la Figura N.? 24. Debe medirse el valor del ruido en dBA, el nivel continuo equivalente Lcq o bien la dosimetría del puesto del trabajo.

4.4. Ruido fluctuante no periódico Es el caso típico de los ruidos de talleres de una industria en general ruidosa, sala ele mecanizado, mantenimiento, etc. El registro gráfico es similar al representado en la Figura N,? 25. El ruido de tráfico puede asimilarse a éste en muchos casos. Cuando se analiza este ruido en locales de trabajo se recurre a medir los Leq y a efectuar dosimetrías a los operarios expuestos. A veces suelen valorarse los niveles percenriles LN. En el análisis de ruido ele tráfico generalmente se evalúan los LN, así como TNI, LNI~etc. Normalmente, deben analizarse elevados periodos de tiempo a fin de disponer de valores representativos. Si se desea, pueden hacerse análisis espectrales, basados normalmente en registros magnéticos ele los niveles ele ruido.

4.5. Ruido impulsivo repetitivo Es el caso típico ele los ruidos de prensas automáticas, rivercadoras, remachadoras, etc. Se caracteriza por un nivel ele ruielo ele fonelo determinado y una serie de impulsos repetitivos a semejantes intervalos. La representación gráfica ele estos ruidos se da en la Figura N.O 26. Las medidas que deben realizarse son: el nivel continuo cquíva-

61

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OP 0102

Fig. 26. Representación gráfica del ruido dc una prensa automática.

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Fíg. 27. Registro gráfico del ruido en taller de calderería pesada.

lente (Leq), una dosimetría y siempre una valoración de los niveles de ruido pico e impulso, así como el número de impactos en la unidad ele tiempo.

4.6. Ruidos de impactos aleatorios Son estos, los típicos ruidos ele los talleres elecalderería pesada, donele aleatoriamente se producen impactos por martilleo, presado, etc. Se caracterizan por un ruido de fondo fluctuante y aleatoriarnen-

62

te unos impactos de un nivel muy superior a estos. En la Figura N.? 27 se representan estos registros. Las mediciones que deben hacerse son los Leq y los valores pico de los impactos, así como el número de estos en la unidad de tiempo. Hay que indicar que estos ruidos parece ser que son los más perjudiciales para la salud.

5. Medida de las vibraciones Las razones que podernos exponer para que se midan las vibraciones son muchas y distintas. Puede interesarnos conocer y determinar los efectos de un objeto vibrante sobre sí mismo o sobre el medio que lo rodea, o bien establecer una correlación entre el ruido y las vibraciones. Puede ser elenuestro interés analizar o evaluar el efecto de las vibraciones sobre el cuerpo humano, o bien estudiar los medios preventivos para que estas vibraciones no lleguen al hombre. El análisis ele la vibración en la arquitectura yen la ingeniería está muy extendido y su utilidad puede abarcar desde conocer la transmisión de vibraciones desde una carretera a los edificios próximos, a la concepción de estructuras de equipos con montaje antívíbratíl que aseguren un buen funcionamiento y eviten el desgaste, o evitar problemas en las transmisiones que pudieran dar lugar a posibles interacciones peligrosas en casos de transmisiones a cimentaciones y estructuras ele edificios. En el mantenimiento preventivo de equipos y maquinarias, el análisis ele las vibraciones constituye una de las herramientas más útiles y eficaces. Un análisis de las vibraciones de una maquinaria puede darnos una gran información sobre desgastes y deformaciones de ésta. Por todo ello consideramos de gran interés, hacer una breve y somera descripción de los sistemas y equipos de medidas de las vibraciones. La primera cuestión que surge es el qué se debe medir. Pues bien, para medir los niveles de vibración se puede analizar cualquiera de sus tres parámetros, esto es: el desplazamiento, la velocidad O la aceleración. Los primeros sistemas utilizados empleaban métodos ópticos o mecánicos, que medían el desplazamiento del elemento vibrante;

63

y eficacia. Posteriormente se desarrollan los traductores de velocidad, estos equipos en general suelen ser demasiado graneles, con lo que crean problemas ele ubicación, y demasiado pesados, alterando en algunos casos las vibraciones que se deseaba medir. Estos traductores poseen partes móviles muy delicadas, predispuestas a la fricción y al desgaste, con los problemas de exactitud que ello conlleva. Por último, los traductores ele velocidad tienen una pequeña gama ele frecuencia, con lo que su utilización está muy limitada. Los equipos bol' más utilizados son los Acelerómetros, equipos sensibles a la aceleración, fabricados en base a dispositivos piezoeléctricos, sin partes móviles, y por tanto sin problemas ele desgaste ni rozamiento. Tienen una amplia gama de frecuencias para su uso, y sus dimensiones y peso son reducidos, lo que minimiza los problemas al adosarlos a la superficie él medir. Al estar relacionados los parámetros ele desplazamíento, velocidad y aceleración, es posible incorporar a los equipos ele medición circuitos integradores que proporcionen información sobre el desplazamiento y la velocidad, a partir ele la señal cle aceleración proporcionada por un aceleró metro. Es de uso normal, utiliza el desplazamiento como magnitud ele medida para las vibraciones ele baja frecuencia y la velocidad para evaluar las vibraciones ele alta frecuencia. La aceleración se usa para el rango completo ele frecuencias. estos sistemas están en desuso por falta de resolución

6. Instrumentación y equipos de medida de vibración La instrumentación para la medida y análisis ele las vibraciones tiene gran similitucl con lo expuesto para la medición del sonido. Básicamente un equipo para medida ele vibraciones tiene un diagrama ele bloques C01110 el representado en la Figura N.O 28. El acclcrómetro se asemeja al micrófono ele un sonómetro. Básicamente opera transformando la aceleración ele la vibración del cuerpo a medir en una tensión eléctrica proporcional a ésta. El prcamplifícador actúa como un transformador de impedancia, convirtiendo la alta impedancia de salida en una menor apta para entrar en el integrador, el cual permite medir además de la aceleración,

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Fig, 28, Diagrama elebloques de un equipo b.ísico elemedida (lo: vibraciones.

la velocidad y el desplazamiento, Los sistemas ele filtrado ele la señal, Filtro paso alto y Filtro paso bajo, reducen los ruidos ele baja y alta frecuencia así como la resonancia del acelerórnetro. Una vez amplificado se actúa sobre la señal, obteniendo lo que ele ella se desee, así como los correspondientes convertidores analógicos )' digitales, y por último un indicador señala la medida. Normalmente dispone ele salidas c.e., log c.c y c.e. para registros gráficos y magnéticos. El equipo más simple ele medida está formado por un acelerómetro y un sonómetro con análisis espectral en tercio ele octava, como el representado en la Figura N? 29.

INTEGRADOR

Fig. 29. Equipo simple ele medida ele vibraciones.

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ACELEROMETRO

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REGISTRADOR

65

ACELEROMETRO

AHALIZAOOR

DE VIBRACIONES

Fig. 30. Equipo completo de análisis vibracional.

Un equipo más sofisticado para medir los parámetros necesarios en un análisis de vibraciones sería el representado en la Figura N.O 30. Un análisis espectral completo requerirá unos equipos similares a los esquemáticamente representados en la Figura N.? 31.

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REGISTRADOR X - Y

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Fig. 31. Cadena de equipos para análisis de vibraciones.

Como se ha expuesto, los equipos utilizados en el análisis de vibraciones tienen una gran similitud con los utilizados en los análisis de sonidos. Al igual que ocurre en éstas, es el elemento captador de la señal, acelerómetro en vibraciones, micrófono en sonido, el que gobernará la calidad de las respuestas. Por ello estimamos útil ampliar la información de este pequeño e importante elemento. El acelerómetro es básicamente un traductor electromecánico que claen sus terminales de salida una tensión proporcional a la aceleración a que está sometido.

66

Fig. 32. Esquema de los componentes de un acelerórnetro

piezoeléctrico.

Los componentes de un acelerómetro se representan en la Figura N.o 32.

La utilización del acelerórnetro está condicionada por dos frecuencias: - La frecuencia de resonancia natural libre, es decir, la frecuencia de resonancia que resultaría con el sistema suspendido libremente en el aire. El valor de esta frecuencia depende principalmente de los pesos respectivos de la masa y ele la combinación placa de fondo y cubierta. - Lafrecuencia de resonancia con el equipo montado, que corresponcle a la resultante cuando el acelerórnerro se encuentra montado rígidamente sobre una masa infinitamente grande y rígida. Esta segunda frecuencia ele resonancia es de gran importancia práctica porque corresponde, en general, a la forma normal de empleo del acelerórnetro montado sobre un objeto cuya masa es considerablemente superior a la suya propia. Esta frecuencia de resonancia es la que determina el límite superior de la gama de empleo del aceleró metro en función de la frecuencia. El límite inferior viene determinado por las características del preamplíficador utilizado. La sensibilidad del acelerómetro, es decir, el valor de la tensión que produce para una cierta aceleración, depende de las características piezoeléctricas elel material ele los discos y del tamaño de la masa.

67

La curva de respuesta ele un acelerórnetro es función de éste, es decir, a menor tamaño del acelerórnetro, frecuencia más alta de resonancia y menor sensibilidad. En la Figura N.O 33 se representan las curvas de respuesta en frecuencia de distintos acelerómetros de la casa B & J.

Como se observará a menor sensibilidad, más amplitud de campo de utilización. De ahí, que la elección de un acelerórnetro estará condicionada por el resultado que se desee obtener en cuanto a versatilidad o calidad.

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Fig. 33. Características de respuesta de acelerórnetros B & K].

68

Capítulo IV Criterios de exposición al ruido

Se analizan en este capítulo aquellos criterios obtenidos a lo largo de años comparando los efectos cualitativos del sonido, esto es, la sonoridad del mismo para el desarrollo de una actividad humana, con su magnitud física o cuantitativa, a fin de determinar que niveles de ruido pueden considerarse admisibles o no para el desarrollo de una actividad humana, entendiendo esta desde la ocupaciones en un puesto de trabajo, sin que ello represente riesgo para el oído del hombre, hasta aquella que requiere unos condicionantes acústicos excepcionales, como pueden ser un estudio de grabación o auditorium, pasando por las condiciones normales existentes en nuestras ciudades y viviendas con las exposiciones a los ruidos urbanos. Distinguimos tres criterios claramente diferenciados: Criterios sobre exposición comunitaria al ruido urbano, ele acuerdo con la calidad de vida de la sociedad y el desarrollo de las actividades propias de nuestra colectividad urbana. Criterios de calidad acústica interior, O ruido de fondo máximo, que no impidan el desarrollo de una actividad específica. Caso típico de estudios de grabación, auditorium O incluso utilizables como criterios de fijación de ruido de fondo recomendables en locales donde se desarrolla una actividad humana tales como en oficinas, hoteles, cafeterías, etc. Criterios de exposición al ruido ocupacional, donde analizamos las dosis máximas de exposición a un ruido, que deben admitirse a fin de preservar a la persona expuesta ele los riesgos ele contraer una enfermedad profesional, sordera o disminución de la capacidad auditiva, así como la Directiva de la C.E.E. que aborda esta problemática.

69

1. Criterios de exposición al ruido

comunitaria

Los criterios de exposición comunitaria al ruido O de compatibilidad de usos del suelo con niveles sonoros ambientales, se han elaborado en base a consideraciones subjetivas de las poblaciones expuestas a niveles de ruidos objetivos, que interfieren de forma directa o indirecta en el desarrollo de las actividades comunitarias. Los efectos que han sido tenidos en cuenta para la elaboración de estos criterios son: Pérdida de audición inducida por exposición al ruido. Interferencia con. la comunicación. Interferencia con el descanso. Interferencia en la concentración y el trabajo intelectual. Los estudios que han llevado a la promulgación de estos criterios ele exposición se han basado en resultados obtenidos a través de encuestas sociales que han analizado las respuestas comunitarias en el ambiente normal de vida cotidiana. Normalmente se han basado estas encuestas al considerar qué ni-

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Fig. 34. Respuesta ele la Comunidad frente al ruido.

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veles de ruido son muy molestos para la colectividad, englobando el concepto ele molestos los cuatro condicionantes anteriormente expuestos. Los resultados obtenidos del resumen de estudios realizados en Europa y USA, respecto al porcentaje de personas altamente' molestas frente al ruido exterior en términos de nivel sonoro equivalente Leq, viene dado en la Figura N,? 34. El porcentaje de personas que se encuentran muy molestas respecto al nivel de exposición día, noche, LdN, viene representado en la Figura N." 35. 100 90 1/)

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de la comunidad frente al ruido.

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(dB(A))

90

Para establecer los usos urbanísticos del suelo, se han realizado así mismo estudios estadísticos a fin de establecer unas mínimas exigencias que permitan desarrollar su normal utilización, evitando posibles interferencias conla palabra, con la música, con el sueño O con la concentración. De acuerdo con el uso a que va destinado el suelo se han establecido una serie de zonas significativas con unos niveles de exposición al ruido recomendados o exigidos. Los criterios que a continuación se exponen en la Tabla VI son aplicables en unos países como leyes, en otros como ordenanzas y en otros como simples recomendaciones. 71

TABLA VI. Criterios Internacionales al ruido.

uso DEL SUELO

SUECIA Leq¿

Residencial Suburbana Residencial Urbana (Mixta Res.lComercial) Hospitales Enseñanza Parques, Jardines Oficinas, Comercio Industria ligera Industria pesada

50 50

sobre exposición

HOLANDA

40 40

65 65

50 55

50 60

35 45

35

30

45

35

70

70

AUSTRIA

50 60

65 POLONIA

Residencial Suburbana Residencia! Urbana (Mixta Res./Comercial) Hospitales Enseñanza Parques y Jardines Oficinas, Comercios Industria Ligera Industria Pesada 72

LegN

60 65

Leql) LeqN Leqt)

Leql)

ALEMANIA

LeqN Leq!) LeqN Leql)

FRANCIA

Resídenclal Suburbana Residencial Urbana (Mixta Res./Comercial) Hospitales Enseñanza Parques, Jardines Oficinas, Comercio Industria ligera

comunitaria

SUIZA

LeqN L501) L50N 40 40

55

JAPON

60

45 50

45

35

60 65

50 55

55

ISRAEL

LeqN LeqD LeqN Leqo

LeqN

50 55

30 30

65 65

60 60

50 55

35 40

50 55

30

45

35

45

35

65

60

60

INGLATERRA L10(18Hr}

Leqo

70

65

Residencial Suburbana Residencial Urbana (Mixta Res./Comercial) Hospitales Enseñanza Parques, Jardines Oficinas, Comercios Industria Ligera Industria Pesada

CEE

USA

LeqN Leq-, LeqN

65

55 55

65 65

50 50

60 55 65 80 90

En España actualmente no hay establecidos criterios de exposición comunitaria al ruido. Unicarnente las Ordenanzas Municipales de algunas ciudades consideran unos límites de ruido en el arnbíente exterior, con excepción de los ruidos procedentes del tráfico ele acuerdo con los usos de! suelo. Los límites más utilizados se dan en la Tabla VII.

TABLAVII. NBE - CA - 82

Zonas Zonas Zonas Zonas

Sanitarias de Viviendas y Oficinas Comerciales Industriales y Almacenes

Leq (8-22)

Leq (22-8)

45 dBA 55 dBA 65 dBA 70 dBA

45 dBA 55 dBA

35 c1BA

55 c1BA

2. Criterios de calidad acústica interior Los criterios de calidad acústica interior o de confort, se justifican en base a la necesidad de disponer de unos límites exigibles o recomendables a los ruidos de fondo de tal forma que no interfieran en el desarrollo de la actividad. Estos criterios pueden utilizarse como hipótesis o situación ideal a conseguir en el diseño de un cerramiento acústico o bien como

73

condición mínima indispensable para desarrollar adecuadamente una actividad, caso típico de auditorium, estudio de radio y TV, etc. Estos criterios se basan fundamentalmente en los condicionantes de interferencias a la conversación oral y en juicios subjetivos sobre la calidad y confort.

A continuación exponemos los criterios ele uso más común. 2.1. Noise criterion (NC) Este criterio suministra información sobre el contenido espectral que debe de exigirse a un ruido de fondo, para que pueda desarrollarse adecuadamente una actividad. Fueron desarrollados por la American Society of Heating, Refrigerarían and Air Conditioning Engineers (A.S.H.R.A.E.). Los espectros para cada una de las curvas NC se dan en la Figura N.o 36. I70C

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~ ~ ~ ~ ~,~~~--~~.~ e,

Fig.36.

Curvas ,Ne». FRE"CUEHOA CENfRAl

74

Eti BANDA.DE OCfAt/o1.MI

611)(}

Los niveles ele ruido SPL en dB, para cada ancho de banda, se clan en la Tabla VIII. TABLA VIII. ANÁLISIS ESPECTRAL EN BANDA DE OCTAVA DE LAS CURVAS NC ANÁLISIS EN BANDA DE OCTAVA FRECUENCIA CENTRAL DE LA BANDA. Hz MEDICIONES EN (dB) Curvas NC

63

125

NC - 70

83

NC NC NC NC NC NC NC NC NC NC NC

80 77 74 71 67 64 60 57 54 51 47

-

65 60 55 50 45 40 35

30 25 20 15

250

500

1000

2000

4000

8000

79

75

72

75 71 67 64 60 57 52 48 44 40 36

71 67 62 58 54 50 45 41 37 33 29

68 63 58 54 49 45 40 35 31 26 22

71 66 61 56 51 46 41 36 31 27 22 17

70 64 59 54 49 44 39 34 29 24 19 14

69 63 58 53 48 43 38 33 28 22 17 12

68 62 57 52 47 42 37 32 27 21 16 11

Los criterios de selección de las curvas NC, que deben ser considerados para el desarrollo de distintas actividades se clan a continuación en la Tabla IX.

TABLAIX. CRITERIOS DE SELECCIÓN DE CURVASNC Márgenes acústicos (dBA)

Márgenes de curvas de criterio NC

. .

25 -.íl5 30 - 40

20 - 30 25 - 35

.

35 - 45

30 - 40

Tipo de interior Residencias: Vivienda privada (rurales y suburbanas) Viviendas privadas (urbanas) Casas de apartamentos unidades para 2 y 3 familias

75

Tabla IX. (continuación) Márgenes acústicos (dBA)

Márgenes ele curvas de criterio NC

35 - 45

30 - 40

. . . .

35 40 45 45

30 35 40 40

. .

30 - 40 35 - 45

25 - 35 30 - 40

. . .

40 - 50 40 - 50 45 - 55

35 - 45 35 - 45 40 - 50

25 - 35 30 - 40 35 - 45

20 - 30 25 - 35 30 - 40

35 40 40 45

30 35 35 40

Tipo de interior Hoteles: Habitaciones individuales o «suitesSalas de baile, salas para banquetes Vestíbulos y pasillos, foyers Garajes Cocinas y lavanderías Hospitales y clínicas: Habitaciones privadas Quirófanos, cirugías Laboratorios, vestíbulos y corredores Vestíbulos y salas de espera Lavabos y aseos Oficinas: Sala de consejos Sala ele conferencias Oficinas de directivos Oficina de supervisores, salas de recepción Oficinas generales, salas de diseño Vestíbulos y corredores Salas ele computadoras Auditorios y Salas ele Música: Salas de concierto y ele ópera Estudios para reproducción sonora Teatros, salas para uso múltiple Cines, estudios de TV para prograrnas cara al público ' Vestíbulos

76

. . . .

-

45 50 55 55

- 50 - 55 - 55 - 65

-

40 45 50 50

- 45 - 50 - 55 - 60

25 - 35

20 - 25

. .

25 - 35 30 - 40

20 - 25 25 - 30

. .

35 - 45 40 - 50

30 - 35 35 - 45

Tabla IX. (continuación)

Márgenes acústicos (dBA)

Tipo ele interior

Iglesias y escuelas: Santuarios Bibliotecas Escuelas y aulas Salas de recreo Corredores Laboratorios Cocinas

. . . . . . .

25 35 35 40 40 40 45

-

35 45 45 55 55 50 55

Márgenes de curvas de criterio NC 20 30 30 35 35 35 40

-

30 40 40 50 50 45 50

Edificios públicos: Bibliotecas públicas, museos, salas ele tribunales . Oficinas de correos, zonas generales ele Bancos, vestíbulos . Lavabos y aseos .

35 ·45

30 - 40

40 - 50 45 - 55

35 - 45 40 - 50

Restaurantes, cafeterías, salones sociales: Restaurantes Salones de cocktails Clubs nocturnos Cafeterías

.

40 40 40 45

35 35 35 40

.

40 - 50

35 - 45

. . . .

40 45 45 45

35 40 40 40

. . .

35 - 45 40 - 50 45 - 60

Tiendas al por menor: Tiendas de ropa Graneles almacenes (plantas superiores) Graneles almacenes (planta baja) Pequeñas tiendas al por menor Supermercados Actividades deportivas interiores: Coliseos Boleras, gimnasios Piscinas

. .

-

-

50 55 50 55

50 55 55 55

-

-

45 50 45 50

45 50 50 50

30 - 40 35 - 45 40 - 55 77

Tabla IX. (continuación)

Tipo de interior

Transportes (ferrocarril, autobús, avión): Oficinas de venta de billetes Vestíbulos y salas de espera

Márgenes acústicos (dBA)

Márgenes de curvas de criterio NC

35 - 45 40 - 55

30 - 40 35 - 50

Salas de equipo: Ocho horas diarias de exposición Tres horas diarias de exposición (o según requisitos de la OSHA)

90 97

ID

!g

50

~ -e

It

'"

~

JO

§ '" ¡:¡

g:

~ ...,

JO

'"~.... !<

" JlS

Fig.37 Curvas .NC •.

78

se.

U

FRECIE.\'C1AS C¬ :J1R.t.~ES lN EN

eA."04S

::0;.

o:

r.~"

1000

H:

ca:

1«10

'tXc

t.NAlISlS

4lXXJ

2.2. Prefered

noise criterion

(PNC)

Como ruido de fondo aceptable publicó en 1971 la Acoustical Society American las curvas PNC, consideradas como una pequeña moclifícación de las ya definidas NC. Por ser de uso muy extendido las referenciarnos y [as definimos, así como los límites ele utilización. Los espectros para cada curva PNC, se clan en la Figura N.O 37. Los niveles ele ruido SPL en dB para cada ancho de banda se dan en la Tabla X.

TABLAX. ANÁLISISESPECTRALEN BANDADE OCTAVADE LAS CURVASPNC

ANÁLISISEN BANDADE OCTAVA FRECUENCIA CENTRAL DE LA BANDA.Hz MEDICIONES en (dB) Curvas PNC

31,5

63

Hz

Hz

PNC - 15

58

PNC - 20

59 60 61 62

43 46

PNC - 25 PNC - 30 PNC - 35 PNC - 40

49 52

125 250 Hz Hz

500 1000 2000 4000 8000 Hz Hz Hz Hz Hz

35

28

21

15

10

8

8

39 43 46

32

36 31

15 20

13 18

13

37 41

20 25 30

25 30

23 28

45

35 40

23 28

50 54

45 50

33 38

51

33 38 43 48

43 48

56 61

53 58

53 58

50 54

45 50

58 62

54 58 62

PNC - 45

64 67

PNC - 50 PNC - 55

70

55 59 63 66

73

70

66

PNC - 60

76

PNC - 65

79

73 76

69 73

66 70

35 40

59 63 67

55 59 64

35 41 46

18

Los criterios de selección ele la curva PNC que deben ser considerados para el desarrollo de una actividad se dan a continuación en la Tabla XI. 79

TABLA XI.- CRITERIOS DE SELECCIÓN DE CURVAS PNC Márgenes acústicos en

Márgenes ele

Salas de concierto, óperas y locales ele recitales (escucha sonidos )' notas musicales delicados) .

21 - 30

10 - 20

Estudios de radio y estudios ele grabación

21 - 30

10 - 20

No debe

exceder ele 42

No debe exceder de 20

Pequeños audítorios, pequeñas iglesias, pequeños teatros, grandes salas ele conferencias y reuniones No debe (para buena escucha) no exceder de exceder de 50 personas . 42

No debe exceder ele 35

curvas de decibelios A criterio PNC

Tipo de interior

.

Auditorios extensos, teatros graneles, iglesias (para tener unas condiciones ele escucha excelentes)

Dormitorios, hospitales, residencias, apartamentos, hoteles moteles (para dormir, descansar y relajarse)

37 - 47

25 - 40

Oficinas privadas o semiprivadas, pequeñas alas ele conferencias, clases, librerías

.

38 - 47

30 - 40

Graneles oficinas, lugares de recepción, tiendas, cafeterías, restaurantes

.

42 - 52

35 - 45

47 - 56

40 - 50

52 - 61

45 - 55

Oficinas de ingeniería, pull de secretarias

.

Cocinas, lavanderías, oficinas con equipos de computadoras 80

.

Tabla XI. (continuación) Márgenes Márgenes ele acústicos en curvas de decibelios A criterio PNC

Tipo ele interior Tiendas graneles, garajes, sección ele control ele plantas de potencia (de las de posible comunicación por teléfono) .

56·66

50 -60

Lugares ele trabajo donde no son necesarias comunicaciones por teléfono, pero deben no existir riesgos de pérdida ele audición .

66 - 80

66 -75

2.3. Criterios ISO Son de utilización en Europa y tienen la misma utilidad y significado que los NC y PNC. Fueron propuestos por especialistas holandeses y abarcan por su forma las curvas ele Bolt, Beranch y Newman, así como las corregidas ele Parrach y Lubcke, Los espectros para cada curva ISO, se dan en la Figura N.O 38. Los niveles de ruido SPL en dB, para cada ancho de banda se dan en la Fig. N.O 38 TABLA XII. ANÁLISIS ESPECTRAL EN BANDA DE OCTAVA DE LAS CURVAS ISO ANÁLISIS EN BANDA DE OCTAVA FRECUENCIA CENTRAL DE LA BANDA. Hz MEDICIONES en (e1B)

63

125

250

500 1000 2000 4000 8000

Hz

Hz

Hz

Hz

Hz

Hz

Hz

20

51

25

55 59 63 67 71 75

31 35 40 44 49 54 58

24 29 34 38 44 49

20 25 30 35 40 45 50

17 22

30

39 44 48 52 57 61 65

14 19 25 30 35 40 45

Curvas ISO

35

40 45 50

53

27

32 37 42 47

Hz

13 18

23 28 33

38 43 81

Fig. 38. Curvas

,,¡SO».

3. Criterios de exposición laboral al ruido Los criterios de exposición laboral al ruido pretenden evitar, o disminuir, el riesgo de COntraer una sordera profesional a los trabajadores en sus puestos ele trabajo, expuesto a altos niveles de ruidos. Básicamente, existen dos criterios ele evaluación del riesgo higiénico, los criterios utilizados en USA,basados en las consideraciones del Comité on Hearíng, Bioacoustic and Biomechanies (CHABA)de la National Acaderny of Sciencies Ylos Threshold Limit Values (TLV'S) de la American Conference of Govermentel Industrial Hygienistc (ACGIH), la cual establece que el daño producido en el oído está relacionado con la reducción temporal ele la capacidad auditiva después de una exposición al ruido, y se basa en la observación ele que exposiciones que producen en cortos períodos ele tiempo disminución de la capacidad auditiva temporal, a lo largo del tiempo llegan a producir trauma sonoro. Se conoce esta teoría por Efecto Temporal. 82

En Europa el criterio de exposición al ruido se basa en [as recomendacíones ele la British Occupational Safety Hygienes Society

(BOSHS), la cual considera que el trauma sonoro es causado por la cantidad de energía acústica recibida por un individuo independientemente ele su distribución en el tiempo. Esta teoría se conoce por la de Energía Equivalente. Los criterios de evaluación ele esta teoría vienen dados por la norma 1S0-1999.

3.1. Criterio de evalucíón según los TLV'Sde la ACGIH Los niveles ele ruido considerados, deben ser usados C01110 guías para el control de la exposición al ruido, y debido a las susceptibilidades individuales no deben ser considerados como límites precisos entre niveles seguros)' peligrosos. 3.1.1. Euatuacián de la exposición a niveles de ruido continuos interm itentes

O

El nivel sonoro debe determinarse con un sonómetro que cumpla la «Specífícarion for Sound Level Meter» de la «American Natíonal Standard» (S 1-4-1971)Y debe utilizarse la escala A y la respuesta «Slow». Los tiempos de exposición no deben exceder de los indicados en la Tabla XIII. TABLAXIII. NIVELESDE RUIDO Y TIEMPO DE EXPOSICIÓN PERMITIDOS POR LOS TLV'S 85. RUIDO CONTINUO O INTERMITENTE Duración por día (Horas)

16

Nivel Sonoro (dBA)

4

80 85 90

2 1 1/2

100 105

1/4 l/8

110 115

8

95

83

El nivel (le 115 (IBA no debe sobrepasarse en exposiciones continuas o intermitentes. Estos valores se aplican al tiempo total ele exposición por día de trabajo independientemente de que se trate ele una exposición continua o de exposiciones cortas, pero no se aplica a ruido de impulso O de impacto. Cuando [a exposición diaria al ruido se compone ele dos o más períodos con niveles distintos de ruido, deben considerarse sus efectos combinados en lugar de cada lino de ellos indívidualmenre. Si la suma de fracciones:

el

+

e2

+ ... +

Cn

supera la unidad, se considerará que la exposición global supera el TLV, en donde CI es la duración total de la exposición a un nivel específico de ruido, y TI indica la duración total permitida a este nivel. 3.1.2. Evaluación de la exposicion

ti

ruidos ele impacto

O

de

impulso. Se recomienda que la exposición a ruidos de impactos o ele irnpulsos no exceda de los límites dados en la Tabla XIV. TABLAXIV. CRITERIOS DE EXPOSICIÓN AL RUIDO DE IMPAC~ TO TLV'S 85 Niveles de sonido (dB)

N° ele Impulsos () Impactos por día

1tíO 130

1.000

100

120

10.000

Las medidas deben realizarse con respuesta «Peak» del sonómetro y referencia 20 x 10-6 Pa. No deben permitirse exposiciones a ruidos superiores a 140 dB ele nivel pico. Será considerado ruido ele impacto, cuando el intervalo ele dos

84

Fíg. 39. Exposición a ruidos de impacto. m ~'40

e

so 1/1

e

o ;¡,
a. 130

1.000

10.000

Numero de impulsos o impactos por dio (N)

impulsos sonoros es superior a un segundo. Cuando sea igualo inferior deberá ser considerado como ruido intermitente y evaluado como tal. Para evaluar a otros niveles de sonido pico, puede utilizarse la Figura N.') 39. 3.2. Criterios de evaluación según la norma ISO-1999 Son estos los criterios utilizados en la CEE y proporcionan una relación práctica entre la exposición al ruido expresada en términos de Nivel de Exposición en dBA, el período ele exposición a lo largo de 40 horas/semana y el porcentaje de personas con riesgo ele sordera con y sin exposición laboral. Define los conceptos de: Índice Parcial ele Exposición al Ruido (IP), determinado por el nivel de ruido (dBA) y su duración a lo largo del período semanal ele 40 horas. IP

=

.2L 10 40

T¡

(SPL¡- 70) 10

Tiempo (Hr) semanal expuesto al nivel SPL¡ (eIBA). 8S

Índice Compuesto ele Exposición al Ruido (IT), determinado por la suma de los índices parciales de exposición a lo largo ele la semana. 11

IT

r; (IP) i i~l

Nivel de Ruido Equivalente (Leq) definido, como el nivel sonoro en dBA que si se presentase de forma continua en una semana de 40 horas, ocasionaría el mismo índice de exposición que el Indice Compuesto de Exposición. Leq

=

70 + 10 log (IT)

Riesgo Porcentaje de personas que presentan riesgo de sordera profesional por exposición debida únícamente al ruido ocupacional. Riesgo Totalcon Pérdida de Audición. Porcentaje de personas que presentan riesgo de sordera profesional por exposición a ruido ocupacional y otras causas (edad, enfermedad, ruido urbano). 3.2.1. Evaluación de la exposición a ruidos continuos o intermitentes. Las medidas se realizarán con sonómetro en respuesta «Slow. y escala A ó con dosímetro. Los intervalos de medición serán de 5 dBA, anotándose el tiempo de exposición semanal al intervalo considerado. Se determinará de acuerdo con el tiempo de exposición, el nivel de ruido considerado (dBA)para la semana, los índices parciales de exposición (IP) y posteriormente los índices Compuestos (IT). Los índices IP pueden determinarse bien matemáticamente por la expresión dada o por la Tabla. A partir de los IT, se obtendrá la Leq semanal mediante expresión matemática o bien a través de la Tabla XVI. El riesgo de contraer sordera profesional, se evaluará eleacuerdo con el Leq obtenido y los años de exposición a ruidos mediante la Tabla XVII.

86

TABLA xv. ÍNDICES PARCIALESDE EXPOSICIÓN AL RUIDO (IP)

Duración por semana

Índices parciales de exposición al ruido

horas mino 80

85

10 12 14 16 18 20 25 30 4u 50 60 70 80 90

Nivel de sonido dBA 90 95 100 105 110

5 S 5

5 5 5 5 5 5

lOO

2 2,5 3 3,5 4 5 6 7 8 9

5 5 lO

5 5 5 5 5 5 5

10 lO

15 IS 20 20 25

lO

5

lO

25

12 14 16 18

5

lO 10 15 15 15 20 25 30 30

30 35

zo 25 30 35 40

5 5 5 5 5 lO lO

10

40 45 50 65

75 90 lOO

10 10 10 10 15 15 2U 25 30 30 40 45 55 65 70 80 95 110 125 140 160 20U 235 275 315

5

15

5

15 20 20 25 25 35 40

5 5 10 10 10 15 20 20 25 30 35 40 40 50 65 75 90 lOO

125 ISO 175 200 225 250 300 350 400 450 500 625 7S0

55 70 88 90 105 120 130 160 200 2.'15 275 315 395

474 555 630 710 790 950 l.110 1.260 1.420 1.580 1.980 2.3/0

875

2.770

1.000

3160

115 120

40 415 130 160 50 500 60 185 585 210 65 665 75 235 750 265 85 835 lOS 330 1.040 125 395 1.250 165 525 1.670 210 660 2.080 250 790 2500 290 920 2.920 3)0 1.050 .J.3.~() 375 1.190 3.750 415 1.320 4.170 500 1.580 5.000 625 1.980 6.250 750 2.370 7.500 875 2.770 8.750 1.000 3.160 10.000 1.250 3.9S0 IZ.500 1.5O() 4.7401S.000 1.770 5630 17.500 2.000 6.320 20.UOO 3.250 7.11022.500 2.500 7.91025.000 3.000 9.490 30000 3.500 11.100 4.000 12.600 4.500 14.200 5.000 15.800 6.250 10.SOO 8.750 27.700 8.750 27.700 10.000 31.600

87

TABLA XVI. ÍNDICE COMPUESTOS DE EXPOSICIÓN

AL RUIDO

RELACION ENTRE EL ÍNDICE COMPUESTO DE EXPOSICIÓN AL NIVEL DE SONIDO CONTINUO EQUIVALENTE Índice compuesto de exposición al ruido

10

80

15 20 25 30 40 50

82 83

84 85

86

60

87 88

80

89

100 125

90 91

160

92

200 250 315

93 94 95

400

96 97

500 630 800 1.000 1.250 1.600 2.000 2.500

3.150

4.000 5.000 6.300 8.000 10.000 12.500 16.000 20.000 25.000 31.500

88

Nivel de sonido continuo equivalente (dBA)

98

99 100

101 102

]03 104 105 ]06 107 108

109 110 111 J 12 113 114

115

TABLA XVII. RIESGOS DE PÉRDIDA EN AUDICIÓN EN FUNCIÓN DEL TIEMPO DE EXPOSICIÓN

Nivel de sondeo Riesgo % continuo o Riesgo total % equivalente con pérdida (dBA) de audición 80

a) Riesgo % .... b) Riesgo total % con pérdida ele

audición 105

a) Riesgo % .... b) Riesgo total %

con pérdida de audición ] 10

a) Riesgo % .... b) Riesgo total %

con pérdida de audición . 115

o O O O O O O O O O . '1

2

3 5 7 10 14 21 33 50

O

1

3

3

6 10 13 17 22 30 43 57

.

a) Riesgo % .... b) Riesgo total %

con pérdida de audición 100

O 5 10 15 20 25 30 35 40 45

a) Riesgo % ... b) Riesgo total % con pérdida ele

audición

90

Años de exposición

a) Riesgo 1M, .... b) Riesgo total %

con pérdida de audición 85

Porcentaje

a) Riesgo % .... b) Riesgo total %

con pérdida de audición

O

.

5

6 7 8

9 10

7

4 10 14 16 16 18 20 21 15

613 19 23 26 32 4] 54 65 O 12 29 37 42

43 44 44 41 33

14 32 42 49 53 58 65 74 83 O 18 42 53 58 60 62 61 54 41

] 20 45 58 65 70 76 82 87 91 O 26 55 71 78 78 77 72 62 45

1 28 50 76 85 88 91 93 95 95 O 36 71 83 87 84 81 75 64 47

38 74 88 94 95 95 96 97 97

89

3.2.2. Eoaluacion de la exposición a ruidos de impulso o impactos. La evaluación deberá hacerse de forma similar a la de ruidos intermitentes, considerando para los períodos de impactos un nivel de ruido corregido en + 10 dB al valor en dBA medido.

3.3. Directiva de la Comunidad Económica Europea (86/188/C.E.E.) «Directiva del Consejo de 12 de mayo ele 1986 relativa a la protección de los trabajadores contra riesgos debidos a la exposición al ruido durante el trabajo. A continuación transcribimos la citada Directiva de la C.E.E., dado el interés que entendemos que ello tiene en la valoración laboral al ruido en España. Artículo 1 1. La presente Directiva, que será la tercera Directiva particular con arreglo a la Directiva 80IlI07/CEE, tiene por objeto la protección de los trabajadores contra los riesgos para su oíelo y, en la medida en que lo prevea expresamente, contra los riesgos para su salud y su seguridad, incluida la prevención de los riesgos derivados o que puedan derivarse de la exposición al ruielo durante el trabajo. 2. La presente Directiva se aplicará a todos los trabajadores, incluidos [os expuestos a las radicaciones comprendidas en el ámbito ele aplicación del Tratado CEEA, con excepción de los trabajadores de la navegación marítima y de la navegación aérea. A efectos de la presente Directiva, los términos «trabajadores de la navegación marítima y de la navegación aérea» se referirán a las tripulaciones ele tales medios ele transporte. A propuesta ele la Comisión, antes de! 1 de enero de 1990, el Consejo examinará la posibilidad de aplicar la presente Directiva a los trabajadores de la navegación marítima y de la navegación aérea. 3. La presente Directiva no afectará a la facultad ele los Estados miembros para aplicar o introducir, con observancia ele lo establecido en el Tratado, disposiciones legales, reglamentarias y administrativas que aseguren, cuando ello sea posible, una mayor protección ele los trabajadores y/o que tengan por objeto ele reducción de! ni90

ve! de mielo sufrido durante el trabajo mediante la actuación ele exposiciones que eviten molestias innecesarias.

Artículo 2 A efectos de la presente Directiva los términos que figuran a continuación se entenderán del siguiente modo: 1. Exposición diaria personal de un trabajador al ruido Lep,cl. La exposición diaria personal de un trabajador al ruido se expresa en dBA mediante la relación:

Lep.d

LAeqTE + 10 loglo

T

_o to

siendo:

LAeqTe

=

10 loglO (_1_ Te

J: [~J e

2

dt)

Po

Te

duración diaria de la exposición personal de un trabajador al ruido. T() = 8 h = 28.800 seg. Po = 20 Pa PA = Presión acústica instantánea ponderada A, en pascals, a la que está expuesta, en aire a presión atmosférica, una persona que pueda () no desplazarse de un lugar a otro del centro de trabajo; se determina a partir ele mediciones efectuadas en los lugares en los que se encuentran los oídos ele la persona durante el trabajo, preferentemente en la ausencia ele ésta mediante una técnica qucminimice su efecto sobre el campo sonoro. Si el micrófono estuviera situado muy cerca del cuerpo deberán introducirse los ajustes adecuados para permitir la determinación de un campo de presión no perturbado equivalente. La exposición diaria personal no tendrá en cuenta el efecto ele ningún protector indiviclual que pueda ser utilizado. 91

2. Media semanal de los valores diarios Lepw. Lepw

111 - 1 r; 100,1(Lep.d) ]

= 10 log.¿ [

5

1(-1

siendo (Lep,d)k los valores de Lep.d para cada LInoele los m días de trabajo de la semana considerada, Artículo 3 EVALUACIÓN y MEDICIÓN 1. El ruido sufrido durante el trabajo será objeto de una evaluación y, en caso necesario, de una medición que tenga por finalidad identificar los trabajadores y los lugares eletrabajo considerados por la presente Directiva y determinar las condiciones en las que se aplicarán las disposiciones específicas de la misma. 2, La evaluación y la medición mencionadas en el apartado 1 se programan y efectúan de forma adecuada a intervalos convenientes y bajo la responsabilidad de los empresarios. Todo muestreo deberá ser representativo de la exposición diaria personal del trabajador al ruido. Los métodos y el equipo utilizados deberán adaptarse a las condiciones existentes, habida cuenta, en particular, de las característiGIS del ruido que haya que medir, ele la duración de la exposición, ele los factores ambientales y ele las características del aparato ele medición. Tales métodos y equipo deberán permitir determinar las magnitudes definidas en el artículo 2 y decidir si, en el caso considerado, se superan los valores fijados en la presente Directiva. 3. Los Estados miembros podrán disponer que la exposición personal al ruido se sustituya por el ruido registrado en el lugar ele trabajo. En ese caso el criterio ele la exposición personal al ruido se sustituirá, para los fines ele los artículos 4 a 10, por el ele la exposición al ruido durante la jornada diaria ele trabajo, pero al menos durante ocho horas, en los lugares en que se encuentren los trabajadores. Los Estados miembros podrán además disponer que, en la medición ele! ruido, se tenga en cuenta, en particular, el ruido de impulso. 4. Los trabajadores ylo sus representantes en la empresa o centro de trabajo participarán, con arreglo a la legislación y los usos nació-

92

nales, en la evaluación

y en la medición

previstas en el apartado

1.

Estas serán revisadas cuando haya motivos para pensar que no han sido correctas o que se ha producido una modificación material en el trabajo. 5. El registro y la convcrvación de los datos obtenidos en aplicación del presente artículo se asegurarán ele forma adecuada, con arreglo a la legislación y los usos nacionales. El médico y/o la autoridad responsable, así como los trabajadores y/o sus representantes en la empresa, tendrán acceso a esos daros, con arreglo a la legislación y los usos nacionales. Artículo 4 L Cuando la exposición diaria personal ele un trabajador al ruido

o el valor máximo de la presión acústica instantánea no ponderada puedan superar 85 clB(A)o 200 Pa respectívamente, se tomarán meelidas adecuadas para asegurar que: a) Los trabajadores y/o sus representantes en la empresa o en el centro de trabajo reciban una información y, en su caso, una formación adecuada en lo referente a: los riesgos potenciales para su oído derivados de la exposición al ruido, . las medidas adoptadas en aplicación ele la presente Directiva, la obligación ele atenderse a las medidas de protección o de prevención, con arreglo a la legislación nacional, el uso de protectores individuales y el papel de la vigilancia de la función auditiva con arreglo al artículo 7. b) Los trabajadores y/o sus representantes en la empresa o centro ele trabajo tendrán acceso a los resultados de la evaluación o ele la medición de ruido, efectuadas en aplicación del artículo 3 y podrán obtener explicaciones sobre las asignaciones ele tales resul tados. 2. En los lugares el_{; trabajo donde pueda producirse una exposición diaria personal del trabajador al ruido superior a 85 clB(A),los trabajadores serán informados de modo adecuado de dónde y cuándo se aplican las disposiciones del artículo 6. En los lugares ele trabajo donde pueda producirse una exposición diaria personal del trabajador al ruido superior a 90 elE(A)o un valor máximo de la presión acústica instantánea no ponderada superior a 200 Pa, la información prevista en el párrafo primero adoptará, 93

cuando ello sea razonablemente posible, la forma de una señalización adecuada. Tales lugares, si el riesgo de exposición lo justifica y tales medidas son razonablemente posibles, serán además delimitados y objeto de una limitación de acceso. Artículo 5 1. Los riesgos derivados de la exposición al ruido deberán redu-

cirse al más bajo nivel razonablemente posible, habida cuenta del progreso técnico y de la disponibilidad ele medidas de control del ruido, en particular en su origen. 2. Cuando la exposición diaria personal de un trabajador al ruido o el valor máximo de la presión acústica instantánea no ponderada superen 90 dBA o 200 Pa respectivamente: a) se determinarán los motivos por los que se supera dicho límite y el empresario elaborará y aplicará un programa de medidas de carácter técnico y/o ele organización del trabajo con vistas a reducir, si ello fuera razonablemente posible, la exposición de los trabajadores al ruido. b) Los trabajadores y sus representantes en la empresa o centro de trabajo recibirán una información adecuada sobre estos excesos y sobre las medidas adoptadas en aplicación del punto a). Artículo

6

l. Sin perjuicio ele lo dispuesto en el artículo 5, cuando la exposición diaria personal de un trabajador al ruido o el valor máximo

de la presión acústica instantánea no ponderada superen 90 dB(A) o 200 Pa respectivamente, deberán utilizarse protectores individuales. 2. Cuando la exposición contemplada en el aparrado 1 pudiera superar los 85 dB(A), deberán ponerse a disposición de los trabajadores protectores individuales. 3. Los protectores individuales deberán ser proporcionados por el empresario en número suficiente y los modelos serán escogidos, de acuerdo con la legislación y los usos nacionales, con participación de los trabajadores afectados. Los protectores deberán ser adaptados a cada trabajador individualmente y a sus condiciones de trabajo, teniendo en cuenta su seguridad y su salud. A efectos de la presente Directiva se considerarán adecuados y apropiados, si razonablemente cabe esperar, cuando se haga un LISO corriente de ellos, que el riesgo para el oído se mantendrá a un nivel inferior al que resultaría de la exposición con-

94

templada en el apartado 1. 4. Si la aplicación del presente artículo implica un riesgo de accidente, éste deberá disminuirse, en la medida en que ello fuera razonablemente posible, mediante medidas apropiadas. Artículo 7 1. Cuando la exposición diaria personal de un trabajador al ruido no pueda ser reducida razonablemente por debajo de los 85 dBA el trabajador expuesto tendrá derecho a una vigilancia médica de su función auditiva, efectuada por un médico o bajo su responsabilidad y, si éste lo juzga necesario, por un médico especialista. Las modalidades de la puesta en práctica de la vigilancia serán determinadas por los Estados miembros con arreglo a su legislación y sus usos. 2. Lavigilancia tendrá por objeto el diagnóstico de toda disminución de la capacidad auditiva debida al ruido)' la conservación de la función auditiva. 3. Los resultados de la vigilancia se conservarán con arreglo a la legislación y los usos nacionales. Los trabajadores tendrán acceso a los resultados que les conciernan en la medida en que la legislación y los usos nacionales lo permitan. 4. Los Estados miembros adoptarán las medidas necesarias a fin de que, en el marco de la vigilancia, el médico y/o la autoridad responsable den indicaciones apropiadas sobre las medidas de protección o eleprevención individuales que, en su caso, haya que adoptar. Artículo 8 1. Los Estados miembros adoptarán las medidas adecuadas a fin de que: a) la concepción, construcción y/o realización de nuevas instalaciones (nuevas fábricas, instalaciones o máquinas, ampliación o modificación sustancial ele fábricas O de instalaciones existentes, sustitución de instalaciones o de máquinas) respeten las disposiciones del apartado 1 del artículo 5; b) cuando un nuevo material (herramienta, máquina, aparato, etc.) destinado a ser utilizado durante el trabajo pueda provocar en un trabajador que lo utilice de manera adecuada, durante el período convencional de ocho horas, una exposición diaria personal al ruido igualo superior a 85 dBA o una presión acústica 95

instantánea no ponderada cuyo valor máximo fuera igualo superior a 200 Pa, se facilite una información suficiente sobre el

ruido producido en condiciones de utilización que habrá que especificar. 2. El Consejo, a propuesta de la Comisión, cuando sea razonablemente posible, establecerá las disposiciones con arreglo a las cuales el material contemplado en el punto b) elel apartado 1 no producirá, utilizado de manera adecuada, un ruido que pueda constituir un riesgo para el oído.

Artículo 9 1. Cuando las características de un puesto de trabajo impliquen,

entre una y otra jornada de trabajo, una variación notable de la exposición diaria personal del trabajador al ruido, los Estados miembros podrán disponer en casos extraordinarios, para los trabajadores que efectúen operaciones especiales, excepciones al apartado 2 del artículo 5, apartado 1 del artículo 6 y al apartado l del artículo 7, pero únicamente conla condición de que haya un control adecuado que muestre que la media semanal de exposición del trabajador al ruido respeta el valor fijado en estas disposiciones. a) En situaciones excepcionales en las que no fuera razonablemente posible, mediante medidas de naturaleza técnica o de organización del trabajo, reducir la exposición diaria personal al ruido por debajo ele 90 dBA ni garantizar que los protectores individuales previstos en el artículo 6 sean adecuados y apropiados con arreglo al párrafo segundo del apartado 3 del mismo artículo, los Estados miembros podrán conceder excepciones a tal disposición para períodos limitados y tales excepciones podrán ser prorrogadas. . En tales casos, no obstante, deberán utilizarse los protectores individuales que proporcionen el mayor grado de protección razonablemente posible. b) Además, para los trabajadores que efectúen operaciones especiales, los Estados miembros podrán conceder con carácter extraordinario excepciones al apartado 1 del artículo 6, si la aplicación ele esta disposición conduce a una agravación elel riesgo global para la salud y/o la seguridad de los trabajadores afectados y no fuera razonablemente posible disminuir ese riesgo por otros medios.

96

e) Las excepciones contempladas en los puntos a) y b) deberán ir acompañadas de condiciones que garanticen, habida cuenta de las circunstancias particulares, la reducción a un mínimo de los riesgos derivados de tales excepciones. Estas se revisarán periódicamente y se revocarán en cuando ello resulte razonablemente posible. d) Los Estados miembros enviarán cada dos años a la Comisión una visión ele conjunto adecuada a las excepciones contempladas en los puntos a) y b). La Comisión informará sobre las mismas de modo adecuado él los Estados miembros. Artículo 10 El Consejo revisará la presente Directiva a propuesta de la Comisión antes del 1 de enero de 1984, teniendo en cuenta, en particular, los progresos logrados en los conocimientos científicos y en la tecnología y en vista ele la experiencia adquirida en la aplicación ele esta Directiva, para disminuir los riesgos derrvados de la exposición al ruido. En el marco ele esta revisión, el Consejo se esforzará por establecer, a propuesta ele la Comisión, indicaciones para la medición del ruido más precisa que las que figuran en el Anexo 1. Artículo 11

Los Estados miembros procurarán que antes de la adopción de las medidas para la aplicación de la presente Directiva sean consultadas las Organizaciones de los trabajadores y de los empresarios, y que [os representantes de los trabajadores, en las empresas o centros eletrabajo en los que tales representantes existen, puedan comprobar su aplicación o participar en ella. Artículo 12 1. La medición del ruido y la vigilancia de la función auditiva de

los trabajadores se efectuarán según métodos que satisfagan al menos las disposiciones de los artículos 3 y 7 respectivamente. 2. Los Anexos 1 y II incluyen indicaciones para la medición elel ruido y la vigilancia de la función auditiva de los trabajadores. Tales indicaciones se adaptarán al proceso técnico con arreglo a la Directiva 80/1107/CEFy según el procedimiento previsto en su artículo 10.

97

Artículo 13 1. Los Estados miembros pondrán en vigor las disposiciones legales, reglamentarias y administrativas necesarias para cumplir la pre-

sente Directiva a más tardar elIde enero de 1990. Informarán de ello inmediatamente a la Comisión. Sin embargo, en lo que respecta a la República Helénica y a la República Portuguesa la fecha aplicable será [a del 1 de enero de 1991. 2. Los Estados miembros comunicarán a la Comisión el texto de las disposiciones de derecho interno que adopten en el ámbito regulado por la presente Directiva. La Comisión informará de elJo a los demás Estados miembros.

Los destinatarios miembros.

Artículo 14 de la presente Directiva serán los Estados

Hecho en Bruselas, el 12 de mayo de 1986

98

Capítulo V Distribución espacial del sonido

1. Distribución espacial del sonido Se pretenele analizar en este capítulo la relación entre el sonido incidente sobre una superficie y el comportamiento elel material sobre el cual incide la onda sonora, con la consiguiente interrelación ele reflexión de la onda, absorción ele energía sonora, radiación de ésta por el material sobre el que incide. En la Figura N,? 40, se representa un esquema eleestas situaciones:

.. X·

is.

\,) 0 °O(J

D~O/\' 00 ~<>Y()c-

~ TRANSl-tSlON

~

D ~<:'

REFLEXION

O

n

~

ABSQRCION

~ RAOIACION

Fig. 40. Distribución espacial del sonido.

99

2. Absorción Se conoce por absorción, al fenómeno debido al cual una parte ele la energía sonora que incide sobre una superficie es absorbida transformándose en otra forma de energía. Todos los materiales absorben parte ete la energía que contiene la ancla sonora que sobre ellos inciden en mayor o menor proporción; esta absorción ele la energía sonora por un material está expresada por un factor ele absorción o coeficiente de absorción ex, el cual se define como la relación de la energía acústica absorbida con respecto a la energía acústica incidente. ex¡ =

E. Absorbida E. Incidente

Una pared dura y lisa, con un enfoscado o ladrillo visto poseerá un ex¡, próximo a cero, dado que será muy reflexiva, mientras que un material poroso y blando poseerá un exi próximo a la unidad. Por definición la energía sonora absorbida por una ventana o abertura se considera ex¡ = 1. Se define como unidad de absorción el "Sabino», el cual expresa en unidades de absorción por m2 o ftZ, la capacidad absorbente de una superficie. Por ejemplo una superficie de 100 1112 con un D:¡ = 0,8, poseerá una absorción ele 80 sabinos m2.

El coeficiente ele absorción D:¡, de un material será función: a) elel espectro sonoro ele la onda incidente b) de la naturaleza del material (tipo, forma, espesor, características constructivas, etc.) c) ele las condiciones termohígrornétricas del ambiente. Fundamentalmente, los condicionantes a y b son los más importantes. Básicamente diferenciamos tres tipos de materiales absorbentes, los cuales vienen elefinidos por sus respuestas genéricas ele absorción sonora. Son estos los absorbedores disipativoso fibrosos, los ele tipo membrana resonante y los ele tipo helmhotz o selectivos. Las respuestas genéricas de estas familias ele materiales absorbentes se clan en la Figura N,? 41. Analicemos a continuación las características específicas de cada uno de estos tipos de materiales. 100

z

1.0

O

U

a

~ 0.8 (])

« w

o 06 w 1-

Z W

U 0.4 LL

w

O

u 0.2

63

500

11<.

FRECUENCIA

2K·

4K

BK

Hz

Fig.41. Coeficiente de absorción para distintos tipos de materiales absorbentes.

2.1. Materiales fibrosos, o materiales con poros abiertos, o absorjerdores disipativos Estos materiales presentan multitud de pequeñas cámaras de aire tortuosas o pequeños poros que se comunican entre sí. Las anclas sonoras incidentes penetran fácilmente y se propagan entre estos intersticios. El aire contenido en el material es puesto en rnovímíentO, y una parte de la energía acústica se transforma en calor por el rozamiento elel aire sobre las partes sólidas. Para que al rozamiento se realice es necesario que la longitud de onda del sonido sea del orden del tamaño de los poros, ya que sólo en este caso la perturbación motivará la fricción del aire en las paredes de los poros. De ello se deduce que a menor longitud de onda, o lo que es igual a más alta frecuencia, se conseguirá una absorción máxima. Los materiales porosos absorben también energía acústica por la reflexión difusa que una superficie porosa ocasiona en una onda ele una longitud semejante a la irregularidad del poro. En consecuen-

101

cía habrá menos reflexión a altas frecuencias, o lo que es igual, ha-

brá una mayor absorción al aumentar la frecuencia. La reflexión difusa se consigue sólo y exclusivamente con las capas superficiales del material y para nada influye el espesor; no sucede igual con la disipación por rozamiento que aumenta con el espesor del material. El coeficiente de absorción a¡ de estos materiales está fundamentalmente influenciado por el espesor del material absorbente. En la Figura N.O 42, se puede apreciar ele forma genérica como se afecta el a¡ conel espesor del material absorbente a distintas frecuencias. La densidad del material fibroso absorbente tiene poca influencia en el a¡, para el ancho de banda audible. Como dato ele interés, en la Tabla XVIII, se reflejan los coeficientes ele absorción O'¡ ele la fibra ele vidrio para distintas densidades ele esta. TABLAXVIII. COEFICIENTE DE ABSORCIÓNDE PANELDE FIBRA DE VIDRIO DE 25,4 111111 DE ESPESOR PARADISTINTAS DENSIDADES, APOYADO SOBRE SUPERFICIE DURA Coeficiente de Absorción

O'¡

Densidad Kg/m2

125

250

500

1000

2000

4000

NRC

4,88 7,32 10,98 14,64 20,75 29,29

0,11 0,09 0,07 0,07 0,07 0,07

0,24 0,20 0,19 0,22 0,18 0,19

0,58 0,57 0,50 0,62 0,51 0,57

0,86 0,88 0,85 0,95 0,89 0,93

0,85 0,86 0,85 0,90 0,88 0,90

0,77 0,79 0,76 0,82 0,80 0,83

0,63 0,63 0,60 0,67 0,62 0,65

Un elemento que modifica sustancialmente el comportamiento absorbente de un material fibroso es el acabado superficial ele este, que a veces, es necesario disponer para la protección física del absorbente contra la acción de polvos, nieblas, aceite, agua, calor, etc. En estos casos será necesario tener muy en cuenta la película protectora a utilizar, ya que ésta no deberá dificultar la función ele porosidad elel material absorbente, o dicho ele otra forma, que el fenómeno ele reflexión difusa no se vea afectado. 102

1,0

't ~ o.a 'ü

g

~

0.6

-!!

0,2

Bilj~S

......

Attas

-

r=recoe oeí as,

en

Hz

Fig. 42. Influencia del espesor del material absorbente con el coeficiente de absorción para materiales fibrosos.

El peso ele la película protectora modifica ele forma importante el espectro del coeficiente de absorción aj del material, como se desprende ele la Figura N° 43, Del análisis ele la Figura N.? 43, se puede decir que a bajas frecuencias es mejorado el aj o no modíficado y para frecuencias superiores a 1 KHz, disminuye el aj, al aumentar el peso de la película o film protector. IO~-_-~~~'T"",....,.....,...,-r--r-T""'T-r---..---r---.--.~-,-..,.-,...,...,~-,-"'T""I 9f---:"

ª

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1, CD E

6 910

F

G H

1

JO

10

¡

PESO DEL FILM PR.OTECTORUf

: ---1-

'1'1' "1 l--

¡I-I-l- -+-++-l------L-II" 51' 11 I 1

--+---+--l-..l-.j.. l'

j

-'o

SO 60 10 80 90 100

I

K 90 1(2

Fig, 43. Influencia del peso del film protector de un material absorbente broso en el coeficiente de absorción aj. para distintas frecuencias.

fi-

103

Cuando por necesidades de acabado superficial fuese preciso pintar un material absorbente fibroso, la pintura no será de tipo celulósíca o ele lacas a fin de evitar que el film protector modifique el comportamiento superficial del material, esto es, se realizará mediante una ligera pulverización. En aquellos casos en que se desee obtener un (Xi próximo a la unidad en todo el espectro de frecuencias, caso típico de las cámaras anecoícas, será necesario tener en cuenta además del espesor del material, también la forma superficial de este. En la Figura N.O 44, se representa de forma genérica una superficie absorbente fibrosa de cámara anecoíca y su curva de respuesta, para el coeficiente de absorción (Xj.

- ._.__-+-~

I ! _L.... .. __J.. FRECUEN(I/.

_j

I

Hz

Ftg. 44. Absorbente. Anecoico.

Como materiales absorbentes porosos encontramos en el mercado entre otros, aglomerados de corcho, fibras minerales, lana de madera, revocos, losetas acústicas, espumas sintéticas, goma-espuma, tejidos, etc.

2.2. Materiales elásticos, tableros reflexivos o absorbedores de membrana Un ejemplo típico de estos materiales sería un tablero de contrachapado clavado o encolado sobre un bastidor ele madera a una distancia de la pared el, tal y como se aprecia en la Figura N.O 45. El comportamiento físico mediante el cual la energía sonora es absorbida o disipada en forma de calor puede explicarse ele la siguiente forma. Las ondas sonoras (sucesión de ondas de compresión y expansión) que alcanzan el tablero y lo ponen en vibración. Al incidir la 104

PANEl

SIN PERFORAR

Hg. 45. Esquema ele actuación de un absorbedor ele membrana.

onda de presión, el tablero flexa haciendo de apoyo el bastidor de madera, produciéndose en este instante deformaciones. Por otra parte, la onda de depresión que sigue a la onda de presión tiende a llevar el panel hacia atrás, y al instante la nueva onda de presión solicita el panel en el sentido inverso y así sucesivamente. Asimismo, el panel tiene una cierta elasticidad y la capa de aire que hay detrás elel panel hace el papel de resorte, conlo que el panel tiende por sí mismo a volver a su posición inicial. Estos dos tipos ele vibración se componen y, si la frecuencia ele las ondas sonoras coinciden con la frecuencia propia de las vibraciones del panel, se produce resonancia, con lo que las dos solicitaciones del panel actúan en el mismo sentido. La velocidad y la amplitud del movimiento aumenta y el panel se pone en movimiento, con lo que una parte de la energía sonora que incide sobre él se transforma en energía mecánica y principalmente encalor, debido a los movimientos y rozamientos internos ele deformación, y por otra parte se absorbe energía debido al rozamiento ele las moléculas de aire situadas en la cámara de aire detrás del panel, con lo que se produce el fenómeno de absorción.

RESONADOR MEMBRANA

r",--~---+---t F RECUENC lA Hz

Fig. 46. Respuesta genérica de un absorbente de membrana.

105

La frecuencia a la cual el panel tiene la máxima absorción fo, ciada por Meyer es: f

o -

60··· -ymxd

Donde 111 es la masa del panel en Kg/m-' y el, es el espesor ele la cámara de aire situada detrás del panel en metros. La curva típica ele absorción de un panel reflexivo se da en al Figura N° 46. Las características generales de respuesta comparativas entre distintos paneles reflexivos son entre otras: • A mayor separación ele apoyos (listones de sujección del panel sobre superficie dura), menor frecuencia del panel fo' • A menor espesor de panel reflexivo, menor frecuencia, fo' • A mayor amortiguamiento de panel reflexivo, menor frecuencia, r; • A mayor separación entre el panel reflexivo y su superficie dura, menor frecuencia fo' La ejecución material del panel reflexivo debe ser siempre de tipo elástico, esto es, disponiendo un tope de caucho O similar entre el marco o rastrel sobre el que irá sujeto el panel. Las dimensiones del panel deben ser tales que el lado mayor sea del orden del 25(% ele la longitud de onda correspondiente a fo'

N

Q x'

6

4

'0

JOO

1.000

Fíg. 47. Frecuencia de resonancia de un panel flexible en función ele la masa del panel y la profundidad de la cavidad d.

106

Resumiendo diremos que este tipo de absorbedores tiene las siguientes ventajas: Absorben a bajas frecuencias. Tienen poca selectividad. Existe la posibilidad de ajustar la absorción máxima para determinadas frecuencias, por supuesto dentro de ciertos límites. En aquellas frecuencias donde el panel no ofrece absorción actúa como difusor con su vibración. Esta última propiedad es muy bien acogida en aquellos tratamíentOS acústicos con paneles elásticos, ya que en aquellas frecuencias que absorben poco, actúan como difusores. Los paneles reflexivos normalmente utilizados son:

Espesor

Panel Capa ele madera Contraplacado de madera

1 mm

5 mm 8 mm

0,90 2,70 4,50 7,20

3,5 mm

3,50

5 mm 5 mm

5,00 1,00

3 mm

Tablex duro Lámina de corcho

1.0,...----------------------,

/'

Fig.48.

63

500

1000

Bando de ücteve Hz

2000

'-000

Influencia en el coeficiente de absorción de la inclusión o n o de fibra de vidrio en la cavidad de aire de un absorbente reflexivo.

107

El coeficiente de absorción de un panel reflexivo puede modificarse introduciendo en la cámara de aire un material absorbente fibroso encolado a la superficie dura. El efecto de esta actuación se representa en la Figura N.O 47.

La determinación de la frecuencia ele resonancia ele un panel flexible puede ser realizada aplicando la Figura N.O 48.

2.3. Absorbedores tipo resonadores de Helmholtz Un resonador acústico consiste en una cavidad que comunica al exterior por un conducto estrecho o cuello. Fue Helmholtz el primero que estudió físicamente el comportamiento absorbente de esta cavidad con cuello, ele ahí, que por extensión, se definen los resonadores en general como resonadores ele Helmholtz. En la Figura N." 49, se aprecia un resonador y el sirnil mecánico elesu funcionamiento, que a continuación definimos detalladamente. Si una onda sonora incide sobre un resonador, se pondrá en movimiento la masa ele aire que hay en el cuello del mismo, ocurriendo, al igual que en el caso de las membranas, una superposición ele dos fenómenos. Por un lado, al penetrar la oneJa por el cuello, excitará al aire encerrado en la cavidad, que actuando como medio elástico, tenderá a emitir unas pulsaciones por el cuello con una frecuencia propia del resonador y, por otro, esta onda al salir chocará con la síguíente onda de impulsión sobre el resonador y sus acciones se contrastarán, actuando el resonador como un absorbedor. Cuando la frecuencia elel sonido es la misma que la propia eJel resonador se produce la resonancia y entonces la velocidad y la amplitud del MASA DE AIRE EN e, CUEllO

(a)

Fig. 49. Analogía mecánica de un resonador de Helmholtz.

108

movimiento del aire del cuello aumenta y una parte de la energía sonora se transforma en energía mecánica, la cual se pierde en forma ele calor, debido al rozamiento elel aire sobre las parceles del cuello. Estos absorbedores son muy selectivos y poseen la máxima absorción a la frecuencia de resonancia del resonador, la cual viene definida por:

f=~CS" 27r~~ o

siendo:

e s I

V

velocidad del soniclo en m/seg. (344 m/seg) Sección del cuello en m? longitud del cuello en m2 Volumen de la cavidad en m3

~r----'r-----------r----. RESONAOOR HElMHElTZ

FRECUENCIA

H,

Fig. 50. Respuesta genérica de un absorbente tipo resonador ele Helmholtz.

La curva de absorción de un resonador de Helmholtz es semejante a la expresada en la Fig. N.O 50. La determinación de la frecuencia de resonancia, puede hacerse con el nomograma de la Fig. N.O 51. Si se coloca en el interior del resonador un material poroso, la absorción aumenta, ya que el movimiento e1elaire interior que se comprime y se expande a semejanza ele un resorte, es amortiguado por los rozamientos sobre las paredes de los poros y la parte ele energía almacenada que no es absorbida por los rozamientos es irradiada a la superficie exterior eleI cuello. La variación elela curva de absorción ele un resonador al introducir en su interior material poroso, aparece en la Figura N.O 52. Los resonadores pueden actuar para cualquier frecuencia, basta con disponer las dimensiones adecuadas. Normalmente son buenos absorbentes para frecuencias bajas puntuales. Son muy utilizados

109

longitud

del cuetlot,

Area del cuello. S

102 ,n.

Volumen

Frecuencia

A

in2

Frecuencic de Reso-. V nan6c de Helrnholl%

f::..L~

211

10

L

LV S F

,n3

lO' V

titti

·l.neo de ref~re"cia

10

-102

V

105

H7

103

~ 5 102

10 103 Fig. Sl. Nomograma parael cálculo de la frecuencia de resonancia eleun resonador de Helmholtz. (Primero unir L con v, el punto de intersección de la línea de referencia unirlo con S )' lea la frecuencia en su correspondiente línea).

en el control de la excesiva reverberación a medias y bajas frecuencias, afectando muy poco al tiempo ele reverberación de las altas frecuencias. Una combinación de los distintos tipos de absorbedores hasta aquí estudiados, constituiría los RESONADORES AGRUPADOS,consistentes éstos en una placa perforada situada a una cierta distancia ele una pared rígida, actuando ésta como una serie de resonadores donde cada orificio equivale al cuello del resonador. Su longitud será el espesor de la placa, y el volumen del resonador será el cociente entre el volumen existente en la cámara de aire y el número de orificios. Si se utiliza un panel perforado delgado, el principal efecto es que se reduce la absorción a frecuencias altas en proporción inversa al porcentaje de área perforada. La frecuencia a la cual ésta reducción se hace más importante, viene dada por la expresión: 110

Fig. 52. Variación del coeficiente ele absorción de Ull resonador ele Helmholtz con y sin material absorbente,

1,0

z

o v cr O

SIN ABSORBENTE

(/)

~ 0,5 w

o a::

O

o
·0 (/)

w

a::

o

FRECUENCIA

p (%)

1,57 --'--'-

f

e

siendo, f

Hz

p el

Porcentaje de área abierta o de perforación Diámetro de la perforación en m111.

Al ser la absorción directamente proporcional al cuadrado ele A, si se quiere obtener unos valores absorbentes elevados, la fo ha de ser baja, o sea, que la utilización de resonadores aislados está indicada para aquellos casos ele absorción a bajas frecuencias. Los resonadores actúan al igual que los paneles elásticos, difundiendo el sonido no absorbido, y en general, les podemos aplicar las cuatro ventajas que anteriormente estudiamos que poseían los paneles elásticos. Laexpresión para determinar la frecuencia a la cual un panel perforado actúa como un resonador Helmhotlz viene dada por: f

=

C

p

21f

d(L+ 1,7 R) 111

siendo,

f e p el L R

Frecuencia de! resonador en Hz 1.128 ft/seg velocidad del aire . ._ Superf. perforada Porcentaje de perforación = Superf, del panel Distancia del panel a la pared en pulgadas Espesor ele! panel en pulgadas Radio de los taladros en pulgadas

En la Figura N.O 53 se representan esquemáticamente este tipo ele resonadores agrupados. fig. 53. Panel

perforado como absorbedor

I

ele los resonadores

I

I

I

J

i

I

i \~ ~ ~v l,r Ir.L, v ~ v .L,v \

ele Helmholtz.

CUELLO

I

VOLUMEN

f .l."Jo" ~ lit

t

PANEL PERFORADO

La curva de absorción genérica de este tipo de resonadores es semejante a la representada en la Figura N." 54.

U Q

-J\J"-

O

0 O

n

ex

/~ '/

:-:;

/

/

>

PANEL PERFORADO

,~ /'", /.' ./

FRE CUENCIA

H2

Fig. 54. Curva ele absorción ele panel perforado,

Con el fin de aumentar la absorción y el espectro ele absorción, o sea, aumentar la absorción a frecuencias agudas y a la vez disminuir la cámara de aire, se recurre a colocar materiales absorbentes adhericios a los orificios en el interior ele la cámara de aire tal como aparece en la Figura N.O 55. La frecuencia de resonancia de los paneles perforados con relleno de material absorbente puede determinarse mediante la utilización del ábaco de la Figura N." 56. La absorción máxima ofrecida por estos resonadores oscila 112

Fig. 55. Resonadores agrupados con mate ri.tl absorbenle. :;:"~;,....:..:.:.::;/:;;:;.:.~:;;.:.,: '~'.'::~':;::~::;'::":':':~::::~~::i~~~~~:¡'::::~;~:~:~:~::::'!::~*~rWtt~t~:;:~::~:~;~:f::~:~~;:::~i;j::~tf;~:~:~:~~*:t~~:::=~:~:~~:::::~~~t:{::;

---r--·,·_n.

MATERIAL

POROSO

PANEL

PERFORAOO

normalmente entre el ancho de la banda de 250 a 1500 Hz. Si una placa tiene perforaciones de diferentes dimensiones, la absorción no es más selectiva, pero las diferentes frecuencias ele resonancia que corresponden a los diferentes diámetros de los orificios son diferentes y la curva ele absorción se extiende más. Para placas perforadas con idénticas perforaciones, el espectro de absorción es mayor a altas frecuencias, cuanto menor espesor tenga la placa. A mayor espesor de la placa perforada, menor frecuencia ele resonancia del conjunto acústico. PorC('1"\10,e-

oe

are-o librt

P

P; ni' lt)1

Fig.56. Determinación

de la frecuencia de resonancia de un panel perforado

el1

función del espesor h de b profundidad ele cámara D. 0.1'·~OO:---__¡--:J~OO::--J_5..100~...L.u...I..--l-...A.-lOOO-L.l.l__J..ll.-LL'0.u.OOO y de I % ele área libre P.

1l:1

Los paneles o placas perforadas que ofrecen buenas condiciones acústicas son entre otros: Diámetro Taladro o Perforación 3/16" 5/32 " l/8 " 3/32" 1/16"

1/32"

4,76 mm 3,97 mm

3,18 2,38 1,59 0,8

mm mm mm

mm

Distancia entre centros 12,5

mm

10,16 mm 7,62 mm

5,59 mm 3,81

111111

2,03 mm

En la Figura N." 57 se representan distintos tipos ele placas utilizadas para resonadores agrupados. OIAMETRO: 6,747mm DISTANCIA ENTRE CENTROS: 7,938mm SUPERFICIE LIBRE: 65·'.

DIAMETRO: 6,350mm DISTANCIA ENTRE CENTROS: 7,938mm SUPERFICIE LIBRE: 58·'.

Fig. 57. Distintas configuraciones ele metales perforados.

Se utilizan también como elementos absorbentes unos bloques ele hormigón o cerámicos con cavidades interiores a fin ele que actúen como resonadores. Estas cavidades están vacías o rellenas de materiales porosos. Las curvas de absorción varían según el diseño de estos bloques. A continuación, en la Figura N° 58, representamos un montaje con un excelente O!¡ a bajas frecuencias utilizando bloques cerámicos de la casa Soundblox y chapa perforada con material absorbente actuando como resonadores agrupados. Dacia la variación que hemos expresado de (X¡ en función ele la 114

Fig. 58. Montaje absorbente con Soundblox y chapa

pedo rada.

ChOpo p.tttarodo M ',1 ~ Con • l"..", Y MpotOCton Pnht crn'ros dt' 9 rrwn

Fibra dt ,..dno

Ot

HI Kgfm)

di <,e:ni1&d .; 50 tN'n df-

t

~s.or

12S HI'

NCA

o eo

85-95

frecuencia para los distintos materiales, se hace necesario tener un valor del coeficiente de absorción que nos dé un índice de su valor a lo ancho del espectro, con relación al campo de frecuencia utilizadas en la conversación humana. Este índice es conocido por NRC (Noise Rcduction Coeficient), y se define como la media aritmética, o C01110 el múltiplo más cercano al valor de 0,05 de los coeficientes de absorción a las frecuencias de 250, "]000 y 2000 Hz, que hayan sido determinados de acuerdo con la Norma ASTM-C-923. En la Tabla XIX, se dan los coeficientes de absorción para distintos materiales en bandas ele octavas, así como de superficies absorbentes con importante significado acústico. Se definía al comienzo de este capítulo que la absorción acústica dependía en parte ele las condiciones termohigrornétrtcas. La influencia de estas condiciones en la absorción aparecen a altas frecuencias, normalmente a frecuencias superiores a 1KHz, y es función de la humedad relativa. La influencia ele la absorción del aire debe considerarse para determinaciones acústicas en grandes espacios)' puede utilizarse para el cálculo ele la absorción de un volumen ele aire los valores obtenidos a partir ele la Tabla XX. 115

TABLA XX. DETEIUvlINACIÓN DE LA ABSORCIÓN Humedad Relativa

30'){)

2000 Hz

4000 Hz

70%

0,035

V

0,0141 -

S

50'){,

6000 Hz

V

V

0,0044 -

0,0312 -

S

V

0,0090

S V

0,0079

S

8000 Hz

0,0500 -

S

y_

0,0187

y_

s. S

V

0,0149 -

S

V S

V

(),0317 -

S

S

0,0032 -

EN AIRE

S

0,0224 -

V

S

Conocido el coeficiente ele absorción de cada uno ele los materiales y elementos que componen un espacio la determinación siguiente, es el conocimiento de la absorción acústica que este recinto ofrece al sonido. Esta absorción total se determina para cada frecuencia por la expresión: A

= I; Si

~i

Donde Si, representa cada una ele las superficies que componen el espacio con su correspondiente coeficíente ele absorción ~i' Para ofrecer con un solo dato la calidad ele absorción de un local se emplea un coeficiente medio, conocido por "Coeficiente medio ele absorción" ex, el cual viene determinado por la expresión para cada frecuencia. ex

A ST

I; Si

~i

ST

Existen expresiones ele cálculo más operativas para determinar el valor ele 0;, cuando los materiales no están distribuidos ele forma homogénea. Esta expresión fue determinada por Fitz rog OASA1959).

x y

z 116

Total de superficie de techos y suelos con ~~ Total de superficies laterales con ~v Total de superficies ele fondo con Ctz

Humedad Relahvo

m: 2.3 (0./1.000) ft-I

70 60 50 ¿O Xl 10

~O ~ ID

~

ti ti ,_

·15 1 'o

(;

'"

.D


60

10 60 90

lO-2~~UL~~~LU

__~_IOO-L~LLLUL_

__ L-~~~~

10)

10

__

~L_~LL~uJ

10L

t/p (Hz/olm)

Fig. 59. Determinaciónde la absorción de un local en función de las condiciones tcrrnohigromérricas.

Se utiliza en las determinaciones acústicas un coeficiente representativo elela absorción ele un local definido por R o constante absorbente elel local, definida pOf: R

117

La determinación do se desconoce

de R, puede hacerse de forma aproximada cuanexactamente el valor 01, mediante gráficos como

el que aparece en la Figura N° 60.

Fig. 60. Ahaco para la deterrn ínación

de H.

VO\UIoI[H Otl

lO(""'l

't

no ti

TABLAXIX. COEFICIENTESDE ABSORCIONACÚSTICACl!-SABINE DE DISTINTOS MATERIALES

DEFINICIÓN MATERIAL Aglomerado de madera densidad 230 kg/m", espesor 20 mm Madera barnizada Enlucido de yeso Mármol Ladrillo pintado Ladrillo bruto Vidrio Superficie de agua Hormigón enlucido 118

A.B.O. Frecuencia (Hz) 125 250 500 1k 2k 4k 0,15 0,44 0,45 0,44 0,53 0,59 0,05 0,01 0,01 0,01 0,02 0,03 0,01 0,01

0,04 0,03 0,01 0,01 0,02 0,03 0,01 0,05

0,03 0,04 0,01 0,02 0,03 0,03 0,01 0,06

0,03 0,05 0,01 0,02 0,04 0,02 0,01 0,07

0,03 0,08 0,01 0,02 0,05 0,02 0,02 0,09

0,03 0,17 0,01 0,02 0,07 0,02 0,02 0,08

Tabla XIX. (continuación) DEFINICIÓN Hormigón

MATERIAL

visto

Placa ele cartón-yeso de 13 111m tomada con rastrelcs y separada de otra placa 41 111111 (sandwich) Cortina ele peso ligero (0,34 kg/m-) en contacto con pared, lisa y colgada Cortinas ele peso medio (0,47 kg/rn-) colgadas y plisadas Cortinas de peso alto (0,61 kg/m-) colgadas y plisadas Terciopelo a 10 cm del muro Terciopelo a 20 cm elel muro Amianto proyectado a 25 m111 Fieltro 25 mm pegado Proyección ele verrnículíta 15 mm sin pintar Alfombra ele lana con esterilla 1,5 cm de espesor Alfombra ele lana sin esterilla encima elel hormigón 1 cm ele espesor Linóleo Parquet ele madera Parquet de corcho Aglomerado ele corcho de densidad 80/1 00 kg/m" de 25 mm IPAKELLB 201. Cámara vacía Separación ele! forjado 50 111m Separación del forjado 100 mm Separación del forjado 200 mm Separación del forjado 300 mm

125 0,01

A.B.O. Frecuencia 250 500 1k 0,01

0,01

(Hz) 21< 41<

0,02 0,02 0,02

O, lO 0,08 0,05 0,03 0,03 0,03

0,03 0,04 0,11 0,17 0,24 0,35

0,07 0,31 0,49 0,75 0,70 0,60

0,14 0,35 0,55 0,72 0,70 0,65 0,09 0,33 0,12 0,36 0,20 0,55 0,12 0,35

0,45 0,45 0,58 0,49

0,52 0,50 0,44 0,52 0,50 0,44 0,59 0,59 0,59 0,63 0,65 0,60

0,20 0,15 0,18 0,26 0,40 0,62 0,09 0,08 0,21 0,26 0,27 0,37 0,09 0,08 0,21 0,26 0,27 0,37 0,03 0,03 0,03 0,04 0,04 0,04 0,03 0,04 0,08 0,12 0,12 0,17 0,02 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03 0, io 0, io 0,33 0,60 0,34 0,49

0,02 0,05 0,15 0,50

0,15 0,28 0,50 0,80

0,70 0,82 0,80 0,58

0,80 0,70 0,60 0,58

0,65 0,65 0,70 0,78

0,62 0,88 0,70 0,62 119

Tabla XIX. (continuación) DEFINICIÓN

MATERIAL

IPAKELL13 201, con separación ele 100 mm y relleno fibroso en cámara ele densidad 50 kg/m> - Espesor de capa fibrosa 20 mm 60 mm Techos acústicos Amstrong con cámara ele aire ele 250 mm Tipo Soft Look Seconcl Look Brasilia Minaboard Fisurado

Aleda Minatone Fisurado

A. B. O. Frecuencia 125 250 500 11\

0,26 0,72 0,99 0,88 0,75 0,72 0,50 0,92 0,99 0,80 0,82 0,72

0,34 0,30 0,15 0,44 0,39 0,37

0,47 0,30 0,35 0,41 0,35 0,35

Fibras de Vidrio adosadas a la pareel Densidad kg/m ESI?~sor(mm) 15 40 0,17 0,47 15 0,23 0,56 50 0,27 0,60 15 60 15 80 0,37 0,75 0,52 0,90 15 lOO 22 0,10 0,32 30 22 50 0,19 0,43 22 70 0,33 0,67 22 100 0,54 0,87 20 0,07 0,18 no 70,07 0,22 75 -) 36 kg 111''1 con 0,40 0,68 50 revestimiento Al 36 kg/m' con ~O 0,50 0,72 revestimiento de PVC J 36 kg/m> con ,)_ 0,75 revestimiento ele 40 PVC

° ~')

120

(Hz) 2k 4k

0,53 0,48 0,44 0,55 0,55 0,46

0,83 0,64 0,62 0,70 0,67 0,64

0,86 0,72 0,80 0,77 0,73 0,78

0,85 0,75 0,94 0,72 0,72 0,72

0,67 0,77 0,78 0,97 1,06 0,55 0,77 0,88 1,00

0,77 0,87

1,01 0,98 1,03 0,99 0,99

0,86 0,90 0,95 0,96 0;66 0,82 0,91 0,96 0,38 0,82 0,63 0,93

0,95 0,95 0,98 1,02 0,79 0,94 0,97 0,97 0,74 1,11

0,77

0,83 0,94 0,93 0,64 1,13

0,46 0,43 0.24 0.16 0,63 0,45 0,25 0,13 0,71 0,55 0,31 0,16

Tabla XIX. (continuación) DEFINICIÓN

MATERIAL

Fibra ele vidrio con revestimientos de superficies perforadas Espesor Revestimiento (mm) Acero ele 0,6 111m con diámetro ele taladro ele 2,4 mm y 50 mm 13')1, de superficie perforada 25,4 Tablé perforado ele 6 mm ele espesor 50 T ,) 6 mm ele diámetro ele taladro, 25 mm lOO ele separación entre 125 150 taladros Tablé perforado ele 3 )~ _) mm ele espesor, con diámetro ele :) mm Esponjas ele políuretano célula abierta Densidad kg/m ' Espesor (mm)

3D 30 30 30 .30

30

100 50 25 15 12,5 10

A.B.O. Frecuencia 500 lk

125 250

(Hz)

2k

4k

0,18 0,73 0,99 0,99 0,97 0,95

0,08 0,26 0,49 0,80 0,98 0,95

0,32 0,97 0,99 0,99 0,99 0,99

0,99 0,99 0,99 0,99 0,99 0,98

0,76 0,34 0,12 0,66 0,34 0,14 0,69 0,37 0,15 0,71 O,~18 0,13 0,71 0,40 0,20 0,69 0,,16 O,lS

0,09 0,35 0,99 0,76 0,34 0,12

0,56 0,24 0,16 0,14

0,85 0,90 0,81 0,91 0,45 0,84 0,28 0,21 0,26 0,17 0,26 0,21

0,10 0,12 0,21 0,32

0,16 0,25 0,46 0,25 0,42 0,77 0.31 0,59 0,90 0,46 0,70 0,92

0,69 0,49 0,25 0,18 0,21 0,15 0,15 0,20

0,98 0,95 0,98 0,97 0,97 0,87 0,86 0,97 0,63 0,65 0,73 0,59

Esponjas acústicas de poliuretano flexible ele célula abierta, ¡PACELL. Densidad kg/m-\ Espesor (mm)

30

30 30 30

6 13 19 _) r

0,60 0,90 0,94 0,96

0,68

0,95 0,96 0,96 121

Tabla XIX. (continuación) DEFINICIÓN

MATERIAL

Polivinilo perforado sobre 5cm lana ele vidrio Idem con 1 cm de lana de vidrio Contrachapado 5 mm a 20 mm del muro Contrachapado 5 mm a 50 111m del 11111ro IPACUSTIC-l IPACUSTIC-2 SOUND SOAK sobre papel pegado SOUND SOAK sobre rasrrelcs de 50 x 30 111m Persona aislada de pie Persona aislada sentada Persona aislada sentada en una silla (hombre) Persona aislada sentada en una silla (mujer) Persona sentada sobre una silla de teatro Asiento ele teatro mullido

bajado Idcm levantado Asiento ele madera

125

A.B.O. Frecuencia 250 500 lk

0,16 0,36

(Hz) 2k

4k

0,76

0,90

0,80 0,77

(),O4 0,08 0,25

0,56

0,73

0,07

0,65

0,12 0,28 0,11 0,08 0,08

0,47 0,34 0,30 0,11 0,08 0,08 rt c: ,/)

0,10 0,12 0,48 0,58 0,8 0,15 OJO O,SO 0,78 0,8

0,48

0,07 0,25 0,75 0,87

0,73

0,60

0,59

0,18 0,46 0,64

0,88

0,76

0,15 0,25 0,35 0,10 0,15 0,32

0,45 0,42

0,55 0,55 0,55

0,55

0,10 0,19 0,38 0,51 0,69 0,69

0,06 0,12 0,21 0,33 0,42 0,42 0,20

0,30

0,36

0,44 0,45 0,45

0,15 0,30

0,:)2 OJ5

0,15 0,26 0,03 0,04

0,26 0,28 O,.JO 0,30 0,04 0,05 0,05 0,06

0,35

O,3()

3. Reverberación Dentro de la acústica ele locales es quizás este término el ele mayor importancia en cuanto a los requerimientos exigidos para una correcta audición semántica de un sonido. El parámetro que define la reverberación de un local es su «tiempo ele reverberación», Tg. La norma S.l. . 1960 (R-1971) de la American National Standard Institutc, define el «tiempo ele reverberación» ele un }n

local como el tiempo transcurrido para reducirse en 60 dB un sonido,

una vez que ha dejado de emitir señal acústica la fuente ele emisión. No debe confundirse reverberación con eco, ya que el eco se debe a una única e importante reflexión que da lugar a una repetición única y poco deformada del sonido original, mientras que la reverberación es la natural prolongación del mismo desde la extinción de la fuente. La definición de tiempo de reverberación se expresa en la Figura N.o

6l. Fig. 61. Tiempo de Reverberación.

80 70

60.

so

::-:_;:z TIEIo'PO DE REVERBERACClN

20 lO

18 EG.

o

20

lO TIE~

EN SEGUN:XlS

La importancia ele elegir un adecuado tiempo ele reverberación viene dada por el destino del local. Si el local posee un tiempo de reverberación alto, 2 segundos, será muy difícil escuchar una conferencia, mientras que será agradable oir música ele órganos. Si el local posee un tiempo ele reverberación de 0,3 segundos, sed un buen locutorio de radio pero no sed apto para escuchar música ya que apagará los sonidos. Laelección del tiempo ele reverberación según el destino del local puede realizarse de forma simplificada mediante el gráfico ele la Figura N.O 62, el cual está desarrollado para una frecuencia de 500 Hz. En este diagrama, la zona central entre ambas líneas representa condiciones aceptables de tiempo de reverberación para múltiples

F íg. 62.

g.

2. 4 ...--,--,-----,,-,--r-r--r-

Variación ele ~ 1.2 los tiempos ele'~ 2.0 reverberación ~ 1. B aceptable :t ~ 1.6 1.4 5(JO 11 .. Z. :¡; 1 2 > ~ ~

1.0 h'¡""¡-"---4-l O. 8 I-f-+-++

~

~ :~ I----,b-+-""'t-t--t-:.

i+

tLM

~ o.~ 1.52

3 4 56 8

1.000

10.000 Volumen del local en c.tt.

usos. La zona por debajo de la línea inferior, es recomendable cuando las características definitorias del local sean una buena audición ele la palabra, mientras que la zona por encima de la línea superior es utilizada para tiempos de reverberación en locales ele audición para interpretación musical. El cálculo teórico elel tiempo ele reverberación es realizado a través eleexpresiones empíricas, todas ellas basadas en principios teóricos de difusión del sonido dentro de un local y posteríormente avaladas por la experiencia. La fórmula más conocida es la ele Sabine, la cual fue deducida basándose en la ley exponencial del decrecimiento de la intensidad energética una vez dejado de emitirse un sonido. 0,16 V I: Sí aí

donde T!{ vendrá ciado en segundos, Sí en 1112, aí en sabinos 1111 y Ven 111-'. Como es lógico TR variará con la frecuencia al variar con ésta ~í' La fórmula ele Eyring, determina el tiern po ele reverberación considerando que la absorción se efectúa en forma díscontinua.

T

=

-0,16 V SL" (l-a)

Doncle S es la superficie total en m ' de absorción dado por: 124

y

a es

el coeficiente medio

Millington hace unas consideraciones sobre la expresión de Eyring, debido a que para calcular esta expresión debe considerarse que las superficies poseen un ai aproximado. Millingtou considera independiente cada aj, Y calcula T R mediante la expresión siguiente: -

0,16 V

Es interesante hacer algunas consideraciones utilización práctica.

en cuanto a su

La expresión de Sabine es apropiada si: El a, es relativamente bajo, a :5 0,25 Los materiales absorbentes están distribuidos homogénearnen te. Para un estudio de predimensíón. Si [os a¡ no son totalmente conocidos. La expresión Eyring es apropiada si: Los materiales absorbentes están distribuidos uniformemente. Los a¡ son exactos. Se necesita un cálculo preciso. La expresión de Millington es apropiada si: Los materiales absorben tes no están un íforrnemen te el ístrib uidos. L1S superficies son todas graneles y no hay ninguna fuente absorbente. Los CI'¡ son exactos y se requiere una exactitud. La determinación aproximada del tiempo ele reverberación puede hacerse mediante el ábaco ele la Figura N.O 63, ;¡ partir del volumen del local. de las superficies y del coeficiente ele absorción. Por último Fítzrog propone Otra expresión de cálculo del tiempo ele reverberación, modificando la fórmula ele Eyring, dada la problemática originada por [a paralelidad ele las paredes. 125

La fórmula

es:

propuesta

(S,,) (

+

S

0,16 V ) -S LI)(l-aJ

Los resultados que se obtienen con esta expresión se asemejan mucho a la práctica, principalmente en locales con una distribución ele materiales absorbentes poco uniformes. Si sucede que algún par ele paredes poseen un ai :::: 0,6, la ecuación anterior puede ser sustituida por la siguiente con más ventajas y acercamiento a la realidad. 0,16 V S

RELAClON ENTRE EL TIEMPO DE REVERBERACION VOLUMEN y ABSORCION UNIDADES DE ABSORCION

o

1

J4Sf.'"tO

-

/ VI

V IV

V V ~~ '/.r/

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//

1/ '/ I V VI /

V 0.\ 20

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Fig. 63. Tiempo ele reverberación

\ 000

'/'/,

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I

V/.rA

///'/ W ~

/

/ /

VOLUMEN DEL LOCAL

126

1)

1 I j

// //

L//,

V

so

1- /

I

~

en segundos.

¡

n Z

4. Radiación acústica de una fuente sonora. Campo directo y campo con reflexiones Es elesuma importancia, dentro del estudio de la acústica en general, el tener un concepto claro sobre la radiación acústica ele una fuente sonora y poder determinar la interrelación existente entre la potencia acústica ele una fuente sonora y el nivel de presión sonora en un puesto ele escucha, en función del campo donde se realiza la transmisión sonora, a fin de poder conocer no sólo los componentes del sonido reflejado, sino también la influencia que puede tener la directividad ele la radiación en estas determinaciones. 4.1. Emisiones en campo sonoro libre 4.1.1. Fuente omnidireccional (no - direccional) Es aquel campo acústico que se establece en un medio homogéneo e ísótropo, libre ele contornos, en el cual las ondas sonoras se propagan sin obstáculos desde la fuente de emisión, denominándose ondas progresivas libres. Un esquema de esta emisión aparece en la Figura N," 64.

En este tipo de emisión, la energía acústica se propaga uniformemente a partir del foco en forma de ondas esféricas ele presión y 127

depresión. La intensidad acústica (Energía por unidad cie) a una distancia r ele foco, viene dada por: W

p2 . S

S

Q'c

p2 S

\'(I

SWL

10 lag--

10 lag

=

\X',)

Q , C '\Y.!n

p2

( p2

10log

p}

Q , C '

\Y.!,)

SPL + 10 log S + ]0 log _ Q'

Si la radiación

io log En condiciones

es esférica en campo

S

= 10

,S)

__:P:....!(L> --

c· W"

libre, su superficie

lag 47!' + 10 log

1'2

=

11

= -0,13

10 log 0,97

SPL + 20 log r + 11 -

SPL

=

SWL -

semiesférica:

S

=

SPL = S\\1L 128

:::=

1'2

+ 20 log r

O

0,13 = SPL + 20 log r + 11

20 log r -

11

Nivel de presión sonora en dB Nivel ele potencia sonora en clB Distancia fuente receptor en 111

Para radiación

7['

0,96899

1,2 ' 344 .10-12

SPL SW!L

S = 4

normales:

Pn2

SWL

de superfi-

2

7['

20

r2

log r ___:_ 8

En unidades

anglosajonas: SPL

S\VL -

20 log r -

0,7elB R. Esférica

SPL

S\XlL -

20 log

2,3dB

r +

R. Semiesférica

De donde se deduce, que en una emisión sonora en campo libre con radiación esférica, cada vez que se duplica la distancia, decrece el nivel en: 20 log 2 = 6 dB. Este tipo de emisión es el que puede considerarse en una cámara anecoíca (a = 1) O en emisiones al aire libre. En la práctica real es necesario considerar la absorción que sobre el sonido ejerce el aire, a altas frecuencias, ele ahí que al doblar la distancia no a todas las frecuencias disminuirá en 6 elB, el SPL. Se da a continuación en la Tabla XXI la reducción del (SPL) en elB, para distancias superiores a 15 m. TABLA XXI. REDUCCIÓN DE LOS SPL (elB) PARA DISTANCIAS SUPERIOHES A 15 111: ' Distancia Análisis en Banda ele octava. Frecuencia central en Hz (m) 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000

15 19 24 30 .J7,5 48 60

O 2

4

6 8 10

O 2 4

6 8

O

O

O

O

O

O

2

2 4 6

2

2

4

4

2 4

6

2 4 6

7

7

8

8

8

9

10 12 14 16 18 20

10 12 14 16 19 21 23 25 27 30 32 35

10 13

11

10 12

4 6 8

10 12

lO

12

75

14

14

14

96 120 150 189 240 3üO 375 480 600 7S0

16

16 18 20

16 18 20 22 24 26 28 30 32 34

18

20 22 24 26 28 30 32 34

22

24 26 28 30 32 34

12

22

25 27

29 31 33 36

38

15

17 19 22 24

26 29 32 35 38 42

14 16

1~ )

18

21

21 24 27 30 34 38 43 47 53

24 27 31 35 40 46 53

18

61

70 129

4.1.2. Fuente Direccional

En el caso anterior suponíamos que las fuentes sonoras eran ornnídireccionales, esto es, que emitían idéntica energía sonora por toda la esfera de emisión, ahora bien, sucede que las fuentes sonoras tienen una cierta clirectividad y emiten energía con más intensidad en unas direcciones, que en otras en función del lugar en que las ondas se concentren. Para definir esta concentración de energía en unas determinadas direcciones de emisión, se ha definido el Coeficiente de Directividad Q ele una fuente, como la relación entre la intensidad acústica que llega a un punto y la intensidad acústica que llegaría al mismo punto si la fuente fuera omniclireccional y con la misma potencia sonora. ".,

.. "

-_ ......

,

.......... -....... - .......

-,,

:......

-

I I

r

I

.,- ./ ;~

RAOJACCION Q"

ESFE"ICA

Fig. 65. Factor de di reccíonal ib ilidad (Q)

' 6 ...-r-,

esquemáticamente expresada.

o',

~'

f \

ti' "

; I I

1(/

.

Q,

4

ESFERIC¡1

............

'.

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114 RAOIACClaf.i

~/

"

",.

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118 p.o.OI,),CC!.;,..

'"'7 I

~ I

I

I I

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."

E:::~Ei4:(.~

(\,e

La dírectividad Q, será por tanto función del ángulo (e) ele emisión con respecto al receptor.

Q 130

Pf{MSmedida en el ángulo e, a la distancia r PRMS a la misma distancia r, en radiac. esfér.

SPL¡¡ _

Q

10

_.,

SPI.

10

p-

SPLo SPL

Nivel de presión sonora medida a r, con de ángulo. Nivel de presión sonora medida a r, radiación esférica.

Se define el factor de directividad DI = 10 lag

e

(Dio) = SPLo -

SPL

Sustituyendo en la ecuación de emisión en campo libre da: SWL

=

SPL + 20 log r + 11 = SPL + 20 lag r + 11 -

DI

En la práctica, se asemejan las radiaciones sonoras a cuatro tipos ele emisiones consideradas como: radiación esférica, radiación semiesférica, radiación 1/4 esfera y radiación 1/8 de esfera, tomando. Q, los valores de 1, 2, 4, 8 correspondientes al inverso del valor S, esto es:

Radiación esférica

W

Q

S

Q

2

Q

4

Q =

4

W 5/2 W

5/4 1 =

W 5/8

En la Figura N. o 65 se representan los distintos tipos de radiación . •~

---~'---..

~----------------~

.-'--,-' sPL

"

=

<,

SWL + 10 log _Q_

4

1l' [2

<, .)

.. ,/

_----- _- _- ------- ~

)

131

sonora,

ref. 2 x 10-5 Nw.m="

SPL

Nivel ele presión

SWL r Q

Nivel de potencia sonora, ref. 10-12 Distancia en 111 fuente, escucha. FactOr ele directividad,

w.

4.2. Emisiones en campo sonoro con reflesiones Las emisiones sonoras en locales cerrados, con superficies reflectantes, proporcionan al escucha, un nivel de presión sonora, SPL, combinación del sonido directo y ele los sonidos reflejados en las distintas superficies. Fig. 66. Sonido Directo y Reflejado

En la Figura N. 66, se representa un esquema de este suceso. La intensidad total en el receptor, será pues la suma de la intensidad del sonido directo y ele los reflejados. C)

La contribución ele cada una ele ellas será función • 11)de la distancia ele! escucha a la fuente. • IR ele las condiciones absorbentes del local y será independiente ele la distancia. La combinación ele ambos componentes sultante se da en la Figura N. o 67.

sonoros en el sonido re-

4.2. J. FuenJeOmnidireccional

Sería el caso ele una fuente (F) que emitiese igual cantidad ele energía sonora en rodas las direcciones, ubicada en el interior ele un re132

fig. 67. Combinación

()jS1ANCIA A LA FUEtlTE

ele Sonidos.

EN ESC:.!.A LOGt.RI!!
cinto cerrado. El receptor estaría situado a una distancia r ele la fuente. La intensidad acústica en un punto vendrá dada por la suma ele la componente directa y ele la reflejada.

Como ya se dedujo en 4. L 1.:

S SPL!)"=

SWL

+

10 Iog

4

7r

Q

e

r~

Estudiemos ahora el valor de 1,,:

4

\Y.,I

R

pl Q e

4

\Y.,! Q

c

R 1 .,',

J.)

donde: R

(

10 log

Sa = --,

y

P 2xlO-5

2 x 'l.O'-) NW.m--

o

We e (2 X 10-5)2

=

2 =

)

10 log (2

P 201og--2 x 10-'5

X

x

?

4 R

e

10 log W + 10 log

( 2 X ~0-5 -

e

't'P' le.

l-a

10-5)2

+ 10log

. c-

(+)

10 log W + 26,2 + 94 + lO log ( ; )

e

= 1,21 kg/m!

e'

343 mseg+'

=

415 rayls

e

JO log 415 = 26,2 SPL

10 Iog W + 120,2 + 10 log ( ; )

SWL

10 lag W + 120, refW, 10-12 SPL

=

S.

SWL + 10 log ( : )

Ahora bien, si el local es muy reflectante a es muy pequeño, R==Sall-a=5a=A TI{ ==

SPL

SPL

0,16 V A

SWL + 10 log

R

0,16

R

V

TR

4 TI{

SWL + 10log

=

0,16 V

""

0,16 T!¡ -

V

10 log V + 10 log

4 0,16 V

SPL 134

=

SWL + 10 log T R

-

10 log V + 14 dB

De donde se deduce, que para aquellos casos de locales muy reflexivos, donde la componente directa prácticamente queda absorbida por la reflectante, la relación de los niveles de presión y de

potencia sonora vendrán ciados por la expresión en sistemas S.I.: SPL

=

SWL + 10 log (~)

dB

o bien: SPL

=

SWL + 10 10g TR

10 log V + 14 elB

-

La expresión en conjunto ele la combinación eleambos componentes en SPLT, vendrá dada por: SPL

=

=

SWL + 10 log __ - + 1010g4 11' r2 SWL + 1010g

4 R

1 ( 4

11'

r2

en unidades anglosajonas esta expresión queda como sigue: SPL

=

SWL + 1010g (

4

1

+

11' [2

_!_) R

+ 10 dB

o

LOCAL SEMI-REVERBERANTE

LOCAL MUERTO

2

8

16

32

DISTANCIAA LA FUENTE (m)

Fíg. 68. Combinación elesonidos directo)' reflejado.

135

En la Figura N," 68 adjunta se observa como influye en la COl11pO~

ncnte total del sonido la variación de las condiciones acústicas (reverberación) del local con respecto a la distancia. 4.2.2. Fuente Direccional

Cuando la fuente sonora es de tipo direccional y se encuentra en un recinto semi reverberante, podemos aplicar todo lo considerado en el apartado dedicado a fuentes ornnidíreccionales, haciendo las consideraciones oportunas de la dírectlvidad Q, y de 1,1forma en que ésta influye en la componente directa ele la intensidad. La expresión final de la combinación ele ondas sonoras en campos direccionales quedará así: SPL

SPL

=

=

S\'l(1L + 10 log (

4

Q) 1['

Q

SWL + 10 log ( 4

1['

+

r-

+ r2

_i__) dB Sistema s.r. H.

_i__) R

+ 10 elB Sistema anglosajón

o ~.

..._ ,...

~/"J l

-10

"r'"r:~ a m

O

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-20

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--- ---~

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10 20

~

- 41)

~ ~

"""l¡

"-

50 100 200 500 1000 2000 5000 10000 20000

,

'~ - 50 FACTOR

8

DE DIRECCIONABILlDAO

~~-\;_~~If .5

.7

1

2 3 'S

7 . 10

"""

1000 VOlUMEN DEL

10000 LOCAL ",3

100 000

W JOt.O 5070 100

DISTANCIA DE LA FUENTE EN m

Fig. 69. Curvas para determinar el nivel ele presión sonora en un local en relación al nivel ele potencia sonora de la fuente.

136

n o

z

...» z ...m ti>

o m r:

rO n

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~

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SO

O

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200

O

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500

Z O

1.000 2_000

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Q.

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5,000 20.000

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4

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10.000

-' :>-

o

"o

0,5 0.Z5 OJ2S 0.1

0.2

0,5

S

20

SO

lOO

DISTANCIA r A LA FUENTE DE RUIDO EN FT.

Fig. 70, Abaco para el cálculo de SPL en locales cerrados.

En las Figuras N? 69 y 70 adjuntas. se remiten dos ábacos para realizar estas determinaciones en unidades S.I. y en anglosajonas. En los estudios de traramíenros acústicos. para determinar la procedencia o no, de realizar un adecuado control es conveniente conocer a qué distancia de la fuente sonora tiene igual influencia la componente directa y la componente reflejada a fin de actuar en el control sobre aquellas componentes de más peso específico y conseguir de la forma más adecuada el mejor control. La distancia ala cual sucede esta igualdad es conocida por Radio del Local «Room Radios», ésta se expresa esquemáticamente en la Figura N.O 71 adjunta. La determinación de esta distancia ocurrirá cuando: 4

Q 4

7r

de donde:

R

r2 r

=~

R .

Q

16

7r

137

z

O <J

1'1g. 71. Determinación del límite ele campo directo.

el)

"O

CAMPO

LIMITE DEL CAMPO

138

REVERBERADO

Capítulo VI Aislamiento acústico

1. Introducción Es el análisis desde el punto de vista acústico más difícil y complejo dado el número distinto de variables que entran en juego para la determinación del aislamiento de una superficie determinada, sometida a ondas sonoras de presión y extensión. Al someter una pared o superficie cualquiera a unas ondas sonoras de presión y extensión, esta pared vibra y emite otras ondas sonoras con una energía de un valor cuantitativo menor. El conocimiento de la reducción de la energía sonora en este nuevo proceso secundario de radiación es el fundamento del aislamiento acústico en todo el campo de frecuencias audibles.

2. Indices y parámetros

de aislamiento

acústico Comenzamos definiendo unos índices de medidas comúnmente aceptados, como son el TL (Transmission Loss) y NR (Noise Reductíon).

Se conoce por TL de un material el valor de: TL

.

=

1

10 log r

;

'( =

Energía sonora Transmitida Energía sonora Incidente

el cual posee un valor en dB, distinto para cada frecuencia de excitación del material. El TL de un material se determina de acuerdo con la norma americana ASTMStandard E - 90 - 70 «Laboratory Measurement of Airbone Sound Transmission Loss of Building Partition».

139

Podemos

asimismo

expresarlo

TL TL W¡ WT

=

por: \Y./

10 log --'

WT

Pérdidas por Transmisión en dB Energía incidente en watíos Energía transmitida en watios

La Norma Básica de la Construcción Española, NBE CA-82 define por TL el «Aislamiento acústico específico de un elemento constructivo» y lo sintetiza por a. Para un elemento constructivo de compartición total O parcial se define el NR (Noise Reduction) como la capacidad del mismo para reducir la intensidad acústica de un ruido CJLle se propaga a su través.

NR SPL1 SPL2

donde: Reducción Sonora en dB Nivel de Presión Sonora de la onda íncidente en elB Nivel de Presión Sonora ele la ancla transmitida en dB

La Norma Básica ele la Edificación Española, NBE-CA 82, llama al NR definido como «Aislamiento acústico bruto de un local respecto a otro» y lo simboliza por D. Se utilizan otros índices ele aislamiento eleun elemento constructivo que por SLl importancia y difusión vamos a continuación ,1 definirlos. La Norma 1 SO-R-144 define el lnclice de Reducción Acústica R de una partición COI11O: R = SPL1

-

SPL2 + 10 loo Sw b

A

donde R

SPL1 SPLz 140

Viene dada en dB Nivel de presión sonora de! local emisor Nivel de presión sonora elel local receptor

Sw

=

en A

=

Superficie del elemento separador entre ambos locales 1112

Absorción total del local receptor en sabinos .

1112

LaNBE~CA~82española define a R como «Aislamiento acústico normalizado» y lo define también por ~. Dacia la importancia que tiene la bibliografía y documentación USA en el desarrollo acústico que estamos realizando consideramos ele sumo interés el definir el índice más comúnmente utilizado para definir el aislamiento de un paramento en USA, el cual es conocido por el STC (Sound Transmission Class). El STCde una partición es un número dado en dB que representa un valor elel TL medio ponderado ele un análisis realizado en el espectro ele frecuencias para un material eleacuerdo conla norma ASTi'Vl Standard E 413 ~70 T «Determination of Sound Transrníssíon Class». Estaponderación se realiza mediante una superposición ele las curvas del TL real de una partición y la del espectro genérico ele la palabra, realizado en tercios de octava, con las consideraciones ele que la desviación máxima por debajo del contorno de la curva test ele frecuencia no exceda ele 8 elB Yque la suma ele las desviaciones de todas las frecuencias ele la curva test por debajo del contorno no excede de 32 elBcon una desviación de 2 elE. La intersección a 500 Hz nos da el valor del STC del material analizado.

3. Aislamiento teórico de una partición simple Los materiales según su comportamiento ante las ondas sonoras ele presión y extensión podemos clasificarlos en materiales rígidos y materiales flexibles. Son materiales rígidos aquellos ele densidad superior a la unidad, impermeables al aire, normalmente homogéneos, pero no oblígateriarnente isotropos (acero, plomo, contrachapado, pared de obra de fábrica, ele hormigón, erc.), Son materiales flexibles, porosos, absorbentes, aquellos de poca densidad tales como paneles de fibra eleviclrio, ele roca, corcho, plásticos expandidos, etc. Los materiales rígidos siguen una ley teórica en cuanto a su cornportamicnto aislante al sonido incidente. La ley que gobierna el ais141

lamíento

para estos materiales

es conocida

por Ley de Masas

O

de

Berg. TL donde w

=

10 lag

2 f

TL = 10 lag (2 7r fM)2 - 1.0lag (2 Q C)2 = 20 lag f M + 20 lag 2 1f - 20 lag Q c - 20 lag 2 20 10g f M + 16 - 52,4 = 20 log f M - 42 elB TL donde: TL M

f

=

20 lag M + 20 lag f -

42 dB

Pérdidas por Transmisión en dE Masa por unidad de superficie en kg Frecuencia en Hz

111-2

En unidades anglosajonas: TL

=

20 log M + 20 lag f -

33

TL en dB; M en lb.ft-2; f en Hz. La representación gráfica de esta ley se aprecia en la Fig. N.O 72. ::;

t:. ~

RIC,IOEZ CONTROLADA

MASA

CONTROLADA ,?Of(1.

,1>-'11>-

ú6~

z z

Cl>-IOl>-

w

s

_. __ --

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<11

'1' <11 z « a: ,_

"",," ,/

\

/

\ I

{ 1

I I,. FRECUENCIA FRECUENCIA

CRITICA

_

Fig.72. Representacióngráfica de la Ley de Berg.

142

OC

.->:

Como conclusiones del análisis de esta Ley podemos decir: Al aumentar al doble la frecuencia ele excitación del paramento, se aumenta en 6 clB el aislamiento. Al aumentar al doble la masa superficial del paramento, se aumenta en 6 dB el aislamiento. Esta Ley se cumple sólo en un margen de frecuencias distinto para cada material, y conocido por zona ele masa controlada. Existen expresiones más O menos simples y prácticas para la determinación del TL ele una partición en zonas de masa controlada. En un rango de 100 a 3000 Hz, se puede estimar el TL medio de una partición por la expresión: TLlllediO = 14 + 14,5 log M TL en dB; M en kg/rn?

Existe otra expresión para la determinación ele TL en el espectro ele frecuencias, como: TL = 20 log M + K

donde TL en dB; M en Ib.ft'' y I~ 12

24

49

98

147

19.5

=

20 log f -

488

144

977

146

488

244

.'

--

SS

33 195

_--

..

N

J:

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SO 45

I

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15

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~

10 0.25

05

V

..:::p

J

4 5

/" .....

-:

V

~'r'"

.. -

10

976 kg/m2

20

30

l.OSO

-----

lOO

200lbs Ift2

Masa por unidad de oreo

Fig. 73. Ley de Masas.

143

Análisis en Banda de Octava - Frecuencia Central de la Banda 63 K, dB

9

3

250

500

15

21

1000 2000 4000 8000 27

33

39

46

En la Figura N.? 73 se da un ábaco para la determinación global del aislamiento acústico.

4. Aislamiento real de una partición simple La determinación elel aislamiento real de una participación, es un factor mucho más complejo que lo hasta aquí definido y viene gobernado por una serie de parámetros que actúan con base y magnitud diferente, función de multitud de factores. De una forma sencilla vamos a tratar de analizar la influencia de cada uno de los parámetros que a nuestro modo de ver mayor influencia tiene en el aislamiento de una partición; estos son: la Masa, la Rigidez de la partición, las Resonancias, los efectos ele Coincidencia y la Estanqueidad. La representación gráfica real de la Ley de Masa es algo semejante a lo que se indica en la Figura N.O 74.

----i-o--ZONA

ZONAJ

............. ~queño

J J __

.

ZONAJJ I

amor1i9U(lmje~to

_ • _ meaiano amortigua mieo~to - - - - gran amort;9uamie-n~

R~sonancías.

-,

s:

Fr. Hz

Fig. 74. Comportamiento real Ley de Masas.

144

El ancho ele banda de respuesta de aislamiento según la Ley ele Masas para una partición se puede dividir en tres zonas más o menos rígidas en cuanto a su separación e inrerpreración.

El aislamiento es controlado por la rigidez ele la partición y por [as resonancias de estas. ZONA JI. El aislamiento es controlado por la Ley de Masas. Esta zona está comprendida entre las más altas frecuencias de resonancias del panel y la frecuencia mitad de la frecuencia crítica del mismo aproximadamente. ZONA m. El aislamiento está muy influenciado por el amortiguamiento interno O dampíng de la partición. ZONA 1.

Analicemos pues por separado con algo más de profundidad cada una de estas zonas.

4.1. Aislamiento de paneles controlados por la rigidez del panel y la resonancia de los mismos . Los paneles finitos se caracterizan por estar todos o algunos ele sus bordes unidos rígidamente a una determinada estructura. Pues bien en estos paneles, al ser excitados, se producen unos movimientos ondulatorios que difieren en gran manera de aquellos que ocurren en los paneles infinitos, fundamentalmente debidos a [a presencia de ondas reflejadas producidas en los bordes de los mismos. Las interferencias de estas ondas llegan a producir ondas estacionarias las cuales se traducen en movimientos de gran amplitud en sentido transversal y longitudinal del panel. Las resonancias ocurren en el panel cuando [as ondas sonoras incidentes poseen [as mismas frecuencias que las propias del panel, debidas estas a sus dimensiones, a sus características físicas y a su forma ele sujección. Cuando se producen las resonancias, la vibración del panel adquiere una gran importancia y magnitud produciéndose una importante radiación sonora. Las frecuencias de resonancias de un panel vienen ciadas por: 1'011)

0,48 (~) \

111

v,

[(~)2 i,

a, +

(__I!__\1" l)')J

145

rn.n

1,2,3, .....

E

Módulo de Young en Nw/m! Densidad del material en Kg/m3 Espesor en 111 Velocidad ele la onda longitudinal en el panel Dimensiones elel panel

m t

eL 1x' 1)'

Los valores m y n, no pueden ser nunca cero, dado que existe un desplazamiento real de todos sus ángulos. El desplazamiento transversal elel panel, origen ele la radiación acústica, a estas frecuencias de resonancias viene dado por

/'

sen

(x,y)

n

!TI 'Ir X

sen ---

Ix

I

e

~

.. _C

~ Y

e

I I

I I

I

I

+

I

+

+

I

+

I

I

+

I

+

+

I

+

I

I

+

I

+

r-

J I

Fig. 75. Vibración teórica de un panel.

146

Y

1)'

I I

'Ir

Lasformas de deformaciones especiales para un valor dado de m y n, se conocen por modos normales de vibración. Lavibración del panel esquemáticamente es semejante a la reprcsentacíón que se hace en la Figura N." 75. Como se observa en cada dirección 'exlstirán una serie de líneas de desplazamiento cero, llamadas modos, las cuales subdividen el panel en un número de pequeñas superficies vibrantes. Para (m,n) habrá (m-l) líneas de modos, separadas a una igual distancia X, y (n-1) líneas en la elirección y. Cada una ele estas pequeñas áreas, son superficies en vibración que generan una potencia sonora, de muy difícil determinación ele forma numérica. El conjunto de todas estas superficies vibrantes, radiarán una potencia sonora, suma de las potencias radiadas para cada una de estas superficies. Una representación tridimensional de las superficies vibrantes ele un panel se representa en la Figura N.o 76. Fig. 76. Superficies vibrantes de un panel.

Este efecto se hace más pronunciado en [as proximidades de las superficies en vibración, y va desapareciendo al distanciarse de esta. En la Fig. N.? 77, representamos esquemáticamente la composición ele los movimientos ondulatorios del aire al alejarse ele la superficie vibrante. La potencia acústica radiada está muy influenciada por el factor de amortiguamiento interno del panel ele tal forma que a menos factor de amortiguamiento 'Y/, mayor potencia radiada y por tanto menor aislamiento del panel. 147

Fig.77. ¡'I'! ovímiento

ondulatorio del aire en i:I proximidad ele placa en vibración.

En la zona de rigidez controlada, como se aprecia en la Figura N.? 74 el aislamiento disminuye al aumentar la frecuencia, y esta zona está limitada por f (O O) y las frecuencias mínimas de resonancias, esto es, 1'(1.1) para el panel analizado.

4.2. Aislamiento de paneles en la zona de masa controlada En esta zona el aislamiento sigue prácticamente

la Ley ele Masas y sólo posee una influencia con respecto a esta, la incídencia del sonido. Para una incidencia aleatoria, puede estimarse una disminución de 5 dls, respecto a su valor teórico, esto es, el aislamiento viene ciado por

TI'Real "" 20

lag

¡VI + 20 Ig f -

47 elB

¡vI (Kg/m2) y f (Hz), TL, (elB) TLI!<.""I "" 20 lag M + 20 log f -

M (Ib/ft)? Y f (Hz), TI (e1B) 148

38 dB

La zona real de utilización de estas expresiones viene dacia por una frecuencia de valor doble o triple, de la más baja frecuencia ele resonancia f (1,1) Y la frecuencia mitad de la frecuencia crítica que de-

finimos

él

continuación.

4.3. Aislamiento de paneles sólidos en zona controlada por la amortiguación interna, (damping) Esta zona se caracteriza por proporcionar un aislamiento acústico muy inferior al esperado por la Ley de Masas y variable en el ancho de banda. La explicación de este fenómeno, puede hacerse en base a la forma en como se realiza la transmisión sonora en un sólido. Al ser excitado un sólido mediante un haz de ondas sonoras planas, éste, transmite la energía en forma de ondas eleflexión, las cuales se caracterizan por transmitirse transversalmente, esto es, perpendicularmente al movimiento de las partículas y en forma de ondas longitudinales, es decir en la misma dirección que el movimiento de las partículas, como sucede en la transmisión aérea. Las anclas ele flexión en el panel sólido poseen una frecuencia de vibración que es función del tipo del material y de las características físicas ele este. Cuando la frecuencia de la onda de flexión es igual a la frecuencia e1elsonido íncídente, se produce un acoplamiento entre las ondas aéreas y la ele flexión, al ser ambas de la misma frecuencia y transmitir a la misma velocidad, lo que lleva a producir un aislamiento teórico de cero para estas frecuencias en el panel sólido analizado. A la frecuencia en que esto ocurre se define por frecuencia crítica del panel. Debido fundamentalmente a la fuerza ele rozamiento interno y amortiguación, para la frecuencia crítica, f e, el aislamiento acústico del panel TL '" O. Lógicamente este efecto tendrá lugar cuando la onda incidente sea paralela a la pared. Cuando las anclas sean aleatorias, el efecto se producirá por A = Ao sen 8 donde A y Ao serán respectivamente las longitudes ele ondas ele la onda incidente y ele la vibración ele la partición y e el ángulo de incidencia de las ondas. En la Figura N.C)78 adjunta se representa un esquema de esta frecuencia. 149

Fig. 78,

A=longitud de onda del sonido

Efecto

ele coincidencia.

vibrccion

...

':: .v-

Dirección de la onda

Para frecuencias superiores a la frecuencia crítica, hay siempre un ángulo de incidencia para el cual los sucesivos frentes de ondas alcanzan la pared a distancias iguales a la longitud de la onda de flexión del panel, de ahí que para frecuencias superiores a la frecuencia crítica, el aislamiento de un panel siga siendo inferior al esperado por la Ley de Masa. Como hemos referido anteriormente el aislamiento ele esta zona está muy controlado por el amortiguamiento interno o dampíng ('tJ) del panel sólido, y a él se debe fundamentalmente que el aislamiento no sea prácticamente cero a la frecuencia crítica. Se puede estimar que deja ele cumplirse la Ley ele Masas a una frecuencia aproximadamente igual a la mitad de la frecuencia crítica. A partir de esta frecuencia el aislamiento de esta zona es entre 10 y 20 elB inferior al esperado. La frecuencia crítica ele un panel puede ser determinada mediante la expresión para longitudes de ondas superior a 6 veces el espesor del panel analizado. fc

150

=

6,4

X

104

donde fe

e (J

=

B

Frecuencia crítica en Hz Espesor del paramento m Densidad del material en Kg m-3 Coeficiente elástico de Poisson del material Módulo de BULK, en Nw . m-2

Dada la importancia que tiene el conocer la frecuencia crítica ele los distintos materiales utilizados en el aislamiento acústico se da una tabla para la determinación de este y otros parámetros.

TABLA XXII A. CARACTERÍSTICAS FÍSICAS DE DISTINTOS MATERIALES

Densidad M¡¡¡crial

Aluminio Plolllo

Acero Vidrio Caucho duro

Kglm;

2.700 11.000 7.700 2300 1.100

Módulo de Módulo de Young Módulo de llulk Nw/m! cizallamlemo Nw/m!

Relación

de

Impedancia Velocidad

caractrnstica

x lO

NII'/m2 xlO

xlOIO

Poíson

(111,~eg)

MI,s. Ra)'ls

y

G

B

q

el.

e,,(

7,1 1,6')

2,4

7,5

0,55 8,.1 2,5 0,1

4,2

0,33 0,44

5.150 l.lOO

13,0 13,6

5.0S0 ),200

39,0

0,5

0.28 0,24 0,4

0,1

0,5

19,5

6,2 0,2

17,0

3,9

1.470

12,0 1.6

Caucho blando

Yeso canóu

950 650

0,0005

70 6HO

0,065

TABLA XXII B. CARACTERÍSTICAS TÉCNICAS PARA DETERMINACIÓN DE PARÁMETROS NECESARIOS EN AISLAMIENTO AC(;STICO Factor de TLo, TI .. :1, amortiguar frecuencia crílica fe. miento M . fe M . fe M . fe Incidencia interno ~ Hz·lb/fl2 Hz.Slug!ft2 Hz - Kglm2 Normal a IK I-Iz Producto de densidad superñcial

Material Aluminio Ladrillo

m Ib/ft3 170 120-140

2700 7.000 1900·2.3007.000·12.000

217

m·m

34_700 .'4.70{). 58.600

48,5 '18,5-53

10"; - 10'1. 0,0 I

151

Tabla XXII B. (continuación) F:1C10rde Producto de densidad supcrficíal TI.", n.,« amonigual' Irccucnda clilica micruo fe. ,\1. fe M.fe M.fe lncidenri» interno lJ Hz·lh!fl! Hz.Slug!ft2 Hz· Kg!m1 Normal a I K Hz

m Ibifl'\

kg/m \

Hormigón

150

2.)00

9.000

279

.j3.000

50,5

0,OO).(),O2

Bloque Hueco de Hormigón Enlucido por ambas caras, 2 I'ulgad:ls Espesor.

lOO

1.500

10.000

310

48.800

51.5

0,0()5·(),O~

cm)

50

750

050

148

23.20()

45,0

0,ilO,-O,02

Bloque de F~· brica de Ccnizas Hueco de Gin (15 cm) enfoscado por cada cara.

60

900

'.220

162

25.500

46,0

o,OOS-O,()2

CI11.

70

1.100

4.720

147

23.000

45,0

0,007-0,02

Dc Hormigón Hueco relleno de Arena de 1S cm.

108

1.700

8.650

269

,í2.200

50,0

Varía con la frecuencia.

Bloque macizo de lOO 111m

110

1.700

11.100

.145

55 100

52,5

0.012

Viclrio

156

2.500

7.800

242

31l.()()1)

49.5

Il,OOI·O,OI'

Compuesto químico ele Tel\lro.Y.6

700

11.000

124.000

.1.850

605.000

73,5

om ')

Antimonio

700

11.000

104.000

3.240

508.UOO

71,5

0,002

'í80

1.700

20.000

621

95.500

57.5

10"·11)'"

4.1

650

7.000

217

34.200

45.0

0,01-0,0.1

Malel'ial

m

Bloques de F:1bric~ de Cenizas Hueco de 6 ill (15

ne Hormigón Hueco de 15

rb

Acero

Gyps.nn Uoard (PI:ldur)

de (10-50)

mm. 152

Tabla XXII B. (continuación)

~l:ueri,d

m Ib!j'¡i

kgim5

Hz·lb¡rt~

H7..Slugij'¡!

Hz· Kg!m!

Incidencia ¡';orm,¡1

Factor de amortigua miento uuerno '/ ,1 IK Hz

40

(i(){J

2.600

HI

Il.CHO

-lO

O.OI-O.O-í

íO

";0

isnco

466

~noo

)5.n

0,0(15-01)1

Producto de oensídsd superlkíal y frecuencia eril íel ~1. re M.re M. re

m

TLo' TI.. a. fe.

~1:Idera COIl-

truchapada Plvwood ¡Iglomerado de madera re-

vestido de

püsuco

'El valor del ~ p:II':1 estos m:ucri;¡iLs 1':Il'í;IIllU~'sensiblemcmc con las técnicas de sujeción v I;¡ 1'01'111;1 en que se susrcnrm ItlS cantos. El rango de 1':lriaeióndado Im:1 el raelor de amorugnamíemo . ('su basado en datos expcrimenules. El vator inferior nunnaímemc esrá dado para el material solo, mientras que el valor superior est:i dado para m:\lcrialcs insuhdos en condiciones normales de l'uncion:llniclIIO.

TABLA XXII C. AlSLAMIENTO ACÚSTICO. TL (dB) DE DISTINTOS MATERIALES Y ESTRUCTURAS DE USO COMÚN. A.B.O. Frecuencia Definición ele material

Espesor

mm

Peso Kg/m-'

Hz

l25 250500 lK 2K 4K STC

Panel ele madera

114" Aglomerado de madera Aglomerado ele madera Puertas ligeras Puertas semi pesadas P. Pral. Vidrios

6

3,42 17 15 20 24 28 27 22

13

3,66

19

9,76 24 22 27 28 25 27 _) 14 16 18 18 22 ?~ 18 9

44,5

40,5 3

6 25,4 50

20 16 19 24 26 7,32 11 17 23 25 14,64 17 23 25 27 31,78 43,4 28 32 34 40

22

29 31 23 27 27 28 29 32 38 49

Doble cristal

6mm-12,5-6111111 24.5 6111111-25,4-6111111 .J7,4

31,72 23 24 24 27 28 30 :)6 31,72 25 28 31 37 40 43 153

Tabla XXII C. (continuación) A.B.O. Frecuencia Hz Definición ele material 6mm-50-6mm Plancha ele plomo

Aluminio Acero galvanizado ele 1,6 mm revestído con fibra ele vidrio de 50 mm Acero galvanizado ele 2 mm revestído con fibra de vídno de 36 kg/m ' Hormigón celular Hormigón reforzado Ic!em Idem Idern

Espesor

Peso

mm.

Kg/rn?

62 1,56 0,8 0,4 0,6

lK 2K 4K STC

31,72 42 19 34 9,10 22 24 29 33 42 43 4,54 19 20 24 27 33 39 1,70 19

14 23 33 40 43 44

220 120 150 180 200 300 460

Iclem Idern Ladrillo macizo enlucido con yeso por ambos lados 235 Ladrillo hueco con enlucido de yeso 133 Bovedilla 300 Sandwich de acero galvanizado de 1,25 111m 100 mm fibra de vidrio (36 kg/m ') y chapa agujereada de 0,8 m 111 154

125250500

220,0 290 365 440 490 730 1100

97

35,8 79

21 24 29 37 45 54 35 32 36 40 49 44 59 43 36 41 46 37 42 47 38 43 48 38 44 49 39 46 51 40 47 54

50 51 52 54 56 58

55 56 57 58 60 63

59 60 62 62 63 65

48 49 57 59 70

36 37 44 51 55 62 47 43 46 53 54 56

24 31 40 49 53 58

45 46 47 48 50 52

Tabla XXII C. (continuación) A.B.O. Frecuencia Hz

Definición de material

Espesor mm

Peso Kg/m? 125250500

1K 2K 4K STC

Sandwich de acero galvanizado de

1,58 111m, 50 mm de fibra ele vidrio (36 kg/m ') y chapa agujereada de 0,8 111m Sandwich de acero galvanizado ele 1,58 mm, 100 mm ele fibra de vidrio (36 kg/m') y chapa agujereada de 0,8 mm Sandwich de 1,5 mm ele plomo entre planchas de aglomerado de madera de 5 mm (11,5 111m 25 kg/m ')

24 31 40 49 53 58

24 31 42 52 59 62

26 30 34 38 42 44

Asimismo se han desarrollado multitud de gráficos y ábacos para la determinación rápida de la frecuencia crítica de los materiales de uso común en aislamiento. Damos a continuación un ábaco de gran utilidad. Figura N. 079. Existen varios métodos para la determinación del aislamiento real de un panel en esta zona. Uno de los más utilizados es el que a continuación exponemos, basándonos en la Figura N. o 81. En ordenadas se representa TL(f) - TL(fo). Esto es el valor con su signo que se deberá sumar al valor de TLo dado para el material en la tabla (de características). En abscisas se representa el cociente Ufo para cada frecuencia. Se observa que para flfe inferior a 0,5, el aislamiento sigue la Ley 155

I

~~ Id-

1~ll

~

5

I

'{m

I

~I 0.2 "-

~

U

06

2

~

el:

102

6i\_

I

10 ~

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0.4 ~G

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O.S

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r--- ~ 0.6 .~

II

I

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10

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S

1/

,G( 4~

~O

tl~O( ~

10 1

2

s

10

2.

s

102

2

S

PESO DE LA PAREO(Kgflm2) Curva 1: Hormigón .. 2: Ladrillo .. 3: Acero " 4: Plomo " 5: Madera contrachapeada " G: Vidrio

Fig. 79. Abaco para la determinación

156

ele (..

s

0,25

~

(

0,20

/

ro

"O

<,

i\.

V

\

0,15 ~ .0)

i\

\

a. O)

"O

....

~ 0,10 ¡f

"""

r-,

0,05

20

25

30

35

40

45

50

55

Temperatura "C

Factor de pérdidas sin el método Geiger

Chapa sin amortiguar Fig.

so.

Representación

Chapa amortiguada

gráfica ele );, radiación sonora sin arnortiguamíeno(LA-S)

de una Ch;IP;' con

y

157

Fig.81.

Determinación real "TL".

....... -~~~~~~~--~~~~--~~~~ 0.as:15 0.125

025

0.5

2

4

~

16

f I fe

de Masas, y para frecuencias superiores a la frecuencia crítica el aislamiento está muy condicionado por el factor de amortiguamiento interno del propio material. Otras expresiones utilizadas para el cálculo del aislamiento a frecuencias superiores a la frecuencia crítica es la de '.

r¡

. TLncal

:::

TLreúrico + 10 log

Factor de amortiguamiento

L ~

11"

_!_Jm fc

interno.

Deducimos ele esta expresión la importancia que tiene aumentar el factor de amortiguamiento interno a factor de pérdida r¡ para mejorar el aislamiento acústico ele una superficie metálica. En la Figura N. o 81, se representa gráficamente el comportamiento del nivel de sonido radiado por una superficie metálica al ser excirada con y sin amortiguamiento (Lámina arnortiguante LA-S),así como la variación elel r¡ con la temperatura. Como se ha expuesto, el comportamiento al aislamiento acústico ele los materiales está íntimamente ligado a su naturaleza y for158

ma física. En la Figura N." 82 adjunta, se aprecia ele forma clara la influencia ele estas características para distintos materiales.

PESO SUPERFICIAL .POR INCH :

I!~---1

-1

.,

[14 13

ü

¡

z o

- ¡

:3 w

-

¡';.5

I

i

t

2.8

o

,-~

·..·""!-ACEflC

<,

: 1\

H~HMIGON

I

ALUMINIO

f

'PLACA CE VIDRIO I

I

_...._. - ---1

! 25.000

200 FRECUENCIA EN Hz

.. PESO SUPERFICI~

SO.OOO 00.000

200.~10

EN "s!

Fig. 82. Pérdida de Transmisión "TL".

5. Aislamiento de una partición compuesta El aislamiento acústico global de una partición compuesta de superficies con distinto aislamiento acústico (TL¡)se determinará como sigue: Sea una superficie de partición ST compuesta por Si. superficie tic aislamlcnto

TL¡

TLT

'" I; TL¡

El aislamiento global ele esta partición se determinará TL¡

10 log-

por:

_TLi

1 Ti

10

Ji)

Ti

159

,.

TLr

=

10 log

1 -=Tr

La influencia ele la estanqueidad en el aislamiento acústico ele un paramento es una conclusión ele lo aquí expuesto. Una superficie que no sea estanca, esto es, que posea una superficie Si' abierta, con TLi = O; el aislamiento global de la superficie total se verá influenciado de forma importante por esta abertura. En el ábaco de la Figura N.O 83, se aprecia la influencia ele la falta de cstaqueidad, como clisminución elel aislamiento real de una partición, en función del aislamiento teórico ele éste y del porcentaje de superficie abierta.

so ea

PORCEHTA-E:

tE: LA PA~H::tON

g~~:~~p~~~TA~ v _

JO LO

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_/"

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V

)G'I.

f/ /'

I 4Q*',

f/¡j -:

Fig. H3. Grietas y aperturas. Pérdida de Transmisión ele la partición (TL). 160

r/'/ 1

o

j

I

I

""'"'.

/""

¡ 10

20

4°1"¡

60 ClB.

De esta figura se deduce la importancia que tiene en un cerramiento acústico los defectos en las juntas de obras de fábrica, las grietas en puertas y ventanas. Fundamentalmente actúan a bajas frecuencias actuando como centros emisores debido al fenómeno ele dí-

fración.

6. Paredes dobles Una pared doble está constituida por dos paredes simples separarelleno o no de un material absorbente. El fenómeno de transmisión a través ele esta estructura ocurre de la siguiente forma: Cuando un sonielo incidente (onda de presión) es paralelo a la pared sobre la que incide, el panel se excitará con un movimiento idéntico ele conjunto. Si el frente de ondas es oblicuo, el panel es el centro de ondas ele flexión. Esta pared transmite al aire situado detrás una agitación periódica que ataca al segundo panel. Este segundo panel es también el centro de las ondas ele flexión)' transmite un sonido al aire del meelio receptor. Si la frecuencia del sonido incidente coincide con la frecuencia crítica de uno de los paneles, éste resulta fuertemente agitado y la paree! doble presenta un defecto importante de aislamiento para esta frecuencia. Si los dos paneles tienen frecuencias críticas diferentes, la curva da un TL ele debilitamiento en función de la frecuencia, presentando dos defectos; estos defectos son menos importan tes que en una pared simple ya que si un panel no aisla el otro sí aisla. Si los dos paneles poseen la misma frecuencia crítica, vibran al unísono y se reproduce la resonancia acusándose mucho el defecto ele aislamiento. Por tanto, para conseguir un buen aislamiento acústico será pues necesario utilizar siempre dos materiales de masa y ele rigidez diferentes, de tal forma que los dos paneles tengan distinta frecuencia crítica. El espacio vacío comprendido entre las dos paredes asegura una ligazón elástica entre ellas, la cual será tanto más pequeña cuanto mayor es la distancia entre éstas. Este sistema ele pared doble tiene su analogía mecánica en un sistema compuesto por dos masas unidas entre ellas por un resorte.

das por un espacio

161

.,

.,'

Fig. 84. Símil mecánico de pared doble.

.:

d

Este sistema de masas-muelle posee una frecuencia de resonancia función fundamentalmente de las masas, de la constante del resorte y de la distancia de separación entre ambas paredes. Que el espacio entre ambas paredes está o no relleno de material absorbente va a influir fundamentalmente en la constante característica del hipotético muelle. La frecuencia de resonancia de la pared doble, para cámara de aire vacía, esto es, sin material absorbente viene dada por la expresión f()=f

e el 111

e

c

r =--

2

7r

[

Q

(1

d ~

+

1 )JV,

1112

Densidad del aire Distancia entre paredes en m Densidad superficial en Kg/m2 344 m/sg

Cuando la incidencia de las ondas sonoras son aleatorias, caso normal, la frecuencia cle resonancia puede ser determinada por la expresión

1 (1

d ~

1)

+ m2

Donde d, viene en cm. En unidades anglosajonas la expresión queda 162

f,.

271" [d

(~6M::, )]

v,

MI + Mz

~ 65,28 [~

(~,

'

~,)J'

Densidad del aire, 0,0736 lb/ft) Distancia entre paredes en ft Peso superficial en Ib/ft2 M 1,127 ft/sg C También puede ser determinada la frecuencia de resonancia mediante el nornograma que se da en Fig. N.? 85. Cuando la cámara de aire se rellena ele material absorbente la frecuencia ele resonancia ele! sistema puede estimarse aproximadamente en 0,85 fo (Beraneck).

e

el

11

250 315

WI

400 500

d . ____,

Fig.85.

Nomograrna para el cálculo de la frecuencia de resonancia en una pared doble.

163

La cámara de aire existente entre ambas puede proporcionar a altas frecuencias un desfavorable comportamiento en el aislamiento, debido a la formación de ondas estacionarias en esta cámara. Esto

es debido a que la longitud de onda de las ondas que se propagan entre las dos caras se hacen del mismo orden ele magnitud que la distancia que las separa, con lo que pueelen formar ondas estacionarias en la intercapa, en sentido perpendicular a las caras. Las anclas estacionarias se crean a una frecuencia tal que la distancia d, entre las dos caras sea igual a un múltiplo de la sernílongítud de la onda. d

A

A 2

n-

c

2e1

f

n

f n el

2d

A

n f

nc 2d

17.00a1 el

17..000 n el

números enteros, 1,2,3,4, ... distancia en cm.

Para cada una de estas frecuencias, el aislamiento de la pared doble pasa por unos mínimos. En general, sólo las dos primeras frecuencias de resonancias de la cavidad f, y f2, tienen un efecto nefasto sobre el aislamiento ele la pared. Las otras frecuencias f, y ei, se encuentra en un campo no muy importante.

7. Aislamiento teórico de una pared doble El comportamiento al aislamiento acústico ele una paree! doble es similar a la respuesta ele un sistema masa-resorte al ser excitado. Para frecuencias inferiores a la frecuencia ele resonancia de la pared doble fo' el resorte prácticamente no tiene eficacia y ocurre tocio como si hubiese una ligazón rígida entre los dos paneles, esto es, el aislamiento e1elconjunto es similar al de una pared simple de masa suma de las dos masas de las paredes simples. Para una frecuencia ele excitación igual a la frecuencia de la pared doble, el aislamiento del conjunto es muy inferior al ele una pared 164

simple ele la masa suma ele ambas paredes. Sucede algo semejante en un sistema antivibrátil. Si la cavidad entre ambas paredes está rellena ele material absorbente la desviación del aislamiento en esta zona es inferior, esto es, el defecto ele aislamiento en la zona de resonancia es muy reducido. A partir de la frecuencia de resonancia el aislamiento de la pared doble comienza a aumentar con una pendiente mayor que la de la pared simple a razón de 12 dB/octava. La representación esquemática de lo expuesto se da en la Fig. 86.

~ 40 e CII

¡:: 30 20

fo

4fo

Sfo

Frecuencia(Hz)

Fig. 86. Comportamiento teórico de pared simple y doble.

La cuantificación teórica y semireal elel aislamiento acústico ele una pared doble ha sido estudiado por numerosos investigadores, no existiendo en la actualidadun procedimiento ele cálculo aceptado por todos los estudiosos del tema, dada la multitud ele variables que cleben de ser consideradas. Damos a continuación un procedimiento de cálculo, tomado de la revista Souncl and Vibration. junc 1976, del autor Roben E. Jones, que se considera como práctico y sencillo para el cálculo ele aislamiento de pare eles dobles.

165

7.1. Determinación

del aislamiento

acústico

teórico

de pa-

redes dobles • Se determinará la frecuencia límite ele 1;, pared fl.

e 27rcl

179,37 d

el, en ft • Se distinguen tres zonas () ancho de bandas. Para frecuencias inferiores a fo, frecuencia ele resonancia de la pared doble el aislamiento acústico TL, viene dacio por: TL = 20 lag (M, + M2)

.

F-

33,5

M en lb/ft"

Para frecuencia comprendidas

entre fo y fL

TL = TL¡ + TL2 + 20 lag Id TL¡ 20 log Mj-f - 33,5 TL1 = 20 Iog M2·f - 33,5

39

M en lb/ft2, TL en dB

Para frecuencias comprendidas fe

=

entre FL y fc/2

Frecuencia crítica ele la pared de menor frecuencia crítica TL = TL ¡ + TL2 + 6

Para frecuencias superiores a fel2, permanece constante el aislamiento.

7.2. Determinación del aislamiento acústico real de paredes dobles Se deben considerar los puentes acústicos ocasionados por las uniones entre ambas paredes.

166

72.1. Unión de paredes por puntos Determinar la frecuencia propia de la unión fE fB = ~

r(y'

(1 .

33,66 fo

frecuencia de resonancia de la pared doble (12)v, Arca asociada a cada punto de unión entre ambas paredes, en el reparto de la superficie t~: = Frecuencia crítica del panel soportado por el punto de conexión. 12 en ftl I

=

Expresiones de cálculo de aislamiento: l. Ancho de Banda f TL

=

< (,

20 log (W¡ + W2) f -

33,5 dB

W en Ib/fr2 2. Ancho de Banda fo TL

=

< f < fJ3

TL¡ + TL2 + 20 log f-d -

39

W en Ib/ft2; d en ft

3. Ancho de Banda fa < fc/2 TL

=

20 lag (W, + W2) f + 20 log (lfc) -

94,5

4. Ancho de Banda superior a fc/2 El aislamiento puede considerarse constante, no obstante pueden hacerse algunas aproximaciones. Para fe, el TL será aproximadamente TL

=

20 lag (W¡ + W2) fe -

36,5

7.2.2. Unión de paredes por línea Frecuencia propia de la unión fA fA

=

__1_ (bfc)" 5,33 167

ro b fe

Frecuencia de resonancia ele la paree! doble. Separación entre líneas ele sujección de parceles (rastrcles, perfiles, etc.) en ft Frecuencia crítica más alta de las dos paredes.

Expresiones ele cálculo: 1. Ancho de Banda f

TL = 20 log W en Ib/ft1

(\)(11

< fo +

\V(2)

f -

33,5 elB

2. Ancho ele Banda fo < f < fA TL = TLI + TL1 + 20 log f . el den ft

39

3. Ancho de Banda fA < f < fc/2 TL = 20 lag (\VII + \)(12) f + 10 lag (bfc) -

62,5

ID 'O

z· Q


;:


~

l

I!:

/

/

25 Q.

;g ~ UJ Q.

-o:

..J

w

o -o:

u z UJ

o U

/

;¡;

/

I I

UJ

o

1

o Q.

I

v

5 Fig.87. Influencia del relleno en una pared doble en el TL.

168

I I

II

LOG.

DE FRECUENCIA

/

/

/

4. Ancho de Banda superior a fc/2 El aislamiento puede considerarse constante, no obstante pueele hacerse algunas aproximaciones. Para las fe, el TL será aproximadamente TL

=

20 log (W, + \X'1) . fc -

36,5

De forma esquemática el comportamiento real de una pared doble con distintos rellenos de su cámara de aire podría representarse como se da en la Figura N." 87. Lacurva (a), representa el aislamiento de una pared doble con GÍmara de aire vacía, la curva (b) con cámara ele aire rellena de material absorbente poco homogéneo y la curva (e) con cámara de aire con relleno homogéneo ele material absorbente.

8. Aislamiento en paredes múltiples El aislamiento en paredes múltiples sigue de alguna forma a lo ex00,--------,-----------,--------,--------,

Fig.88. Alimento elel aislamiento acústico de

paredes múltiples al aumentar la o,LOO-------2'-OO-----------I.so-o-----I.,.ooo-------'woo trccucncia FRECUENCIA EN Hz (Según Mcycr).

169

puesto para paredes dobles, ya que una pared múltiple puede ser analizada como distintas variaciones de las paredes dobles. Esto es, una pared triple se puede analizar como una pared doble, de una pared simple y un conjunto doble considerado como simple. Debido a las múltiples interacciones entre ambas, puentes acústicos, resonancias, erc., los aislamientos van aumentando a medida que aumentamos el complejo de paredes múltiple, pero de forma cada vez menos apreciable. En la Figura N.? 88 se dan unas curvas que representan esquemá-

ticamente la influencia del aislamiento al aumentar el número ele paredes.

9. Determinación del TL de paramentos con distintos condicionamientos acústicos en locales emisores y receptores Entre las situaciones más normales que pueden darse encontramos: 9.1. Local emisor y receptor reverberantes La energía transmitida del local 1 al 2 es igual a la energía perdida por l , Suponemos sonido difuso en ambos locales.

Fig.89

p,l

----. T

4 Q

12 R~

I, S

pl

-

·s R2

p,2 S 170

R, C

10 log_

TL

1

10 log P,2 S_

10

T

TL

=

P P

2

log -'-()

SPL1

-

2

S

SPL + 10 log -

R2

Este caso responde a la norma ASTM - E - 90 - 70 sobre normas recomendadas para las medidas de la pérdida de transmisión de sonido aéreo entre las particiones ele un edificio. Asimismo, es prácticamente igual a la norma ISO R-144, en la que se define el índice R de reducción acústica ele una partición. R dado que

GY

=

SPL2 +

SPL, -

10

S

log -

A

es muy pequeño, R

S
= --

=

SGY

A

9.2. Local emisor reverberante. Local receptor absorbente Se supone sonido difuso en 1 yen 2, emisión en campo libre (onda plana). . r--------.

Fig.90

T

WT WT

:s; I1

S .

S

TL

r

1

10 log _

J

~ 10 log __ 1-_ 4

T

TL

SPL1

-

SPL1

r/ SPL2

-

-

SPL2

-

6

6

9.3. Local emisor absorbente, local receptor reverberante Distinguimos dos casos, bien que la onda sea plana (fuente emisora lejana), o bien, que exista una concentración sonora (fuente próxima); en ambos casos los locales receptores son reverberan tes. 9.3.1. Onda incidente plana

Fig.91

La energía transmitida a 2 es igual a la energía ganada por 2.

WT

12 R

Wl[

liS

T

TL

SPL1

-

) Pif

C1R2

Q

(PI2/QC)S

SPL2 + 10log

( S )

R2

+ 6

9.3.2. Onda incidente con flujo concentrado

Fig.92

172

=

12 R

p/I'Í

c Rz

Q

11 S

TI

I- 2

SPL

SPL

+ 10 lag

(:2)

+ 3

9.4. local receptor y emisor absorbentes Distinguimos al igual que en 9.3., onda incidente plana y onda incidente concentrada.

Fig.93

,9.4.1.Onda incidente plana

TL

12 S

Pl¡

1I S

PI2

SPLI

e

e

¡e e

SPL2

-

9.4.2. Onda incidente concentrada 12 S

7

1I S TL

=

SPLI

-

SPLz -

3

173

Capítulo VII Sistemas generales de control de ruido

1. Introducción El control de ruido es un problema de difícil solución que debe ser abordado en todos sus aspectos. En él se interrelacionarán multitud de circunstancias variables en el espacio y en el tiempo, que llevan a definir una determinada situación de disconfort para las personas que se hallan expuestas. Todo problema de control acústico debe ser analizado en la fuente, en los medios de transmisión y en el propio receptor. El primer eslabón de la cadena de control consistirá en un detallado análisis de la fuente o fuentes sonoras, estudiando la forma en que la energía acústica se produce, el por qué se produce y su evolución en el tiempo. El conocimiento de estos parámetros y su posible eliminación o disminución de algunos ele ellos, podrá en numerosos casos solucionarnos problemas importantes. El medio será el camino que utilizará el sonido para su transmisión. El problema se complicará, ya que los medios pueden ser muchos y distintos, tales como medios sólidos, líquidos y gaseosos. Cada uno de los medios puede tener propiedades muy diferentes en cuanto a atenuación, radiación o dependencias con la frecuencia, así como pueden tener un comportamiento con el tiempo continuo o variable. Siempre deberán considerarse todos los posibles medios de transmisión entre la fuente y el receptor, para de esta forma poder actuar correctamente. Analizar el receptor será el último eslabón, ya que el tratamiento del problema será función de lo que se pretenda conseguir en el receptor. Es diferente que la molestia ocasionada sea en un despacho de control, a un operador de una remachadora, o bien, en una sala de descanso, desde la perspectiva del sistema de control. Normalmente se estiman sinónimos los conceptos de control ele ruido y de reducción de ruido, los cuales no son idénticos, al igual 174

que un control ele temperatura no tiene que significar una reducción elel calor emitido. Sucede, sin embargo, que en general se COI11-

bate el sonido reduciéndolo, aunque en multitud de casos sea necesario realizar otro muy distinto tipo de acción para llegar a obtener una buena calidad acústica. En este capítulo trataremos el control de ruido como sinónimo de reducción, lo que una vez realizado el anterior comentario nos permite generalizar ambos sentidos. En el análisis de un problema de ruido se ha de conocer perfectamente la totalidad de circunstancias existentes, para de esta forma, una vez analizadas se puedan abordar las soluciones pertinentes desde el punto ele vista técnicamente más correcto o económicamente más factible. Se deberán seguir los siguientes pasos para llegar a obtener la información necesaria; a) Definir lo mejor posible la fuente, el medio o medíos de transmisión, el receptor y analizarlos por separado. b) Seleccionar el equipo de medida adecuado teniendo en cuenta las normas existentes. e) Determinar el nivel de ruidos y el tiempo ele exposición en las condiciones existentes o esperadas. el) Determinar cuál es el nivel de ruido y el tiempo ele exposición compatibles con las disposiciones legales. e) En caso de que el nivel de ruidos y el tiempo ele exposición excedan los valores legalmente establecidos, debe de establecerse un sistema ele reducción del mismo. f) Examinar el funcionamiento ele la máquina en cuestión. g) Determinar las principales fuentes ele ruido mediante: Análisis frecuencial de! ruido. Comparación con las frecuencias esperadas de los diferentes elementos, experiencia profesional. h) Analizar las posibilidades de reducir el ruido en su origen. Analizar las posibilidades de reducir el ruido en su trayectoría. Analizar las posibilidades de reducir e! ruido en e! receptor. i) Evaluar la efectividad)' el costo de cada uno ele los procedímicntos. j) Seleccionar el procedimiento óptimo. Una vez analizado el problema en su profundidad, entraríamos en el controlo reducción del mismo. Esto puede abordarse indepcn175

dientemente del equipo, esto es, mediante una correcta planificación de equipos ruidosos en zonas apropiadas, o bien abordando el problema de forma directa sobre el equipo generador o en su medio ele transmisión y, por último, en e! receptor mediante su aisla-

miento, o bien realizando un correcto control del tiempo ele exposición ele! personal expuesto, control definido como administrativo. El control ele ruidos en el momento elel diseño de la instalación es el procedimiento más económico, útil y factible para solucionar un problema ele ruido. Consiste éste en evitar que el equipo a instalar sea una fuente importante ele ruido. Para ello será necesario una vez conocida las necesidades técnicas del equipo llevar a cabo un minucioso programa de análisis ele todos y cada uno de los equipos existentes en el mercado, analizándolos no sólo desde el punto ele vista específico de producción, sino también desde un análisis acústico ele sus propíedades, esto es, conocer los niveles de potencia sonora que estos equipos generan. Una vez seleccionado el equipo con estos condicionantes y conocidos los SWL,se pasará a estudiar el lugar de instalación más viable, no sólo desde la visión productiva, sino también tras considerar su interrelación con el conjunto de equipos y personas que van ele alguna forma a verse influenciados por sus características acústicas. La selección de un equipo con un tratamiento acústico en su fabricación o un equipo menos revolucionado, () un sistema diferente de generación (ventilación centrífuga por helícoídades), etc., puede suponer una variación en los costes iniciales de un 10-15'X), valor probablemente muy inferior a los costes derivados de unas posteriores acciones de control una vez que el problema es ya una realidad. A veces es factible llegar a la solución ele un problema de ruido que afecta a una población laboral, mediante un sistema de control administrativo o de personal, consistente en disminuir el tiempo ele exposición a un nivel de ruido excesivo, mediante exposiciones distintas a ruidos intensos y a ruidos no molestos, de tal forma que la dosis de ruido recibida por el operario en cuestión esté por debajo del 100% máximo admisible.

A continuación analizamos los sistemas básicos de reducción sonofa utilizados en la práctica. 176

2. Control de ruido en la fuente El estudio de todo problema de control ele ruido, comenzará siempre con un profundo análisis de sus causas y origen. Una vez esrudiadas éstas se proyectarán las soluciones que se consideren más viables técnica y económicamente. Los problemas de ruido son motivados por un excesivo nivel ele presión sonora (SPL), en un ancho de banda determinado. Estos dos parámetros deberán siempre ser considerados simultáneamente, pues variando o disminuyendo uno de las dos variables puede resolverse la situación indeseada. Las causas de ruidos en equipos y máquinas son de muy diverso origen y magnitud y podríamos establecer el siguiente orden ele acuerdo a su origen: ruidos de impacto ruidos de frotamientos ruidos de flujo ruidos producidos por fuerzas mecánicas o magnéticas alternantes. Los ruidos de impacto poseen normalmente una importante intcnsidad, debido además del propio impacto en sí, a los que los cuerpos impactados vibran a su frecuencia característica y a una gran cantidad de energía en el impacto, de la naturaleza del material golpeado y del poder absorbente de este último. La frecuencia dominante del sonido producido por el impacto ele dos superficies depende tamo de la velocidad del mismo, como de la fuerza o ele la presión. Al aumentar la velocidad la frecuencia e1el sonido producido es más alta. Por otra parte, la velocidad del impacto viene determinada en gran manera por el amortiguamiento interno o dampíng de las superficies. Los procedimientos básicos de control ele este tipo ele ruido se basan en aumentar las superficies del impacto, ele manera que este se realice de forma escalonada y en la utilización ele mareríales con alto factor ele amortiguamiento interno o elamping, así como en el revestimiento ele las superficies con materiales a base de PVC, caucho, cte., ~Ifin de que absorban una parte ele la energía ele! impacto. Los ruidos ele froramícnros o de rozamiento, conocidos también por ruidos ele mícrochoqucs, se producen como consecuencia de 177 1,

la iteracción de superficies poco lisas. La calidad elel pulido de la superficie y elel tipo de material eleestas será la base ele control, COl1~ síderando, además, como elemento fundamental los lubricantes utilizados. Un factor importante puede ser la sustitución del tipo ele maquinaria; por ejemplo, de engranajes helicoidales por radiales, transmisión por correas en vez elepor engranajes, sustitución eleengranajes metálicos por engranajes a base de materiales plásticos altamente resistentes, etc. Cuando los ruidos se producen por repetición de un fenómeno, las frecuencias del sonido generado dependen del tiempo rranscurrielo entre la repetición del suceso. Esto es, a mayor tiempo ele repetición menor frecuencia de sonido. A veces es utilizado este hecho como sistema de control ele sonido en la fuente. Si el problema que se trata de solucionar es de poca intensidad, pero la causa fundamental está en la frecuencia, se podría disminuir la emisión sonora, aumentando el período de repetición; esto es disminuyendo las revoluciones del equipo. Podría darse el caso totalmente opuesto, es decir, que un engranaje produjese un ruido a baja frecuencia difícil de controlar. Aumcntando el número ele dientes de este engranaje se incrementaría la frecuencia de emisión y por tanto se facilitaría el alslamiento acústico. Los ruidos ele flujo producidos por gases, vapores y líquidos en conductos serán unas fuentes fundamentales de ruidos en equipos y procesos. Sus acciones de control más usuales consisten en utilizar silenciadores en admisiones y salidas ele fluido, limitar las velocidades en los conductos y tuberías, evitar cambios de dirección y de velocidad, realizándolo en fases sucesivas, limitar los flujos básicos, revestir las conduccíones y tuberías, etc... La reducción de ruidos producidos por prensas mecánicas o magnéticas alternantes se basará en conseguir que los movimientos ele la masa dinámicamente equilibrados, sean lo más uniformes posibles y en establecer un periódico y constante mantenimiento preventivo.

3. Control de ruido mediante pantallas y barreras acústicas Interponer una pantalla o barrera entre el foco de emisión y el ele178

mento receptor constituye uno ele los sistemas básicos de control ele ruido. El sistema ele pantallas o barreras acústicas está muy extendido en el contexto acústico y posee dos campos de aplicación claramente diferenciados, el control ele ruido de equipos y del tráfico urbano. Consisten las barreras acústicas en un medio sólido interpuesto entre el foco ele emisión y el elemento receptor. Tiene la misión ele evitar que las ondas sonoras directas afectan al receptor. Acústicamente opera reflejando gran parte de la energía que le incide, absorbiendo una fracción y difractando el resto. Laatenuación sonora proporcionada por las barreras acústicas para una fuente sonora de una potencia determinada es función de cinco parámetros fundamentales: Dimensiones de la barrera. Situación relativa receptor-emisor. Espectro sonoro del ruido. Material de construcción ele la barrera. Características acústicas del lugar donde se instala. Las barreras acústicas actúan con respecto a la onda incidente diele tal forma que proporcionan diferentes atenuaciones a diferentes frecuencias y crea una zona de sombra acústica como puede apreciarse en la Figura N? 94. fractándola

Fig. 94. Efecto ele I3s pantallas acústicas,

179

Es ele hacer notar que las barreras acústicas proporcionan mayor atenuación a mayor frecuencia. Como es lógico la utilización de barreras acústicas está orientada a locales y situaciones donde el sonido directo sea el más importante. En aquellas situaciones donde el campo acústico puede considcrarse serníreverberante los efectos ele atenuación obtenidos en su utilización están muy por debajo ele los esperados, por lo que sólo deben utilizarse en aquellos lugares poco reverberantes. Si el local es poco absorbente la utilización de barreras será función del aspecto económico efecto-causa con relación a otro medio ele control. En la Fig. N.O 95, se representa el campo de utilización de las barreras acústicas, función de la constante "R" del local y ele la distancia entre la barrera al foco ruidoso. 10

~ ~

S

I'::t::i'

O

- 5

-NO ~

SON APLICABLES LAS PANTALLASACUST1CAS

~

1'~ "\ ~

- 10 al U _j

- 15

:;

PUEDE INSTALARSE UNA PANTALLA ACUSTICA

Ifl

,

- 10 --' o,

R: SO 160

--

200

~ t--... ~ ~ 1-~ ~~ i'~~ ~~ ~

1.060'

I.'T

¡..._

2.000

~

.",

~

- 30

t-... 10.000

1'- t--. ~

CAMPOI LIB~E

-35 0.1

0.2

0.4 0.6 0.8 1

6

1

r-- t-

t' r--.. Illi

Ifl

- 2S

11

500

8 10

20

lli ~O?O

~

LIS

40

60 BO 100

DISTANCIA AL PUNTO EN Ft

fig. 95. Zonas en campo libre y reverberante donde b utilización de pantallas acústicas puede ser considerada.

180

I II

Se define por pérdidas de inserción (LL.) (Inserción Loss) de una pantalla o barrera acústica, la diferencia entre los SPL en el receptor antes y después de haberse instalado la pantalla entre éste y la fuente de ruidos. Existen varios métodos de cálculo para obtener el lL ele una pantalla. Aquí vamos a tratar de una forma muy somera aquellos que consideramos más importantes.

3.1. Cálculo de atenuación sonora según Maekewa Procedimiento muy utilizado para el cálculo de los TL tanto en la industria como en el control ele ruido de tráfico. Este procedimiento se basa en elegir el «camino preferencial», elefinido como la diferencia entre el camino acústico más corto entre el foco emisor y el receptor y la distancia en línea recta entre ambos; se utiliza este camino preferencial en la determinación del número de Fresnel: o=A+B-cl ')

N=-=-o )... 30 ./

25

VV

al

~ 20

¡...-

/'

7

e o u O :;¡

V

~

./

15

e

~

/


".

V

".

....V"

s4~p O

","

¡,.V

5

".

",'"

6=A.8-d

L,..o .....

O 2 5 O 5 2 0.3 0.1 0.010.01 0.1 Fig. 96. Atenuación acúsuca de pantallas.

I I

"

6 10

2

4

I 1

6

I

2 10

I

I

I

"

6

I

100

N=1.-S )..

ISI

En la Figura N.? 96, puede obtenerse la atenuación sonora en función ele N. Maekcwa hace dos suposiciones o hipótesis en su desarrollo: -

Las pantallas son semi-infinitas. La transmisión es en campo libre.

Estas hipótesis son aceptables en el tratamiento del ruiclo ele tráfico, pero no son del tocio fiables en una instalación ele una fábrica con un local reverberante. Cuando eliminamos una de las elos anteriores hipótesis, esto es, que la barrera no sea semi-infinita, sino que posea unas determinadas dimensiones, el cálculo habrá ele realizarse teniendo en cuenta los distintos caminos. Este caso es aplicable en apantallamientos dentro de naves industriales con un elevado coeficiente ele absorción en las cuales la componente reverberante es la menos importante. En el control elel ruido ambiental por barreras acústicas suelen darse distintos problemas en cuanto a la determinación ele "o" según la situación ele la barrera, foco emisor y receptor. a) «o" positivo. Fig. N.o 97.

B d

p Fig.97

6 Positivo

Aparece cuando el foco emisor y receptor no están en línea visual directa. b) «o» negativo. Fig. N.? 98.

o=A+B-d

Fig.98 182

6 Neqo tivo

Caso típico sería el ruido irradiado por una torre ele refrigeración en la terraza ele un edificio próxima a otras edificaciones.

En estos casos el efecto ele la pantalla es interesante a bajas frecuencias y mínimo a altas frecuencias. e) Aquellos casos que poseen una barrera de gran espesor. Fig. N° 99.

Fig.99

Ejemplo típico sería un muro de gran espesor, de tierra entre dos vías ele comunicación. La determinación el, se hace mediante la prolongación de las líneas A y B hasta su intersección.

3.2. Determinación de la atenuación sonora según la altura efectiva Este procedimiento puede ser empleado en el medio ambiente exterior, en graneles naves índustrlales y en pequeños espacios con elevado coeficiente de absorción en sus superficies, tal C0l110 oficinas. La atenuación sonora proporcionada por la barrera o pantalla (Il.), será función de su altura efectiva he. La altura efectiva es la distancia existente entre dos líneas paralelas formadas, una por la unión de la fuente sonora con el receptor en línea recta, y la otra, una paralela a esta por el punto más alto ele la pantalla. Se define como ángulo ele pantalla ,(8»,el ángulo formado por las líneas que unen el receptor con el punto más alto ele la pantalla, y el foco emisor con el mismo punto. Ambos valores se representan en la Fig. N° 100. El cálculo de la atenuación sonora, lL, se determina mediante el ábaco ele la Fig. N° 10l, donde en ordenadas se representa el JI y en abscisas el cociente he/A. La longitud ele onda en 111, y ft, se clan ;¡ continuación para las frecuencias más usuales. 183

acústicas

Fig. lOO. Pantallas

RECEPTOR

BARRERA FUENTE

(Hz) Free.

.)1,5

KHz

p-J

6.)

.) 7)

250

500

2

4

8

16

Jl1

10,88 5,44

J....:;_

1,36 0,68 0,34 0,17 0,09 0,04 0,02

ft

36

9

/,

18

-

) ? -,-

4,)

0,56 0,28 0,14 0,07

1,1

El valor ele he se determinará gráñcamenre mediante un esquema ele situaciones respectivas. 30

e

I--ANG~LO

..,/'"

17~ 20

L.L V

Z

º

-r>:

u < :::>

~

lO

~

v

V ~

r--o

0.2

/

~ 1'0

.........-r

./ ~ .Y

--c:.--:::

_".,./

,/'

~

~

0°

2

5

LONG. ONDA SONORA CONSIDERADA

184

!'

,./'"

AL TURA EFECTIVA DE LA BARRERA

Fig. 101. Dctcnnínactón

./

./

./,./_".,.".

~

~

1.0

/'

./'"

v-__....... ::....-- 1° __

0.5

»:

/'

".".

./"'IO°_"'/

0,,/

J"

V

/'

150° .......... /'20°'/

V/

"O

»:

»<>:

./'" /'

ro

<>

./

¿".". ./'"

./

»:

V

del aislamiento

lO =~

A

de una pantalla.

20

3.3. Determinación de la atenuación sonora según Moreland Este procedimiento difiere fundamentalmente de los anteriores, ya que hace la salvedad (le que puede utilizarse para barreras ele ramaño finito y situadas en locales rcverberantes. El desarrollo de la investigación no es difícil, pero sí complejo. por lo que nos remitiremos al autor y aquí sólo analizaremos los resultados. Las «Pérdidas por Inserción- (JL) en un local semireverberanrc producidas por una barrera acústica vienen dacias por la siguiente expresión: 41<1

IL

l log

1\.2

[ .q, Q; Or-> + S (1-KI k2)

1

<} ,

4

+

> 7r 1'-

So

Q()

cl13

Donde: Q = factor de direccionabilidad. r = distancia entre el receptor y el emisor. al) = coeficiente medio ele absorción del local. So = superficie total del local. al coeficiente medio ele absorción del local fuente. SI superficie del local fuente. al coeficiente medio ele absorción del local receptor. S2 superficie del local receptor. S = área abierta entre la barrera y las paredes, el techo )' el suelo.

s D

=

coeficiente de difracción.

Según Rathc's

Según Well's

Caso

D = L;---20 Ni + D

.">

L;----

10 Ni + l

f. Paraaquellos locales que sean muy absorbentes, tanto antes

185

como después de insertar la barrera, se puede hacer la proxímacíón: JL

=

10 lag (D) dB

O es el coeficiente ele d ifracción, NI

o

oi

2 =

A

j

E---3 + 20 Ni

Caso Il. Locales muy reflectanres antes y después de instalar las pantallas. IL = 10 log (1) = O elB Caso 11/. Zona donde está situada la fuente de ruido, es muy absor-

tiva y la zona e1elreceptor es reflexiva después ele instalar la barrera.

IL

=

+ 4Q71' Or2 S

10 Iog

Q

[ 4

71'

+ r2

I

a4 + I

s'

1

clB

4 So

an

Caso IV La zona donde está situada la fuente de ruiclo es reflectante y donde está situado el receptor es absortíva una vez instalada la barrera. 4 + Sl (i2 + , elB IL 10 lag 4 S + 4 71' r2 So a"

[4;~'

1

3.4. Determinación de la altura real de una pantalla El problema inverso al cálculo de 1;1 atenuación proporcionada por una barrera suele ser a veces más complejo y sobre todo muy incómodo. Es por lo que aquí vamos a desarrollar un procedimiento apro186

de cálculo de la altura que debe de poseer una barrera para que nos proporcione una atenuación ele n dB. El trabajo base de este cálculo ha sido desarrollado por .J.R. Hemíngway y puede aplicarse tanto a los problemas ele ruido ele tráfico como a los problemas en la industria. Los claros ele cálculo se basan en el esquema representado en Fig. xírnado

N° 102.

Fig. 102. Esquema de panralta acústica.

Se define: {) = a + b -

d

N.O ele Fresnel N

2 {)

A

En función de que la fuente sonora sea puntual o lineal en la Fig. N.o 103 se puede determinar la atenuación producida por la barrera. Para el cálculo ele la altura se hacen algunas aproximaciones como comentaremos. Es de hacer notar que para compensar estas aproximaciones se le suman a la altura obtenida 0,30 m o 1 ft. Se puede escribir:

187

Fig. 103. Atenuación acústica ele pantallas,

2S Fuente sonora puntual (1)

ID

:s 20 o

e 15 8.

Fuente sonora lineel (2)

s

~ 10 e

'0

·ü o

e

5

II!

:i

o~------~------~------~ 10 0.1

100

N° de Fresnel (N)

x2)V,

Haciendo la aproximación (1 +

o

A

)·V

1 +

+

B H¡¡

B

-

+

se obtiene

2

c:

donde: SB + BR 2,SB,BH

A

e

=

SI~

~2 [ H· + SI3

La altura 11B, se dcrcrminnrá grado: -

[ H, + HE ]

B +

I-IH" _

SR

(Es -

l-lH)2

SH

]

y,

S13 + BI\

resolviendo I~¡ecuación de segundo

-Y)3" -

4 A

(e -

o)

2 A

Cuando el espesor de la barrera (T) debe ser considerado, las expresiones ele cálculo son las mismas con la inclusión del espesor (T) en la variable C. 188

Haciendo

una aproximación

ele las curvas presentes

en Fig. N.<) a

rectas ele ecuación, se tiene; Atenuación

13,0 + 8,5 log. N

para fuente puntual y Atenuación

=

10,7 + 5,7 log. N

para fuente lineal, que puede representarse en la Fig. N." 104. 2S /

~

Fuente sonora puntua~/"

ID

~ 20 Aten.=13.0·8.5 togN;, _Q

I

, /

o

§ 15 a.

_Q

~ 10 e

·0

·ü

ge

S

<1J


o~------~------~------~ 10 0.1 100 Fig. 104

N° de Fresnel (N)

Aplicando la ecuación aproximada, se puede determinar ción ele la atenuación;

"o" en fun-

Fuente puntual: 0(111)

o (ft)

172

X

100. ns (Al.:-n,,;¡d,'"

-

I.-LO)

frecuencia 565 frecuencia

X 100. liS

[Atenuación ._._.!l.0)

189

Fuente lineal:

s

172

(m)

[) (ft)

x

100,IIS

(Arcnuncíón -

10.7)

x

100,17; (Atenuación -

10.7)

frecuencia =

565 frecuencia

Los cálculos hasta aquí expuestos tienen unas limitaciones importantes por las ponderaciones de diseño expuestas en el comienzo del tema, esto es, considerar la barrera infinita y las transmisiones en campo libre.

3.5. Parámetros de diseño de barreras acústicas Vamos a relacionar aquellos parámetros de diseño fundamentales a elegir, con objeto de obtener las óptimas condiciones en las IL esperadas por las pantallas. • Dimensiones de la barrera: Se elegirá la mayor posible con respecto al tamaño de la fuente y teniendo presente que su tamaño sea superior a la más baja longitud de onda significativa. • Localización: Se situará lo más próxima posible a la fuente sonora. • Forma:

Se procurará que la barrera cubra lo más posible a la fuente. • Calidad acústica del local: Se procurará evitar las superficies reflectantes, o bien se tratarán éstas con materiales absorbentes. • Tiempo ele reverberación ambiental; Se procurará mantener lo más bajo posible. • Pérdidas de transmisión de la pantalla: Se elegirá un material que para una pérdida por transmisión superior a 5 clB a IL calculado para la barrera (1 kg/m", 0,2 lb/ft"). • Permeabilidad de la estructura: Se elegirá una estructura que no posea agujeros ele ningún tipo, se procurará recubrir de material absorbente la parte de la pantalla próxima a la fuente, procurando que posea el más alto coeficiente de absorción. 190

4. Cerramientos acústicos En el estudio y análisis del comportamiento acústico del cerramiento de una fuente ruidosa, vamos a suponer que esta fuente está situada en un local amplio y reverberante y que el cerramiento ele la fuente es ele pequeñas dimensiones (SI) y con tratamiento absorbente interior. Haciendo un balance de potencia acústica.

W WA WT

=

potencia sonora de la fuente. potencia sonora absorbida por el cerramiento. potencia sonora transmitida por el cerramiento.

W = [;¡ 1; S¡

W -,_\

W

= 11 exl SI + 11

11 =

T

SI = 11

(ex I

SI +

T

SI)

W

exl SI + T

SI

Después del balance ele energía se puede deducir que la energía es la suma de la energía absorbida por el cerramiento y la energía transmitida a través de las paredes del cerramiento. Si la absorción del cerramiento es pequeña, la energía transmitida es prácticamente igual a la energía sonora generada.

W" = 1,

exl ->0

11

""

W SI

exl SI

W

=

=

-->0

WT

De donde la efectividad del cerramiento es prácticamente nula. Analicemos dos conceptos de uso común. «Insertion Loss» (IL) 191

«Noise Rcduction» (NR)en el tratamiento de cerramientos acústicos. Como se ha expuesto, por IL, se entiende la diferencia de SPLexistente en un punto del local reverberante como consecuencia de un cerramiento en la fuente. Por Nlc, se entiende la diferencia de SPL entre el interior del cerramiento y el exterior del campo reverberante del local. Analicemos pues por separado ambos conceptos. y

4.1. Determinación de la Inserción Loss (IL) Sea un local reverberante con una superficie 52 y un coeficiente medio ele absorción 0'2 y un cerramiento de superficie S I con un coeficiente medio de absorción O' I Y un coeficiente de transmisión 7, donde hay situada una fuente sonora ele potencia \'(l. En un primer instante antes de instalar el cerramiento.

\,\/

En el interior del cerramiento sabemos que: 11

\XI = 0'1

SI

+

7

SI

Después de instalar el cerramiento en la fuente sonora existirá en el punto 2 del local reverberante una intensidad sonora I' re que vendrá ciada por la potencia sonora transmitida a través del cerramiento (\'(11)'

\'1/ 1I

7

S2

0'2 S2

192

[

0'1

SI +

] 7

SI

. 7

SI

W

1

1 SI

al SI + 1 SI

a2 S2

W 121l

r 2H

SI (al

52 a2

W

+

al SI

al

lL

10 lag

1211

10 log

r 2H

+ 1

1

+

( al

+

(al

TL + 10 lag

IL al _,

1 SI

1)

10 log

O

+ 1

1

+ 10 log

Si

1)

SI 1

1S1.

a2 S2

+

1)

(al

+ 1)

IL = TL + 10 lag

1

= O

De ahí la importancia elelcoeficiente ele absorción en el cerramientO, para la consecución de un aceptable I.L. Definamos numéricamente estas expresiones; para lo cual utilicemos la nomenclatura del esquema de la Figura N.O 105. LOCAL REVERBERANTE

Fig.105

S2R2

Esquema ele encapsulamiento acústico

(ij,2' SPL2 SPL2' SPL,

2 Pro, de medida antes del encapsulamiento

t-i

~'OO<' RI

SI

2' PtO de medida después ele!

encapsulamiento

SWL + 1010g

(-Q- + 4r~

_i_) ::::: ~

SWL + 10 log

_i_~ 193

(--º--:-

SWL + 10 lag

4 Si consideramos

+

___!__) R¡

7l" 1'2

2 por estar la fuente en el plano.

Q

4

r2

7l"

SPL¡ = SWL +

::::::SI

10 lag (_1_

+

S¡

___!__) R¡

Ahora bien, considerando estén el cerramiento y el local como caso (Live-Live) SPL'2 + 10 lag

SPL¡ -

TL

S

_1

Rz Simplificando: SPL'Z

SPL1 -

TL + 10 lag

S

_1

R2 SPL'z

=

[

___!__)] -

SWL + 10 log (_1_ +

S)

R¡

TI +

Definiendo IL = SPLz- SPLz', esta es la reducción ele ruido en un punto del local por la inclusión de un cerramiento sonoro ele la fuente.

1L

[SWL -

= -

TL

+

10 lag

(_1-

+

SI

+ SWL + 10 lag -

1L

1'L +

10 lag - 4

-

10 lag

Rz

1L

194

TL +

___!__)

+ 10

RI

R2

4

R2

S

_1 -

10 lag

Rz

4 ) ( R, 10 Iog (~:)

-

IOg~]

10 log

(t

1 [ ~+~

+

:J

4 ]

+

TL + 10 lag -

1L

4

-

4 )

1 ( ~+~

10 lag

SI

IL

1L

TL + 10 log -----

(~ IL

=

TL -

10 log

1

10 lag

TL -

SI

+ 4 RI

4

+

2.L

+ -~-:)

( 1 S) -

+

_1

4

Cuanclo -

1

11.

-+

RI

TL

Cuando el interior elel cerramiento sea poco absorbente se puede decir RI "" SIO',

IL

TL-lO

1 S) ( 7+--'S, q

IL "" TL -

TL -

]0 log

10 lag

(_.!__ + 4

0',

(_1_) :::::TL

_1_) 0'1

+ 10 log 0',

0',

También puede expresar en función del TI! 0,16 V TR :::: ---'---

lL

=

TI. -

10 log

;

SI

0,16 V 0'1

Tr TL -

10 lag

S T

_1 _R

0,16 V

195

Si el cerramiento del foco ruidoso es muy absorbente

1

4

+

_h RI

10 log

TL -

IL

1

4

S

+

SI 1-

IL

TL -

1

4

al

+

-al al

1 = -

4

al

1 10 loab

4

TL + 6 dB

A continuación damos un método aproximado de determinación del IL en función ele las características ele la superficie del cerramiento. IL C

=

= TL + C

Factor ele corrección, a determinar en la tabla adjunta.

Condición 1. Sin materiales absorbentes o con una cantidad prácticamente despreciable. Condición 2. Del 10-25% elel total de la superficie recubierta con material absorbente ele un espesor ele 20-25 mm. Condición 3. Del 26-50% elel total ele la superficie recubierta con material absorbente ele un espesor de 20-25 mm, o del 10-30% ele la superficie recubierta con un material absorbente con un espesor ele 38-40 mm. Condición 4. Por encima del 50% ele la superficie recubierta con material absorbente de espesor 20-25 mm, o por encima elel 30% de la superficie elel local receptor recubierta con un material absorbente de un espesor ele 38-40 mm. 196

TABLA XXIII, DETERMINACIÓN PRÁCTICA DEL IL DE UN CERRAMIENTO, VALOR C. Superficie total interior local receptor, dividido por la superficie común de paree! o suelo,

Tratamiento Condicíón 1

Acústico del Local Receptor Conclición 2

Con di-

ción 3

-4

Condición 4

1,4 - 2,7 2,8- 5,5

-10 dB -7

-7

-4

-2

-2 elB +1

5,6- 10

-4

-2

- 21

-2

- 43

+1 +3

+1 +3 +4

+1 +3 +4 +5

+3 +4 +5 +6

11 22

44 - 80

dB

dB

4.2. Determinación del Noise Beduction (N.B.) Sea el mismo local que el definido para la determinación del 1L. Definamos por NR la reducción sonora conseguida mediante el encapsulamiento, Realizando un balance de energías, la energía transmitida al local reverberante (2), a través e1el cerramiento W,., será igual a la potencia que absorbe el local (2),

Definimos

por:

P-/

l,p , S2

7

11

TL

10 log -

1

= 10 10g

•

az

S,

----

4

Q

c

. S2 . a?

-

_P_,_, S, 4 Q e SPL, -

SPL2 +

7

+ 10 log (S2S~2 ) 197

TL

NR + 10 log --'

S

S2

NR '" TL -

(Xl

10 lag (_S_,_) S2 (X2

Si el local es absorbente, y pueden ser consideradas las anclas de presión como ondas planas, o bien que las condiciones del local no influyan en la transmisión, se tiene:

___!L_ ~ p,2 4 TL

10 log-

1 T

Q

C

10 lag ( p,2 ) 4 pl

- 6 + SPL, - SPL1

NR '" TL + 6 El caso de emisión eleruido al exterior de un local puede ser utilizada esta expresión.

4.3. Cerramientos acústicos parciales Consideremos un cerramiento parcial de una fuente sonora en campo semíreverberante, como aquel caso particular ele cerramiento acústico no completo, esto es, que le falta algún panel, O bien que tiene un hueco o apertura, Si el lugar donde está ubicado el foco ruidoso no es un campo semtreverberante, es decir, es absorbente, o está en el espacio exterior, el tratamiento a dar será semejante a los casos estudiados ele Barreras acústicas o pantallas, En caso ele local semireverberante, la.efectividad de un cerramiento vendrá dada. por el 1L conseguido con el cerramiento parcial. Operando ele forma semejante que en cerramiento completo, tendremos: 198

W W

=-

S, s"

=

=

Wl ABSORBIDA

+ W THANSM'TID¡\

W/\ + WT = 11 (a, S, + So + S" superficie abierta

S" = superficie aislante -

T

WGENERADA

S,)

absorbente

Para un cerramiento parcial

W'¡\

= Potencia absorbida por las superficies aislantes

W'T

= Potencia transmitida = (So +

W

12

q; Su) 11

~ 52 az

12,

52 a2 1L

12 10 log12,

S, a" 1,

W 10log-W'T

1L

1L

]0 log(So / 5a)ta". + Ta, So I S" + T"

Cuando So completo.

-->

O; 1L

=

10 log

aH

+

Ta

idéntico al cerramiento

T"

En la Fig. N.O 106 se dan distintas configuraciones ele cerramiento parciales ele fuentes ele ruido de común utilización.

4.4. Pequeños cerramientos acústicos Cuando los encapsulamientos

ele focos ruidosos son pequeños en 199

\

\ \ > I "

Fig. L06. Distintas configuraciones de cerramientos parciales como control de ruido en máquinas

volumen y rígidos, se producen fenómenos distintos a los conocidos en cuanto al comportamiento de la ley de masa de los materiales que conforman el cerramiento. Esto es especialmente importante en el ancho ele frecuencias más bajas que la frecuencia inferior ele resonancia elel cerramiento. La frecuencia ele resonancia ele un panel viene dada por: F(mll)

=

O,48f!t3

(1112

o , 48

C t L

)

+

+

n2)

a-

111

(1112a2

2)

n2 b

b2

donde: E m

CL a, b

módulo de Young del panel espesor elel panel elensidad superficial velocidad de onda longitudinal dimensiones del panel (longitud, anchura)

Los pequeños encapsulamientos pueden tener una resonancia ele los paneles y una resonancia elel volumen de aire interno. Para conseguir una buena atenuación a baja frecuencia las resonancias deberán ser lo más altas posibles; esto significa utilizar ma200

teriales de alta velocidacl de onda longitudinal, para un espesor dado. De donde se deduce que el mejor material a utilizar en un cerramiento acústico pequeño (para utilizar por debajo de la frecuencia de resonancia) es aquel que posea alta rigidez y bajo peso. Como se ve, es lo opuesto al comportamiento pedido a un material para que sea buen aislante acústico por la ley de masa. El sistema a utilizar en el diseño de cerramientos pequeños será el emplear materiales antidamping a fin de reducir la resonancia del panel y emplear una alta absorción interna para reducir la resonancia del volumen del aire de encapsulamiento. Cuando se hacen pequeños cerramientos acústicos y estos no se

sellan completamente, existe la posibilidad de que se forme un resonador de Helmholtz. A la frecuencia de resonancia del resonador, la atenuación del encapsulamiento se reducirá muy considerablemente. De ahí que se deba seleccionar una frecuencia ele resonancia del volumen del encapsulamiento lo más baja posible. La frecuencia de resonancia del volumen ele aire del encapsulamiento vendrá dada por:

Vo A Z

volumen ele aire del interior del cerramiento área de salida del aire cuello ele salida del aire

4.5. Determinación del caudal de aire de ventilación de un cerramiento La determinación del caudal de ventilación necesario para contran-estar el aumento ele temperatura ocasionada por el encerramiento vendrá ciado por las condiciones energéticas del equipo y de las condiciones termohigométricas del aire ele ventilación. Desarrollemos a continuación la determinación ele estos caudales ele ventilación, valores que podremos utilizar en aquellos casos elecabinas acústicas para operadores de proceso que posteriormente estucharemos. El caudal eleaire fresco a introducir, y por tanto a recircular, debe ser el valor mayor obtenido de [as dos ecuaciones siguientes: 201

a) aire fresco por persona

b) aire de refrigeración Q

Q =

=

Q¡

0,0008 (m3/sg) +

Q? -

+ Q, + Q ~~

4

Q-

") (111:\/sg)

LlT . el'

donde: QI

= calor emitido por la persona debido a su metabolismo, el cual para unas condiciones ele trabajo a 22-26 oc es de 270 watios, calor emitido por la máquina o proceso.

+Q_i

potencia nominal (KW) x factor ele conversión x lOOOw eficiencia total calor debido a la iluminación; puede suponernos ele 1.000 watios si no tenemos los elatos exactos. calor emitido por otras fuentes radian tes, como puede ser las tuberías, superficies con altas temperaturas. es el calor emitido a través eleJos cerramientos, esto es, pérdidas de calor a través ele la estructura. Qs = K . A Ll t (watio).

Qs es positivo si tI Q:; es negativo si tI K :::::0,5 w/m2 e

< t2 o > t2

La máxima temperatura interior debe ser de 28 "C, a no ser que se disponga ele elatos exactos sobre condicionantes térmicos elelequipo. Cl' para el aire a 20 "C y 1013 m. bar es ele 1220 J/m' "C A en mZ

tI t2

Llt

temperatura en el interior elel cerramiento. temperatura en el exterior elel cerramiento. tI - t2

Damos a continuación unas tablas sobre uso práctico para motores con U% ele utilización y N, N.O ele motores. 202

Potencia ele Motores HP

Eficiencia aproximada

Calor Generado (T) BTV / h I HP

60 70 80 85 88

4200 3650 3200 3000 2900

menos ]/4 112- 1 1 112 - 5 7 1/2- 20 más ele 20 Q2

=

BTV· H-1 = 0,2519 kcl . H-1

N . HP . U·T =

3,98

X

10-4 CV

= 3,929

X

10-4 HP

1 watio = 1 J . seg":' ; I kcl = 4,18 x lot3 J . Para cerramientos ele calderas y quemadores son de uso práctico las siguientes consideraciones:

Q

=

Q

=

N. U. B

calor generado en BTU/h. N = n? de quemadores. B = constante del gas en BTU/ft3 Gas natural. 1000 BTU/ft·~ LP 2000 BTU/ft3 Quemadores de 2 pulgadas consideramos un consumo de 10ft·'/hora Quemadores de 4 pulgadas consideramos un consumo de 15 ft~Ihora

5. Control de ruido en el medio de transmisión El control del ruido en el medio de transmisión se basa fundamentalmente en conseguir que la energía sonora producida en una fuente y que es transmitida a través de un medio determinado, sólido, líquido o gaseoso, llegue reducida al receptor. El control de la transmisión energética a través del medio sólido ha sido analizada en parte en el capítulo destinado al control ele las vibraciones y volverá a ser tratada en el capítulo de aislamiento acústico en la edificación. 203

El control de transmisión a través de medios líquidos, se basa fundamentalmente en la utilización de silenciadores específicos, así como en evitar todo tipo de contactos rígidos entre conducciones y equipos generadores de ruido y vibraciones, así como a estructuras portantes. El tema a tratar en este capítulo es básicamente el control del ruido transmitido por vía aérea. La reducción sonora se efectúa sobre el sonido reflejado en la superficie y no sobre el sonido directo. La expresión que define la rec!ucción sonora proporcionada por un aumento de absorción en un local es: NR

10 lag

~2

QI

o ~

--l--

I--"-h,\-+ --1--1-+- --1- - .

--_ .... - ~-+--+-~-'I,'\r+--l--+-+-+-.¡++..- - -._-1--1-+-+ -5+--+-+-t..~-+-f-H-H-+ _. - -----+--+-I-+-+-l-~ '\.

--- --1-'_---

~ (1)

i"
-10

+--I-+--I--I---I--I-++f"1:\..-,\-+-,+,-,,_-,

5

~

8

.

--

~

6

~

.

~

-15

~

~4--+--I-~+-+~~-------+-+~~\..~~

Fig. 107. Reducción

Sonora por incremento de la absorción.

204

-Z04--IL.5-4--~-4~5-+~7~9~-LI5-4--J~0~~50-+~70~9~O 468 ro ~ ~ w

o

10 RELACION

COEF ICIENTE DE ABSORCION

100 ':: 2 0<1

NR

=

0'2 O'!

=

Noise Reduction. (SPL) - SPL2 coeficiente medio de absorción del local tratado. coeficiente medio de absorción del local sin tratar.

La determinación de la reducción sonora puede hacerse mediante el abaco de la Figura N." 107. El empleo ele este sistema de control no siempre es viable, y puede ser que los resultados obtenidos no sean lo suficientemente altos como cabría de esperar. Existen algunos métodos para determinar la viabilidad ele la realización de este procedimiento de control, dos de los cuales a continuación detallamos: Método 1. Determinar el volumen: V = L x W x H. Si no existen paredes se trazan líneas imaginarias. Determinar el área . S = Spareclcs+ S¡echOs + SSllc:lO Si no existe alguna pared, no considerarla. ES APLICABLE si: 2 x S :5 V No es APLICABLE si: 2 x S > V Método 11. Calcular: N

+

H

1

+

L

W

ES APLICABLE si: N ~ 0,25 NO ES APLICABLE si: N > 0,25

El paso siguiente será determinar la cantidad de superficie absorbente que se necesita, para lo cual partimos elela conocida expresión: T!{

= -

o.:..;_,O::..;:5_V.:.._

0,05 V

S

AT 0,05 V T!{

Para tratamiento ele fábricas, cuando las superficies que existen sean duras, ladrillo visto, hormigón, enlucido, uralita, etc., se puede utilizar un a "'"0,05, si existen otros tipos de superficies deben de calcularse adecuadamente. 205

Como tiempo de reverberación T R, para tratamiento industrial en locales comprendidos entre 20.000 y 200.000 ft" (600 a 6.000 m), puede elegirse entre 1,5 y 2 seg.

Al Az

absorción antes del tratamiento = S x 0,05 superficie de material incorporado x de material incorporado.

El ti' del material a incorporar se puede seleccionar del NRC de este material o bien para calcular con menos datos o fiabilidad del ~500

o ~l()oo. A fin de aumentar las superficies de absorción suelen emplearse baflcs acústicos con absorción por ambas caras, colocados verticalmente. El número de baflcs a colocar depende de las necesidades ele absorción y de las dimensiones de los mismos. Normalmente suelen colocarse en líneas paralelas, con bafles orientados perpendicularmente entre sí a fin de mejorar el retículado y con ello disminuir las reflexiones. Dado que este tratamiento actúa fundamentalmente sobre el sonido reflejado, en una nave industrial con numerosas máquinas donele se haya realizado un adecuado tratamiento de techos cabe esperar la siguiente reducción sonora

Distancia de la fuente al recepor

Reducción sonora esperada

1 x altura de techo 2 x altura de techo 3 x altura de techo

3 dB 5 dB 8 dB

6. Control de ruido en el receptor Una vez agotados los anteriores procedimientos de control y si el problema no hubiese aún sido solucionado por dificultad técnica o económica, o bien porque no fuera el procedimiento más ade206

cundo para el caso, se deberá abordar el último eslabón ele la cade-

na de control. Los dos procedimientos serán, bien realizar una cabina acústica, o bien la protección personal que será desarrollada en otro capítulo. Cabinas acústicas. Este procedimiento ele Control es muy utilizado en aquellos casos en que un número reducido de personas realicen control de graneles zonas de producción, con multitud ele focos de ruido, yen ella se instalarán paneles de ruielo y control así como descanso del personal. La determinación de las características acústicas que deben cumplir los paneles acústicos, y los sistemas de ventilación de la cabina, esto es el TL'[bllll de la cabina, se determina de acuerdo con el siguiente desarrollo: 10 Determinar del SPL en banda de octava en el lugar donde se

desea instalar la cabina. 2 o Elección del Criterio ele Confort adecuado para el interior de

la cabina (por ejemplo NC 55). 3 ° De la diferencia entre 1° Y 2 o obtenemos una aproximación

de la reducción necesaria. 40 El NR requerido del encerramiento, o sea, la diferencia entre SPL interior y exterior se obtendrá agregando 5 dB a los valores obtenidos en el epígrafe 3°. Estos 5 dB son una garantía ele la variación que pudiese existir. 5° Se selecciona el interior de la cabina, a fin de conocer a y R para ésta. 6 o Para determinar el TL requerido para paredes y techo, utilizaremos la expresión: TL

=

NR + 10 log

( -41

Sw)

+-R

donde:

S\v R

=

superficie envolvente de la cabina en ft2 constante de la cabina

7° El TL total se obtendrá, como ya se expuso, a partir de los TL ele las distintas superficies. 207

En la Figura N.? 108 adjunta, se hace un despiece ele una cabina acústica con todos sus condicionantes constructivos. Fig. J08. Cabina Acústica.

2

8

3 7

1 2 3 4 5

PANEL. CARA INTERIOR PERFORADA PERFIL DE TECHO PERFIL DE SUELO PUERTA PANEL DE SUELO 6 RAIL ANTIVIBRATORIO 7 PERFIL DE UNION PANELES 8 PERFIL DE UNION ESQUINAS 9 ÁNGULO CONEXIÓN TECHO

208

7. Conclusiones sobre aislamiento de equipos ruidosos

acústico

Como conclusión de tocio el desarrollo ele este capítulo se podría simplificar las dístintas actuaciones de control. La Figura N." 109", representa un hipotético espectro sonoro de un equipo ruidoso.

'::t' ' ,

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j

La Figura N.O 1091.>, representa un tratamiento antivibrátil de este equipo con las consiguientes modificaciones de sus espectros. Como se observa este tratamiento sólo reduce algo el ruido a bajas freo cuencías, no actuando a medias y altas frecuencias.

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209

La Figura N? 109c, representa un apantallamiento ele la fuente. La reducción sonora conseguida es ele poca magnitud y es tanto ma\,01' cuanto más altas son las frecuencias. . La Figura N." 109d, representa un tratamiento absorbente con material poroso del local; su efecto tiene lugar a medias y altas frecuencias, dado que a baja frecuencia estos materiales tienen una actuación muy pequeña.

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La Figura N.? 109c, representa un encapsulado de la fuente con material aislante. La reducción sonora es importante a media)' alta frecuencia.

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210

La Figura N," 109f, es similar a la d), pero con inclusión de montaje antivibrátil. El resultado es claro, se reduce el ruido de forma importante también a bajas frecuencias. La Figura N." 109g, es similar a la f), con un tratamiento absorbente interior; el resultado es una disminución del espectro en 6-8 dB, a media y alta frecuencia. ',or--'---r---'-~-~~-~~

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FR~;:.:f.NCI4 ':1: H:

La Frecuencia N.O 109", representa el caso de encapsulamiento acústico flotante bajo otro encapsulamiento, ambos con tratamíentOS absorbentes internos. El resultado es espectacular, fundamentalmente a medias y altas frecuencias.

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Fig, 109

211

Capítulo

VIII

Silenciadores

1. Introducción Un silenciador puede describirse como un filtro acústico que se insena en conductos que transportan fluidos, escapes de fluidos o en admisión a equipos que trasiegan fluidos, con objeto ele reducir los niveles de potencia sonora que se generan. Su comportamiento es semejante al de un filtro eléctrico en cuanto a su selectividad ele actuación, ya que la efectividad de reducción sonora es función del espectro ele frecuencia del sonido transportado. Su utilizaclón está muy extendida en la industria, en vehículos ele transporte, en motores de combustión, en escapes de aire, en transpone de líquidos por tuberías, en bombas, en ventiladores, etc. Los silenciadores se clasifican en función ele su forma de operar, en reactivos y disipativos, pudiendo un mismo silenciador operar utilizando ambas modalidades.

2. Silenciadores reactivos Son conocidos en la literatura técnica también por «mufflers» (U.S.A.) y «silencer» (G.B.). Son utilizados para el control de sonidos con un

espectro de baja frecuencia. Operan por reflexión, esto es, una onda sonora que se mueva a través de una conducción llega a una discontinuidad, donde la impedancia acústica es mucho más alta o mucho más baja que la impedancia característica del conducto. En consecuencia, sólo una pequeña parte de la energía fluye a través ele la discontinuidad, el resto de la energía se convierte en una onda reflejada, que se origina en la discontinuidad y vuelve en dirección a la fuente. Los silenciadores reactivos son utilizados frecuentemente cuando el ruido que debe reducirse contiene bien tonos puros a frecucn212

cías fijas, o bien en el margen de frecuencias bajas. Es aconsejable también su utilización para operar con fluidos calientes, sucios o a velocidades elevadas. El costo ele fabricación no es alto y requieren poco mantenimiento. No obstante, tienen la dificultad ele su gran dificultad de diseño. Los silenciadores reactivos pierden su efectividad cuando se utilizan en conductos ele gran diámetro y a altas frecuencias. A continuación vamos a analizar las funciones básicas de atenuación sonora que componen un silenciador reactivo, a fin ele llegar al conocimiento ele [os distintos procesos que se utilizan en el análisis complejo ele un sofisticado sistema de silenciadores reactivos,

2.1. Conexión cónica Una conexión cónica entre dos conductos actúa como un silenciadar reactivo, generando una atenuación sonora. La pérdida por transmisión (TL), se define por la expresión: TL = 10 log (E ,/E2), donde E, Y E2 son las energías íncidente y transmitida respectivamente, las cuales están relacionadas con las áreas ele los conductos y con la longitud de las conexiones. La máxima atenuación es proporcionada cuando [as relaciones ele secciones transversales de conductos es lo más grande posible y cuando el cambio ele áreas ocurre lo más rápidamente. La determinación ele TL para una conexión cónica viene dada por la Figura N.? 110. 12

r---------~=====_-------r--------------_. A o

l.S? r

Joc.

273 metros 295

,o~--.---r---~~'---~--~ 1

!

'" 'O

I'ig. 110. TL ele un

o

C:=C=±==:I::=-=::b=::b~d;:;~~~~~~~=

o

0.1

0.2

0.3

0.4

silenciador reactivo o 0,5 conexión

cónica. 213

2.2. Cámaras de expansión

Las cámaras de expansión son discontinuidades seccionales en un conducto. En la Figura N." 111 se representa un esquema de cámaras de expansión.

Areo de solido

Fig. 111. Silenciador reactivo. Simple cámara ele expansión.

L

El disC110dc la cámara es función ele la longitud ele onda elel sonido incidente y actúan como un selector ele frecuencias, en cuanto a su campo ele atenuación sonora. Pueden, no obstante, colocarse en serie un número determinado de cámaras de expansión, actuando caela una en una zona del espectro. La atenuación de una cámara de expansión depende ele un parámetro "111", definido por: Sección transversal de la cámara

n1 =

Sección transversal de los conductos conexionados a la cámara Az

Az El TL de la cámara aumenta con m, y la expresión que los liga es tal como:

TL ~ 10 log [1 + :

m __

1_

2

sen?

KL] dB

111

donde:

L

27r 27rf , = --(m-l, o, ft-I) A c Longitud de la cámara en m () en ft

e

340 mIs.; 1.128 frls.

K

--

Esta ecuación es válida siempre y cuando la sección transversal de 214

la cámara sea inferior a 0,8 A. Las atenuaciones res vienen dadas por la Figura N," 112.

ele estos silenciado-

35 30 .D 'O

25 20

o

e

.~ E

15

.Q

10

'" 4

5

o

0.4

1.2

0.8

V.

2.0

1.6

kL Fig. 112. Determinación

del TL de los silenciadores reactivos con cámara de expansión.

Los máximos de atenuación ocurren para: n'lf KL-::¡::::-2

n +=-1, 3, 5, 7, 9 ...

Los ceros de atenuación ocurren para: KL == l1'1f

n

=

1,2,3.4,5,6 ....

La longitud L de la cámara de expansión debe ser: L

n

'If

nA

n'lf

n

4

2K

1, 3, 5, ...

donde L vendrá en m () en fe. Una máxima TL ocurrirá para: L 3A 5 A 7 A L

444

L

= --

;

L

= --

== ;

A

Y otros máximos para

4 etc.

Las cámaras de expansión pueden tener diferentes formas y cada 215

Hg. 113. Silenciadores reactivos diferentes tipos ele cámaras de: cxpanxión.

(el

(d)

una de ellas poseerá diferentes espectros ele atenuación. En la Figura N." 113 se clan algunos esquemas de los tipos ele cámaras 111,ís utilizadas, las cuales pasamos a analizar. 2.2.1. Silenciador de cámara de doble expansión con tubo de conexion externo. A continuación,

se dan las pérdidas de transmisión (TL), para el tipo de filtro representado en la Figura N.? 114. (1)

I

Al

._.._--

lle

·-~--·-r-·

Al

IAI

I

1<

Fig. 114. Silenciador

reactivo, tipo filtro con doble cámara ele expansión canal ele conexión.

donde: NI = -_I_[4m(m 161112

. cos 2K (le 216

+ 1)2cos2K(Ic lc)]

+ lc)-4m·(m-l)2.

y

[2 m (m2

__ 1_

16 1112

- 4 (1112 (le -

+ 1) (m + 1)2 sen 2K (le -

1)2 sen 2K le -

2 (1112 + 1) (m -

le) 12) sen 2K

le}J

m Esta ecuación se representa en la Figura N.O 115 para diversas combinaciones de parámetros.

-~

.. tn~5.0

JO

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10

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H

I

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1_\ .LI

_j__,

Fig. 1I5. Pérdidasele transmisión (TL) de cámaraeleexpansión con tubo eleconexión externo,

Debemos hacer notar que el TL es mucho mayor que en el caso de cámaras simples. Una región de paso ele ruido de baja frecuencia se intercala como resultado de la resonancia elel tubo ele conexión y las cámaras. Cuando el tubo de conexión entre cámaras aumenta de longitud se reducen las frecuencias más bajas de corte. Se da a continuación una ecuación para la frecuencia de corte. e 2

7r

[

111 .

1e

.

1e +

1

3c (1e

-

1J

]

y,

Hz

(Il)

217

El máximo TL en esta primera banda de corte, por encima ele esta fe, aumentará a medida que aumentamos la longitud del tubo de conexión entre las cámaras. Sin embargo, las regiones de bajo TL tendrán un ancho de banda mayor cuando los tubos de conexión sean largos. 2.2.2. Silenciador de cámara de doble expansión con tubo de conexión interno.

Estos tipos de filtro se representan en la Figura N.') 116, Y tienen una atenuación dada por la siguiente expresión: TL

= 10

lag (Nl + Ml)

(Ill)

donde: cos 2K le - (M [

2111

. (1112

(1112

1) . sen 2K le tg K le

+ 1) sen 21< le + (m -

+ 1) cos 2K 1<~-

1) tg K le

]

1)

(1112 -

I

f--~~--I-~~---l I I Al'

¡A2

---¡-:...._--

------

I

i Al

---re--

lA) --1---- T!A2

I

~-~~ -----t-----------1 Ie

Fig. 116. Silenciador reactivo, tipo filtro con doble cámarade expansión y tubo de unión.

Los resultados de los TL para estos distintos parámetros se dan en la Figura N.O 117. Los resultados son dados para varias combinaciones de parámetros a elegir. Una vez más, se nos presenta la región de paso ele baja 218

_

•

10

~ m:S.O ~lIuO.O

m: t.O 1c:1I.: O.SO

V

~

17

'" "

/

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/

lO"

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10.0

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JO

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17

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I

\e,,,,,m,.= 10.0 O.7S

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\

~

~l. f'i It •

J.

"': 10.0 lell. ~ 0.50

I rJ

e

,'---,

1"1,

Fig. 117.Pérdidas ele transmisión (TL) en cámara ele doble expansión tubo de conexión interno.

con

frecuencia y la fe se nos da por la expresión (II). Sacamos la conclusión de que estos filtros y los de tubo de conexión externos son idénticos cuando le = O. Para el control de ruido en máquinas alternativas de baj:¡ velocidad, suele utilizarse un filtro de este tipo con algunas pequeñas innovaciones, son los conocidos por filtros de tipo - Pi. Un esquema ele este tipo de filtro se ela en la Figura N.O 118.

Fig. 118. Silenciador reactivo. Máquina de baja velocidad.

Estos tipos de silenciadores son utilizados en la admisión de aire y se diseñan para una frecuencia ele corte, fe' tal que, fe = 0,7 X X frecuencia más baja de la operación fe es la frecuencia a la cual la cámara de expansión entra en resonancia. La fe, puede ser eleter219

minada

por la expresión:

--c 2

7r

fffA

-L V

donde: A

=

L

=

V

=

e

=

Sección del tubo conector. Longitud elel tubo conector. Volumen de cada cámara ele expansión. Velocidad del sonido en el medio.

El cálculo de la atenuación (TL) que se puede esperar para la más baja frecuencia fl, se eletermina por: 20 log (1 fl

=

2 (32) elB

frecuencia más baja.

El poder predecir una actuación correcta de mayores frecuencias para tales atenuado res, necesitaría un análisis ele tallado de la señal que se aplicará al atcnuador. Sin embargo, tendrá un valor máximo que es una función ele la relación ele secciones del tubo conector entre las dos cámaras de expansión y el cilindro que contiene a ambas cámaras. 2.2.3. Silenciador de cámara de expansión especial para máquinas de baja velocidad. Los silenciadores reactivos tipo cámaras ele expansión, tales como

vigo 119. Silenciador reactivo. Cámara ele expansión. Equipos ele baja velocidad.

220

I -+-

-----r---

representados en la Figura N." 119, son utilizados para el control del ruido en la admisión y escapes de gases. La determinación ele la atenuación sonora (TL) ele este silenciador reactivo se obtiene mediante la Figura N.Q 120 Y depende de

la relación entre el área de la cámara y la del conducto eleconexión.

--

26

.... a. ce o

24

20

"O

e <11

16

e

-o 'ü

12

el

J

e 111

8

c;

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4

)( u

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G!

~II\

01

/

V 5

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.>~

10

de expansión. Equipos ele baja velocidad.

20

15

m : Relación orea de cómcro de tuberia.

Fig. 120 . Silenclador reactivo. Cámara

a oreo

La máxima atenuación se obtendrá cuando la longitud de la cámara sea un cuarto de la longitud ele onda, En consecuencia, la frecuencia donde se consigue la máxima atenuación será: fm

e

=

=

e 4·L

Velocidad del sonido en m o en fe. 111 o en ft.

L '" Longitud de la cámara en 11\

.svo

1.1 1.0

¡.§

~ ti

0.8

1'\.

<,r-....

~E

o~

0.6

~E . ",ga4 e a,,'ü ~.2 _g v ~ 41 <110::"0 O O "O

""'--r--

~315

Fig. 121.

1

5

10

15

m: R~lación área de camara a orea de tuberia.

18

Relación de las frecuencias ele corte y la de máxima atenuación.

221

La determinación de las frecuencias de corte se puede hacer a través de la Figura N? 121 adjunta, La frecuencia ele corte es aquella por debajo ele la cual no existe prácticamente atenuación. Mediante combinaciones ele cámaras de expansión de diferentes tamaños en serie, es posible obtener un amplio espectro ele atenuación sonora y que en todos los múltiplos de c/4L, se obtenga asimismo excelente atenuación. Las pérdidas elecarga de estos silenciadores suelen obtenerse prácticamen te.

2.3. Resonadores de Helmholtz Actúan de forma similar a los absorbedores de sonido tipo Resonadores de Helmholtz, ampliamente tratados en otros capítulos. En la Figura N." 122 se representa un esquema ele estos resonadores, Fig, 122. Silenciador reacuvo. Tipo resonador.

Flujo delgo~

v

C"ónClro

v~----~----~

_v

Este tipo elesilenciadores son muy selectivos y actúan en una banela muy estrecha de bajas frecuencias. Daelo que el control ele las frecuencias bajas es muy difícil, estos silenciadores pueden ser muy útiles en el control ele ruido. Aunque este silenciador tiene un pico de absorción definido en el rango de bajas frecuencias, este pico puede aplanarse de tal manera que se extienda dentro del rango ele altas frecuencias, llenando la cavidad de material poroso, tal como fibra de vidrio. Se puede conseguir la atenuación ele un amplio margen ele frecuencias mediante el uso ele cierto número de estos silenciadores, cada uno sintonizado a diferente frecuencia dentro elel margen de actuación. A la frecuencia de resonancia del resonador f" la energía acústi222

ca que es transmitida a la cavidad a través del cuello, retorna al conducto fuera ele fase y tiende hacia la fuente del sonido causando la eliminación o disminución de la onda incidente. f=_C

~

27r-ylV

r

donde: f,. '" Frecuencia de resonancia del Resonador (Hz) e Velocidad del sonido. A Sección transversal en 1112 o ftZ del cuello L Longitud del cuello en m o en ft V Volumen de la cavidad en 1113 o en ft3 I L + 0,8 -J A (111 o en fr) La aplicación práctica de estos silenciadores está en sonidos de frecuencias inferiores a 200 Hz, o de este orden, dado el tamaño que provocaría a otras frecuencias. Para estos resonadores el TL viene dado por: TL

= 1010g [1 +

¡;.1 (32

- f _[ fr

fr

f

]-2

(IV)

donde:

cr;;:-::

fr

=

h

-y -:

Hz ~ 1

La cantidad ele (3 es la unidad si se desprecia el flujo ele aire; si el flujo es considerado: (3

2,86

P l-p M

Donde M es flujo medio en números de Mach en la tubería y = LlP/P" que es la caída de presión; P"es la presión del ambiente y Ó. P Po - Pa, donde Po es la presión media dentro del filtro.

p

223

La ecuación (IV) es representada en la Figura N.? 123. Esta ecuación es sólo válida para L + lo ~ 8.

e '0 u

o e

.. ::l

~

Fig. 123. Atenuación. TL ((lB). Silenciador reactivo, Tipo resonadores múltiples.

En aquellos casos de múltiples orificios, como se representa en la Figura N.? 124 la expresión ele cálculo, sustituyendo (3 y po queda: TL = 10 lag

1 + [

(2 . .J (_f _~) 7CV

fr

7f !)·Oiom. orificio

I

]

clB

f

Do

Volumen y

Ftg. 124. Silenciador reactivo. Tipo resonadoresmúltiples.

donde: c s

Conductividad = =

224

de los orificios

Área ele cada orificio Longitud ele cada orificio

ele conexión

ns + 0,8 s

n

=

Número de orificios

V = Volumen de la cámara de absorción

D Diámetro del conducto principal Do = Diámetro de cada orificio f Frecuencia a la que debe absorber fr = Frecuencia de resonancia de! resonador

2.4. Resonador de tubo perforado en cámara única Este tipo de silenciador aparece esquematizado en la Figura N.O 125.

Satle

Fig. 125. Filtro eletipo simple cámarade expansión con tubo perforado.

La expresión ele TL para estos filtros se ha obtenido de tal forma que se relacionan directamente con las características de un motor ele gasolina o diese! dada su aplicación directa. La expresión viene dada por:

TL ~ 10 lag ['

+

[V:;p :, )'J]

(V)

donde ve es el desplazamiento corregido, esto es, el volumen de un cilindro del motor dado para:

donde N es el número de cilindros del motor, vees el desplazamiento del motor. p

IiP

225

50

Fig. 126. -Pérdída ele transmisión de un filtro tipo simple cámara de expansión con tubo perforado.

V

V/VC:~

-:

40

30

1/

-/ / '/

CD U

'1,

¡:: 20

/

100 L--

-:P"so

.,/' ./'

-:

---

3.9- V

~

¡...¡..--

1--~

l--

~

¡::::::::;- ~

10 L--1--

fj / -:...... 5

10

¡....-

1/ / /'"V '/ 7

-

1--f..--

¡.--

1'1

O 0.0

0.050

0.025

0.075

0.10

Fracci6n de pérdida d~ car9a (15)

y re es la relación de compresión del turbo cargador, que es igual a la unidad para un motor de aspiración normal. En la Figura N _o 126 se representa gráficamente esta expresión.

2.5. Filtros de ramal lateral 2.5.1 Filtro de orificio Estos filtros se dan en la Figura N _o 127 Las pérdidas por transmisión vienen dadas por: TL

Fig. 127. Filtro de típo orificio.

226

=

10 log

s

[ +( 1

So 2 K L' S

t Lo

)

.)] -

elB

(VI)

donde: So

=

L'

= Lo

7f

a2, es el área del orificio + 1,6 a

Para llegar a la fórmula (VI), se supuso que L' < < A Cuando esta suposición no se cumpla, el orificio deberá tratarse como un tubo, y posteriormente se desarrollará. Es en ronces cuando este orificio actúa como un filtro de paso-alto. La representación gráfica de TL para estos filtros se da en la Figura N.o 128.

Fig. 128. Pérdidas de transmisión de un filtro tipo orificio.

2.5.2.

nuro de 111170 abierto

n _jG_

Este tipo de filtro se da en la Figura N." 129

Fig. 129. Filtro tipo tubo abierto.

(b)

227

TL

donde: L'

=

10 log (1 + 0,25 cotg? KL') dE

= Lo + 1,6

(VII)

a

Para bajas frecuencias (L' < < >") el comportamiento de este tubo es similar al de un orificio. Siempre que KL' = n71'(DA = 71/2) donde n es un coeficiente, TL será máxima y siempre que KL' = (2n - 1) 1T /2, TL será mínima. La ecuación (VII) se representa gráficamente en la Figura N.o 130. 30

20 eo

"_, ,._ 10 Fig. 130.

Pérdida de transmisión de filtro tipo tubo abierto. (n = 1, 2, 3...)

O

\

-.

_V

I

O. nTt 0.8.nTt 1.6.nTt 2.4+nTt 3.2.nTt kt.:

2.5.3. Piltro de tubo cerrado Este tipo de filtro se representa gráficamente en la Figura N.O 131. Fig. 131. Filtro tipo

tubo cerrado.

(el

La pérdida por transmisión TL, viene dada por: TL 228

=

10 lag (1 + 0,25 tg2 K L') dE

(VIII)

donde:

L' == Lo + 1,6 a

si: KL' KL' KL'

111 71"

TL será mínima TL será máxima TL _ o

1) 71"/2__

(2n -

o

De esta manera el ramal de tubo cerrado actúa como un filtro de paso airo a bajas frecuencias. Gráficamente se representa esta ecuación en la Figura N." 132. 30

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10

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O.8.nTt

1.6.nTt kl.: .

2.4.nTt

3.2.nTt

Fig. 132. Pérdida de transmisión de filtro tipo tubo cerrado. (n

=

O, 1,2,3, Oo.)

2.5.4. Filtro de ángulo recto con área cuadrada

Las pérdidas de transmisión, TL, de estos codos viene dada por: TL

=

10

log

K24d2 [

+ d

=

4 cotg? Kd)]

(IX)

ancho del codo.

Esta ecuación es válida para K d =:; 2,44 La representación gráfica de esta ecuación se da en la Figura N.O 133. Una vez estudiados los tipos más frecuentes de silenciadores reac229

Fig. 133. Pérdida de transmisión de un codo de sección cuadrada.

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tivos, y estudiados sus comportamientos acústicos, debemos considerar que en la práctica normalmente se suelen utilizar unos silenciadores reactivos que sean una combinación de uno o varios ele los tipos estudiados aquí, a fin de poder asegurar un máximo espectro de atenuación, teniendo presente las posibles flucruaciones elel sonido en la fuente. Un esquema ele silenciador reactivo múltiple se da en la Figura N _o 134, donde puede apreciarse la combinación de técnicas de cámaras múltiples elc expansión, con resonadores múltiples.

+

Fig. 134. Silenciador

reactivo.

La atenuación típica ele este silenciador se da en el espectro ele la Figura N.o 135. En la Figura N." 136 se representa Otro típico resonador reactivo con dos cámaras de expansión, unidas mediante tubos ele conexión con ranuras longitudinales. El espectro de atenuación ele este silenciador y las características físicas ele su funcionamiento aparecen en las Figuras N.oS 137 y 138. Es típica su utilización en aspiración y descarga de motores ele cuatro tiempos con turboalimentador, en descarga ele motores de dos tiempos, en aspiración ele compresores rotativos y alternativos,

230

en descarga de bombas de vacío no centrífugas, así como en escapes de fluidos y cyecrores.

~~----~----+-----+-----~----~----~-----+-----+ J1.5 12~ IK GK BK 63 250 500 2K Fig. 135. Curva típica de atenuación de los silenciadores reactivos.

Fig. 136. Sítcuctador reactivos con dos cámaras ele expansión.

231

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Fig. 137. Comporramícnro del xilcnciador reactivo. 70

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Fig. 138.

Comportamiento del silenciador reactivo.

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TEMPE~ATUR.

11 DEL AI~E

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VELOCIDAD EN CONDUCTO m/~9.

3. Silenciadores disipativos Son conocidos vulgarmente por silenciadores, y en la literatura anglosajona por «attenuator», se utilizan para el control de ruielo a media y alta frecuencia. Operan por absorción de una gran parte de la energía incidente en el interior de los conductos por transformación calorífica. 232

Están formados por cámaras y conductos que han sido revestidos por materiales con elevado coeficiente de absorción. La absorción conseguida es función del coeficiente de absorción de los materiales que se utilicen en el revestimiento y de la cantidad de material que se utilice, esto es, de la superficie de revestimiento y cómo se utilice. La atenuación sonora a conseguir con estos silenciadores está limitada por el ruido regenerado o «self-noíse», que se producirá por el rozamiento del fluido sobre las superficies absorbentes que recubren las paredes del silenciador o conductos, A continuación describimos las formas típicas más comúnmente utilizadas C01110 silenciadores disipativos. 3.1. Conductos revestidos La atenuación de un conducto revestido con material absorbente puede determinarse mediante la siguiente expresión empírica: LA

=

12, 6 x Do dB/m S x a1,4 SAB

(X)'

Donde LA es la atenuación en dB/m; Do es el perímetro del conducto revestido de material absorbente; S es el área del conducto en m2, y aSAB el coeficiente de absorción del material absorbente. Esta expresión es válida con un error del 10% para conductos con secciones transversales de relación 1:1 a 2:1 y 0,20 < a < OAO en el ancho de banda de 250 a 2000 Hz. Examinando la ecuación (X) se deduce que si mantenemos constante S ya, la atenuación total será proporcional al producto del perímetro del conducto y a la longitud del revestimiento. Por lo tanto, la utilización de separadores de tipo "egg-crate» para aumentar la relación DolS da lugar a un atcnuador mucho más compacto. Al computar la atenuación de un revestimiento de «e-e»el a para el grosor del material que se utiliza es igual a 1/2 espesor del separador. Esta consideración es muy importante a baja frecuencia, donde la absorción depende en gran manera del espesor del absorbedor y donde toda la energía se lleva por las ondas sonoras que se mueven paralelamente a las paredes del conducto. Por lo tanto, para que sea efectivo estos separadores deberán ser del doble del espesor que el material empleado a lo largo de los conductos. 233

3.2. Codos revestidos La determinación de la absorción que puede obtenerse con codos revestidos puede obtenerse del ábaco de la Figura N.? 139. Para codos en 180° absorbentes puede obtenerse la atenuación mediante el ábaco de la Figura N? 140. Donde a y b son las cotas

interiores del conducto. Fig. l39

Codos absorbentes.

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3.3. Silenciadores disipativos cilíndricos y rectangulares Estos tipos de atenuado res se han desarrollado como método de obtener rendimientos ele atenuación similares a conductos revestidos de grandes longitudes, dentro de una longitud limitada. Esto se obtiene mediante la colocación de separadores construidos ele material absorbente de ruido. La Figura N.O 141 da un aumento ele la 234

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Fig. 140. Codos absorbentes a 1800.

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SIMPLE PASO

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SIMPLE PASO

SPUTE,R

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Fig. 141. Distintos tipos de silenciadores disipatívos.

235

Fig. 142. Esquema de un silenciador dísípatívo rectangular.

MATERIAL SONIDO

ABSORBENTE: DE

~

~~~ METAL

PERFORADO

relación del perímetro con respecto al área ele sección transversal. Los silenciadores disípativos más usuales, son semejantes a los representados en la Figura N.O 142. El espectro de atenuación sonora de un silenciador rectangular disipativo semejante al de la Figura N,? 142 se da en la Figura N.O 143, donde representamos un espectro de ruido antes y después ele colocar el silenciador. 120

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Hz

A- SIN SILENCIOSO B - CON SILENCIOSO

Fig. 143. Influencia del silenciador en el espectro sonoro.

El material comúnmente utilizado para la fabricación de los separadores es la fibra de vidrio, de una densidad próxima a los 70 Kg/m>. Para proteger el absorbente de la erosión que origina la corriente de aire, se emplea un velo de fibra de vidrio o tisú, pegado a los 236

paneles de fibra de alta densidad, o bien cualquier otro tratamiento superficial de protección. Cuanclo es necesario que el aire circule a alta velocidad a través del silenciador, es necesario recurrir a revestimientos de los módulos absorbentes con chapa perforada de poco espesor. Las características acústicas del silenciador se encuentran muy influenciadas por el espesor de la chapa, el montaje de superficie abierta y el tamaño de las perforaciones, actuando estas como resonadores agrupados. La atenuación acústica que proporciona un silenciador disipativa, está íntimamente ligada, en cuanto a su magnitud y su espectro, con el número, forma y disposición de los bafles interiores absorbentes; vamos a analizar estas interrelaciones. En la Figura N.O 144 se representa una sección esquemática de un silenciador dísípatívo, utilizado en la aspiración de ventiladores, y se dan las curvas de atenuación para distintas longitudes de bafles paralelos. Si el problema acústico está en la región elealtas frecuencias, puede variarse ampliamente el espectro de atenuación sonora, variando la disposición de los bafles como se muestra en la Figura N.O 145. Cuando aparece el problema, en la zona de las bajas frecuencias, se suelen emplear bafles absorbentes de gran espesor. En la Figura N.O 146, se representa varios espectros de absorción para distintas longitudes de silenciador. Para mejorar el funcionamiento a bajas frecuencias, conservando el buen comportamiento a altas frecuencias se aumenta el espesor elel bafle absorbente y el revestimiento lateral, con lo que se reduce el área libre ele paso del conducto. Un ejemplo de esto se representa en la Figura N.O 147 donde el área libre ele paso es e133% del total. Para una buena atenuación en baja y alta frecuencia debernos utilizar una combinación de las configuraciones que se emplean en [as Figuras N.os 146 y 147, lo cual será suficiente. La determinación de la pérdida de carga del fluido en estos silenciadores puede determinarse por el ábaco de la Fig. N,? 148. Si analizamos este ábaco vemos que, al igual que en la mayoría ele los equipos de geometría fija, la resistencia o pérdida de carga es proporcional al cuadrado de la velocidad de paso. Esto significa que si un silenciador ha tenido una caída de presión de 0,2" de agua a una velocidad de paso ele 10 m/seg. doblando la velocidad a 20 m/seg, se ocasionará una caída de presión de 0,8" de agua. El 237

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Fig. 145. Atenuación en conductos con bañes absorbentes delgados de dtsunra longitud.

Fig. 144. Atenuación en conductos con bafles absorbentes paralelos delgados ele distinta longttud.

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Fig. 146. Atenuación en conductos con bafles absorbentes paralelos gruesos de distinta longitud.

238

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Fig. 147. Atenuación en conductos con bafles absorbentes salteados gruesos ele distinta longitud.

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Fig. 14H. Abaco para

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DE. PASO

15

m/seg

dcrcnnínacíón de la pérdida ele carga de un stlcncíador disiparivo.

1;1

volumen ele la pérdida ele presión como resultado ele una expansión súbita a la salida del silenciador solamente da lugar a una pequena pérdida debido a la fricción sobre la cara de los separadores o bafle. En un intento para reducir estas pérdidas y de camino reducir las pérdidas ele carga total en los atenuadores O silenciadores, algunos fabricantes ofrecen silenciadores con conductos de aire cónicos que permiten que el aire en los canales se desacelere J11,ís gradualmente a la velocidad media e1elconducto completo, () sea, sin reducción, Se consigue aún más ahorro teniendo los bafles entracias redondeadas a los pasos de aire al silenciador en vez de entracias abruptas. 239

10

Los atenuadores cilíndricos siguen un principio similar, sin embargo, en este caso el separador consiste en una parte o bafle cilíndrico concéntrico con el silenciador. El problema fundamental está

en la fabricación de estos silenciadores. Los atenuadores cilíndricos sin bañes interiores tienen una resistencia despreciable al flujo de aire; con vistas al diseño la pérdida de carga se considera semejante a la equivalente en un conducto galvanizado. Para minimizar las pérdidas de carga de silenciadores cilíndricos con bafles internos se procura redondear en forma de casquetes esféricos el frontal del bafle. Muchos silenciadores cilíndricos con bafles se instalan inmediatamente a la salida de los ventiladores turboaxíales. En este caso la pérdida de carga del silenciador se reduce debido a que el bafle guía a la corriente de aire del flujo generado en el ventilador. Los silenciadores disipativos tanto rectangulares como cilíndricos no atenuan todo el sonido, ya que generan ruido como consecuencia del paso del flujo de aire que pasa a su través. Este ruido generado, «self-noise», es ocasionado por la velocidad del flujo de aire a través de los canales. Los fabricantes de silenciadores dan estos valores como niveles de potencia sonora generadas en conductos. Es esencial que el usuario conozca perfectamente estas prestaciones. Si un silenciador es demasiado pequeño puede suceder que el resultado neto de añadir un silenciador no represente una disminución de ruielo sino un incremento. La selección de un silenciador se basa en los rendimientos de TL, la resistencia aerodinámica, o caída ele presión, y los niveles de potencia sonora generados. Todos los fabricantes instruirán adecuadamente sobre la anchura de los canales de paso ele aire, los espesores de los bafles y las longitudes de los silenciadores para conseguir las atenuaciones deseadas, dentro de una caída de presión aceptable y sin crear unos efectos laterales debido a los ruidos generados por el atenuador. La mayoría de los datos de los atenuado res se dan en base a unos funcionamientos ideales de acuerdo con normas internacionales de medición. Sin embargo, se deben hacer notar que las condiciones normales de operación no son aquellas ideales de laboratorio; es esencial, por lo tanto, que el usuario deba sopesar rodas estos condicionantes antes de elegir el silenciador. 240

Las configuración

típica de un silenciador

o atcnuador

cilíndrico

con bafle se da en la Figura N.? 149. 2

6

5

3

7

Fig. 149. Silenciador disípativo cilíndrico.

1 2 3 ¿

TOSERA CflOJlAR MACIZA ENTRADA DE AIRE TRAMO RECTO SALIDA DE AIRE 5 ANGULO DIRECCIONAL 6 CAfKASA EXTERIOR 7 RELLENO MANTA FIBRA DE VIDRIO

Las configuraciones típicas ele un silenciador rectangular se clan

en la Figura N.O 150. 5

2

6

3

Fig. 150. Silenciador dtsípauvo rectangular

~ 5 6

ENTRADA DE AIRE TRAMO RECTO ANGULO DIRECCIONAL SALIDA DE AIRE CARCASA EXTERIOR REllENO MANTA DE FIBRA DE VIDRIO

1

50RDE

DE AT,\OUE MACIZO

241

Encontramos a veces situaciones en las que es necesario utilizar un silenciador rectangular en forma de codos, bien horizontales o bien verticales, como se aprecia en las Figuras NI." 151 Y 152 ad-

juntas.

H

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Fig. 151. Silenciador ele codo vertical.

Fig. ¡52 Silenciador de coclo horizontal

242

En la determinación deben estimar:

ele las longitudes

efectivas del silenciador

se

Coelo horizontal: Su rendimiento es el de un silenciador de longitud recta "A" + «B», más la atenuación de un coelo re-

vestido de anchura "el». Codo vertical: Igual, pero considerando coclo no revestido.

la anchura

«I-I" del

Por último hacemos hincapié en la importancia que puede tener la colocación del silenciador en el lugar idóneo y en la forma idónea, a fin de evitar turbulencias en el flujo, lo cual originaría un ruido generado muy perjudicial para la instalación. A continuación en la Figura N.O 153 se da un típico esquema de montajes correctos e incorrectos de silenciadores. f---.-._

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Montaje correcto

Montaje incorrecto

Fig. 153. Montajes elesilenciadores.

3.4. Cámaras de expansión revestidas con materiales absorbentes La geometría ele una cámara de este tipo viene dada en la Figura N° 154. El TL teórico de este sistema de atenuación viene dado por: TL

= -

10 log [5.

(

2

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clB

SI. a

243

Solido

Fig. 154. Cámara Plenum simple de expansión.

donde: S SI. ex

Superficie de salida del plenum Superficie o área del revestimiento acústico Coeficiente ele absorción de incidencia aleatoria.

Esta expresión concuerda bien con las medidas a altas frecuencias y con valores ele Lo/Lno demasiado grandes. A bajas frecuencias esta expresión da valores del orden ele 5-10 eIB por debajo ele los valores medidos.

3_5. Rejillas acústicas Hay-muchas aplicaciones en la industria donde se necesitan extraer grandes volúmenes de aire ele la atmósfera. Los equipos que normalmente realizan estas funciones suelen ser ruidosos y es necesarío ponerles alguna atenuación entre el sistema que mueve el aire y el exterior. Ya hemos visto que esto puede hacerse, con concluctos revestidos, con silenciadores cilíndricos O rectangulares. Sin cm'bargo, en ciertas condiciones es mucho más adecuado la utilización de rejillas o rendijas acústicas que son una combinación de una rejilla normal con un silenciador disipativo. Estas rejillas se instalan frecuentemente en las fachadas elelos edificios, donde son arquirectónicarnente aceptables y proporcionan una atenuación de ruido estimable. Una rendija acústica es un silenciador muy corto con una gran área transversal; por lo tanto, son muy adecuadas cuando la longitud esté muy restringida y no así el área frontal. El rendimiento acústico de una rejilla normalmente se mide en pérdidas ele TL, lo que nos posibilita la comparación directa entre

244

el rendimiento ele una rejilla y una pared, a la cual probablemente

la rejilla sustituye. Lasrendijas acústicas se utilizan en encerramientos acústicos donde se necesita un elevado gracia ele ventilación. Un ejemplo muy común es en los equipos generadores medíante turbinas a gas o diesel, que no solamente requieren un encerramiento acústico, sino que también necesitan unos elementos (rejilla acústica) que les proporcionen unas atenuaciones acordes con las prescripciones acústicas ele los demás elementos del encerramiento.

3.6. Cámaras Plenum Es discutible si este tipo de atenuador depende del principio reactivo, y en verdad ya hemos tratado este tema sobre cámaras ele expansión. Sin embargo, abundamos sobre el revestimiento de las cámaras ele plenum y así el atenuador se tratará como si fuese un dispositivo disipativo, aunque se comprenda que parte ele su funcionamiento se comporte ele acuerdo con los principios reactivos. Otra diferencia significativa entre los atenuadores de tipo cámaras de plenurn reactivas, que ya se han tratado, y las cámaras disipa tivas es que la entrada en los equipos disipativos no es necesariamente en línea directa desde la descarga. En la Figura N.O 155, se muestra un esquema de una cámara de alta IL, que nos demuestra que no hay línea directa de conexión entre la entrada y la salida; en realidad para que el sonido pase a través ele este tipo debe ele reflejarse al menos tres veces.

Fig. 155.

Pleaumde altas pérdldas ele Transmisión.

245

La Figura N.? 156 nos representa la diferencia entre [a SPL que entre en el equipo y la SPL que sale del equipo para un plenum de paredes sin proteger y plenum con revestimientos absorbentes en las paredes.

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Fig. 156 . Resultado ele distintos tratamientos absorbentes en el plenurn.

Un plenum sin revestir no ofrece suficientes pérdidas de transmisión que justifiquen el coste ele la incorporación ele este equipo en el sistema. Sin embargo, simplemente tratando las paredes elel plenum, se crea ya una mejora muy significativa y deseable en su rendimiento en todas las frecuencias. También se pueden sacar mejores rendimientos tratando todas las superficies internas además de las cuatro paredes. A las frecuencias más altas se incrementa el rendimiento de IL por un factor de cuatro. También se ve claro en la Figura N.O 156, que las cámaras eleplenurn revestidas no son la solución más idónea en aquellos casos que se desean unos especiales requisitos acústicos de atenuación en bajas frecuencias. Asimismo eleberá recordarse que la caída de presión puede ser mayor que en los silenciadores equivalentes rectangulares o cilíndricos.

4. Silenciadores reactivos-disipativos Se utilizan fundamentalmente C0l110 control de ruielo en tuberías donde circulan fluidos con flujo pulsátil y en escapes de fluidos al ambiente. Se caracterizan por la combinación de las técnicas ele los silenciadores reactivos y disipativos, estudiadas en este capítulo.

246

El funcionamiento ele estos equipos está íntimamente ligado al sistema donde son instalados, de ahí, la necesidad ele realizar siempre un perfecto análisis antes ele su instalación a fin ele asegurar el co-

rrecto funcionamiento. Los espectros ele atenuación sonora típicos de estos silenciadores se da en la Figura N.? 157.

FRECUENCIA CH,)

Fig. 157. Espectros típicos de atenuación sonora elesilenciador rcactivos-dlsiparivos.

Estos equipos cuando son utilizados en descargas pulsantes de fluidos se les conoce por «snubbers» y cuando son colocados cn tuberías por «in Iinc». Los silenciadores del tipo «in líne» son útiles en la reducción del ruido del flujo ele gas dentro elel silenciador. Existen multitud de diseños específicos ele estos tipos ele silenciadores y es muy difícil predecir las atenuaciones que se conseguirán, dado que éstas están íntimamente ligadas al proceso de generación de ruido. Los silenciadores ele tuberías «in line» son solamente eficaces en zonas situadas por detrás del lugar de su colocación. Las características que deben poseer los silenciadores ele tuberías son: 1. Deberán ser altamente absorbentes del sonido, para lo cual el

material absorbente deberá cubrir tanta superficie como sea posible. 2. La rccxcitación de la turbulencia a la salida del silenciador se 247

puede limitar evitando cantos, extremos cortados o áreas restringidas. 3. Supresión de resonancias. 4. Atenuación en banda ancha. 5. Construcción adecuada para evitar radiación externa del sonido.

6. Pérdidas de carga no demasiado grandes. 7. Construcción adecuada para soportar las presiones de funcionamiento. 8. Simplicidad de instalación.

TABLAXXIV. MEDIDASFISICASDE SILENCIADOR REACTIVOSDISIPATIVOSA UTILIZAR «IN-UNE». D d LI Diámetro Diámetro Longitud normal de inrertor e1elefectiva la tubería cuerpo del de la [\1silenciador bería de entrada In

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2

50,8 76,2

3 4 6 8 lO 12 14 16

in

8 10 101,6 12 152,4 18 203,2 18 254 24 304,8 26 3;;,6 30

mm

203,2 254 304,8 457,2 457,2 609,6 660,4 762 406,4 36 914,4

1.2 Longitud efectiva de la cámara re-

sonante

in

111m in

2 2

50,8

3 4 4

4 4 4

50,8 76,2 101,6 101,6 101,6 101,6 101,6 127

4 4 6 8 8 8 8 8 10

W H T Espesor Diámetro Espesor de la de los aproxiagujeros ruado del pared material acústico

111m in

101,6 101,6 152,4 203,2 203,2 203,2 203,2 203,2 254

3/8 3/8 3/8 1/2 1/2 1/2 1/2

m 111

9.52 9,52 9,52 12,7 12,7 12,7 12,7 5/8 15,82 5/8 15,87

b3 Distancia del eje de salida al fondo ele la cámara

in

mm

mm

in

112 1/2 1/2 1/2 3/4 3/4 3/4

12,7 1 1/2 38,1 12,7 2 50,8 12,7 2 50,8 12,7 3 76,2 19,0 3 76,2 19,0 3 76,2 19,0 3 76,2 25,4 3 76,2 25,4 3 76,5

13 13 18 22 21

in

111m

330,2 330,2 457,2 558,8 533,4 22 558,8 22 558,8 21 533,4 20 508,8

X Acero inoxidable de galga 16 (1,6 mm) o más pesado, con un área perforada del 50% al menos, y material absorbente de una malla de material inoxidable de 16 x 16 o 18 x 14 (wire mesh). XX Ver la tabla para el oH. Los taladros deberán estar lo más próximos entre ellos y ofrecer un área abierta total superior al eloble elel área ele descarga ele la tubería.

En las Figuras N.0s 158, 159 Y 160 pueden verse configuraciones de diseño de silenciadores de tuberías. 248

covcuc ro

MATERIAL

Á8SoORVUtTE ')(

$ON100

A.C.(AO

HAPA CE ACE.RO NO CORROSIVO DE PEAFOJ:fACIOHES

Fig. 158. Diseño genérico

DE l,61M1

CON Al

de un silenciador reactivo-dlsipatívo 1---\ 1---·1

11

Jr.4ENOS El

so»,

en línea.

I

I

l. ¿ ...

L2

-.---------1 ~

Fig. 159. Distintos esquemas de configuraciones internas de silenciadores -in líne »,

249

Fig. 160. Distintos esquemas ele configuraciones internas ele silenciadores "in line».

I

14----- ll--~

~

L2

~·~

Las pérdidas de carga del fluido a su paso por este silenciador se pueden determinar en la Figura N," 161, para distintas velocidades y temperaturas del fluido.

5. Silenciadores de materiales porosos Como control de ruido en escapes de aire de equipos neumáticos se utilizan con mucho éxito los silenciadores de materiales poro250

Fig. 161. Comportamiento del silenciador reactivodisi parivo,

60 150 80 SO 70
125

50 100 SO

30 15


30

SO

10 10

ZS \0

O 536

O

O 160

Z,

TEMPERATURA DEL AIRE

15

50.8

76

10',6

121

VElOCfOAO EN CONDUCTO JftJseg.

COMPORTAMIENlO DEL SILENCIADOR REACTlVO-DISIPATIVO

sos, bien a base de plástíco o bien a base de bronce poroso. Los escapes de aire en equipos neumáticos se caracterizan por realizar una salida de aire a gran velocidad y con una gran variación de presión, produciendo unos altos niveles de ruido. La incorporación de estos silenciadores a los escapes actúan sobre la corriente de aire disminuyendo la velocidad de salida y reduciendo el gradiente ele presiones; esto conlleva una considerable disminución de los niveles de ruido generado. Acústicamente actúan como pantallas acústicas entre la fuente y el receptor y también como un silenciador reactivo al disponer de un gran cambio de sección en la conducción, con los conocidos efectos de reflexión interior de la onda sonora. En la Figura N.O 162 se muestra un esquema de este tipo ele silenciador.

... ,. . - ----i>

Fig.162. Silenciador ele materia] poroso.

251

Físicamente está constituido por un adaptador al escape (tuerca) y por la cámara acústica de descompresión, la cual puede ser de uno o dos cuerpos. Lafabricación de estos silenciadores se realiza mediante sintetización con polvo de bronce o de polietileno de alta densidad. El material utilizado debe tener las siguientes propiedades: Buena resistencia mecánica a los choques. Facilidad de limpieza. La caída de presión en su interior no debe ser excesiva y debe permanecer constante. Como hemos dicho la cámara acústica de los silenciadores puede ser de uno o dos cuerpos; los de doble cámara o cuerpo tienen las siguientes ventajas con respecto a los de simple cámara: Permiten una mayor atenuación acústica, al actuar la doble cámara como silenciador reactivo. Permiten la utilización de un grado mayor en la superficie porosa, lo que le proporciona un menor mantenimiento.

)Br---~--~----~------~~--~--~----r---~ ;

,1

I

I

. 1

·_--~---í I

¡

(J.J

o j 32

I I

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z uJ

o 30 ------

+---

Z

I

Q u u

5

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.. _L.

28 ._--

w

i

rr

I

,

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---1'- - --T----- - - - t----- ----

tU

o 26

JI. '--------____:.----.!...I 10

zo

JO

J.._ __ ~

40

50

60

__ _.l.

70

.!.___

80

...I...__ .........

90

PRESlON DEL AIRE (PSI)

Fig. 163. Características acústicas de silenciadores porosos.

252

100

En cuanto a la atenuación sonora, este tipo de silenciadores proporciona la máxima atenuación en el ancho de banda de 2-8 KHz. El porcentaje de atenuación está inversamente relacionado con la presión de salida, esto es, a mayor presión menor atenuación y directamente relacionado con el tamaño del silenciador, a mayor tamaño mayor atenuación. Para una determinada presión ele salida de aire, un silenciador de media pulgada atenúa más que un silenciador de un cuarto de pulgada. En la Figura N,? 163 se representa el comportamiento de un tipo comercial de silenciador de bronce poroso. Por ejemplo: si en un escape de aire a 90 psi, existe un nivel de ruido de 100 dBA, podernos intercalar un silenciador ele bronce poroso de 1/4", de 3/8" o de 112". Las atenuaciones que se conseguirán serán:

Silenciador Silenciador de 1/2" Silenciador de 3/8" Silenciador de 1/4"

Atenuación

Nivel de ruido en el escape (dBA)

29

71

27,6 25,6

72,6 74,4

6. Metodología de selección de un silenciador El primer paso a realizar para elegir adecuadamente un silenciador será determinar qué tipo es el más adecuaelo al problema, esto es, si conviene elegir un silenciador reactivo, un disipativo, o uno de material poroso. Una vez elegido el tipo de silenciador, determinaremos en que lugar deberá ubicarse, a fin de conseguir el mejor rendimiento. La cumplimentación de estas dos premisas debe realizarse siguiendo los pasos siguientes: 1.0 Se determinará la absorción que se necesita obtener del silen-

ciador mediante la comparación del espectro del ruido en el escape con el ruido de fondo que se desea obtener (curvas 253

PNC, NC, ISO). Siempre se realizará la comparación en bandas de octava. 2." A partir de la pérdida de carga disponible en la instalación se seleccionará un silenciador con una P, admisible dentro del margen de funcionamiento del ventilador. 3.° Se determinará el área de paso libre para que se cumplan los dos requisitos anteriores. 4.n De acuerdo con los elatos del fabricante se selecciona un ee¡uipo con un TL suficiente, utilizando como parámetro los anteriores condicionantes y la longitud. 5." Determinar el selr-noíse producido en el silenciador seleccionado. 6.0 Comparar el espectro del sclf-noise seleccionado con el espectro elel confort elegido (curvas PNC, NC, ISO). Si el selfnoise es menor que el SPL de la curva de confort está correctamente seleccionado. Si es mayor se deberá volver al paso 2.0 ya que nunca un silenciador podrá reducir un ruido a un nivel inferior a su self-noise.

TABLA xxv. SELECCION DE TIPO DE SILENCIADOR A EMPLEAR. Tipo ele silenciador Reactivo MultiEquipo

a silenciar

Turbina ele gas Motores ele cuatro tiempos, aspiración natural Motores de cuatro tiempos, turboalimcntados Motores ele dos tiempos, rotativos Motores de dos tiempos, centrífugos Motores ele dos tiempos, turboalimentados

254

Reactivo

rresonantc Disipativo A D A D A D A D A D A D

a utilizar

Disipativo

XXXX XXXX XXXX XXXX XXXX XXXX XXX X XXXX XXXX XXXX XXXX XXXX

Tabla

xxv.

(continuación) Tipo de silenciador Reactivo Multi-

rresonante

Equipo a silenciar Ventiladores

rotativos

Reactivo Disipativo

a utilizar

Disipativo

XXXX XXXX A XXXX D XXXX A

D

Ventiladores oríentablcs Ventiladores

de alabes centrífugos

XXXX XXXX

A

D Compresores

alternativos

A

XXXX

D Compresores

rotativos

A

XXXX XXXX XXXX

D Compresores

centrífugos

Bombas de vacío alternativas y rotativas Bombas ele vacío centrífugas Escapes ele gas Purgas Válvulas Eycctores

A

D A D A O

XXXX XXXX XXXX

xxx XXXX

X

XXXX XXXX XXXX XXXX

XXXX

255

Capítulo IX Sistemas para el control de las vibraciones

1. Introducción Los elementos esenciales de un sistema mecánico en vibración lo constituyen la masa del equipo y el sistema de suspensión o montaje antivibrátil; ambos elementos son capaces de almacenar energía, realizándose entre ellos una transferencia periódica de energía cinética de la masa de energía potencial del sistema de suspensión (muelles, resortes, silenblock, etc.). Un montaje antivibrátil se caracteriza por dos funciones: la función aislante y la función amortiguadora. La función aislante consiste en oponer resistencia a la propagación de un movimiento; el muelle de acero se comprime bajo carga oponiendo una fuerza (Kx) de sentido contrario a la propagación del movimiento. La función amortiguadora consiste en la transformación de la energía vibratoria mecánica de los sólidos en energía calorífica mediante rozamientos, fuerzas viscosas, histeresis, etc. La capacidad de reducción de ruido de un amortiguador se deriva de que una vez transformada la energía mecánica, se ha disipado, no puede ser radiada en forma de ruido aéreo. Un sistema formado por una masa y un montaje antivibrátil en sí, puede ser considerado como un sistema muy complejo desde el punto de vista de análisis de los movimientos vibratorios que este sistema puede dar al ser excitado por una fuerza fluctuante externa. Analicemos el caso típico de una máquina colocada sobre un bloque de neopreno. Lamáquina puede generar un movimiento fluctuante en varios sentidos, puede balancearse sobre alguno de sus lados, puede girar sobre su eje vertical, con lo cual las posibilidades de generar movimientos son muchas. Es esto lo que se entiende por tener muchos grados de libertad. Se define pues como «Grado de libertad" de un sistema el número mínimo de coordenadas que 256

pueden definir completamente las posiciones de las partes móviles de un sistema. En el caso anterior de la máquina sobre el bloque ele neopreno, podríamos definirle seis grados de libertad. A los grados de libertad o modos de vibrar un equipo se les conoce también por formas. Probablemente el movimiento más importante o forma de vibración es la oscilación vertical de la máquina que es la que desarrollaremos en profundidad en este capítulo. Los parámetros que se suelen utilizar para definir un movimiento oscilatorio vertical son: La masa del equipo o máquina. La rigidez del montaje antivibrátil, El amortiguamiento del montaje antivibrátil. Lasfuerzas fluctuantes exteriores que actúan sobre el sistema. A continuación vamos a definir todos aquellos parámetros necesarios para seleccionar un sistema antivibrátil adecuado, comenzando con el análisis de los parámetros que lo definen, para continuar con el análisis de los movimientos vibratorios de estos sistemas, la elección de sus rendimientos en cuanto a calidad de aislamiento, para terminar con un análisis detallado de los sistemas industriales más utilizados de montajes antívíbrátíles, haciendo las consideraciones oportunas de los distintos sistemas de control de las vibraciones en equipos.

2. Análisis de los movimientos ondulatorios

de un sistema en vibración con un grado de libertad, transmisibilidad Sea un sistema formado por unequipo-rnasa, soportado sobre un sistema anrivíbrátil. Si este equipo es excitado mediante una fuerza fluctuante elenaturaleza armónica, el sistema conjunto masa-amortiguador entrará en un movimiento ondulatorio que pasamos a analizar. El análisis se realizará independientemente según sea la transmisión de la vibración. Esto es: Que el equipo transmita la fuerza a la estructura soporte. 257

-

Que la estructura soporte transmita un esfuerzo al equipo.

2.1. Fuerza de excitación originada en el equipo En la Figura N _o 164 sea fCt),la fuerza armónica excitante elel sistema y fT (t) la fuerza transmitida al soporte ele la estructura base. l'{t)=~sinwt

Ir

m K

1, (t)=Fuerzo

transmitido o estructuro soporte.

Fig. 164. Fuerza de excitación generada por el equipo suspendido.

Lafuerza transmitida a través de! resorte con amortiguamiento viscoso a la estructura soporte será: fT (t)

donde: Kx

=

Comportamiento

=

K x + b x

elástico lineal del muelle. 111 .

X = --s

b x b

g

K

Amortiguamiento viscoso del resane. Coeficiente ele amortiguamiento viscoso.

La magnitud de esta fuerza es una función de la frecuencia tal como: FT

=

...J (K x (w) /

+

(b

w x (w) )2

K x (w)

.

1

+

(bW)2 -K

258

Ahora bien, como: x (w) -V(K -

+ (b W)2

111 W2)2

Fo / K

Sustituyendo obtenemos:

Fo!1

Fr =

_---. m w2

+ (bw /K)Z )-

+

K

De donde utilizando los conceptos de frecuencia natural del sistema como: f

= 11

wn 2

ele donde

w.,

rs;: -y-;;;

=

7r

y como relación de amortiguamiento:

o =

b 2~

El amortiguamiento será crítico cuando D = 1; esto es, no habrá un movimiento vibratorio, ele donde se obtiene que: D 2-Jkm

Normalmente se suele expresar O como la relación entre el coeficiente de amortiguación viscosa normal y el coeficiente de amortiguación viscoso crítico O = b/b,

/""--1 + ____;;_(2 -O

T

-y

W-) 2 \Vn

259

Suele expresarse

de f/f"

el cociente

W/Wn

como

a,

por relación

ele frecuencias, ele donde:

-v

T

1 + (2 D a)2

Se define por «transrnisibilidad» (T), la relación entre la amplitud de la fuerza transmitida a la estructura soporte y la fuerza de excitación o de disturbio del equipo. Suele él veces darse un término complementario de la transmisibilidad que es el "rendimiento» o "eficacia» de un sistema antivibrátil como: 1]

= 1-

T

2.2. Fuerza de excitación originada en la estructura.

(Estruc-

tura excitante) Analicemos la Figura N? 165 adjunta, donde el desplazamiento del sistema dinámico es representado por "X», y el desplazamiento armónico del soporte base es representado por la variable "y».

I~ml~" K

Fig. 165. Fuerza de excitación generada por la estructura soporte.

Las ecuaciones que representan la dinámica del sistema serán: mx + b(x -

mx

)r) + k (x -

y) = O

+ bx + kx = b~ + ky

La transmisibilie!ad del sistema vendá dada por la relación entre los valores ele los desplazamientos en [unción ele las frecuencias a las

260

cuales es transmitido, y viene dado por la expresión:

T

x y

Expresándolo en términos de wn y D obtendremos:

T

x y

siendo:

W

f

= a

W"

De donde obtenemos una expresión idéntica para ambos casos.

3. Determinaciones gráficas de la transmisibilidad Las expresiones obtenidas para determinar la transmisibilidad puede representarse gráficamente, tal como en la Figura N.O 166 que se presenta a continuación. El análisis de estas curvas nos permite estudiar el comportamiento de un sistema antivibrátil al ser excitado. Consideramos detalladamente algunas de las coincidencias fundamentales a tener en cuenta en el posterior desarrollo. Para una relación de amortiguamiento viscoso D = O, la transmisibilidad y el rendimiento ele un montaje antívíbrátíl serán función de la relación de frecuencia a, tal como se indica. 261

Fig. l66. Transmisibilidad de un sistema vibrante víscosamcnte amortiguado con un grado ele libertad

06.

o.•

==t-+-

\

, +ttT±

::-!-¡ n! ~hM

\ '\., I\.

1"-.

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~-¡~_:''¡_¡'I\+"--1--1

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ODS

0.1)1.

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t-tt1~

0.07

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0.1

1 "

02

0.4

1-1-

Uf()

1,4

2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5

5 6 10

~I_

r-; 0.2

~\r\ \ ~

0.1

"

0.05

o

06

10

FRECUENCIA EXC1TAlJIZ. FRECUENCIA

=

1\

f- .._

I

--t-I jI' <>{:

Q

'I~

R·~J~t· ¡ 1----

00l

I\\'

f-.

1----.• - J.¡ T -

I¡

NATURAL DE APOVO""

Transmísíí ilídad %

Hendimiento 'X,

100 35 20

65 80

O

1"J

85

10 7 5 4 3

90 93 95

96 97 99

Cuando el amortiguamiento viscoso D '* O, caso real, analicemos que sucede al ir variando la relaciónde frecuencia: 262

-SiC/.

<

rz C{

=

\V

T

>

1

Se amplificará la perturbación y ésta decrecerá con el incremento ele la relación de amortiguamiento viscoso, D = b/bc' -

Si C/.

= 1

= \VIl, existirá una resonancia en la estructura y la Transmísibilidad puede ser muy grande. W

-

Si C/. >

.J2

T<1

Esta región será aquella donde el aislamiento de las perturbaciones será factible y será la zona donde se procurará situar el sistema.

4. Parámetros fundamentales de un sistema antivibrátil vamos a definir cada uno ele los parámetros que definen un sistema antívíbráríl y cómo influyen cada uno ele ellos en el objetivo final del sistema, esto es, en la «transmisibilidad o rendimiento». 4.1. Frecuencianatural -(fo)-

deflexiónestática -(xs)

La explicación del concepto «frecuencia natural» de un sistema antlvibrátil no es fácil y debemos abordarlo dentro del contexto de

un sistema en movimiento soportado en un montaje antivibrátil elástico. Cuando actúan unas fuerzas desequilibradoras sobre una estructura antivibrátil, existen una serie de esfuerzos en este equipo que tienden a oponerse al movimiento o fuerza perturbadora tales co- . 1110 la rigidez ele los resortes, la masa del equipo y todos aquellos efectos friccionales que tienden en definitiva a contrarrestar dicho movimiento. El comportamiento del sistema en sí, con respecto a las fuerzas descquilíbradoras, varía a medida que cambian las frecuencias de 263

del montaje elástico. A bajas frecuencias el movimiento se verá contrarrestado fundamentalmente por la rigidez elelos muelles ya medida que las frecuencias de excitación tienden a cero, el movimiento del equipo se igualará a la fuerza perturbadora dividida por la rigidez del muelle. Por otro lado, si las frecuencias perturbadoras son muy altas, el movimiento se verá contrarrestado por el efecto masa del equipo completo sobre el que está montada la máquina. El movimiento se cambiad tan rápidamente que toda la fuerza perturbadora será necesaria para vencer la inercia de la masa y provocar unos rápidos cambios en la dirección. Bajo estas condiciones los efectos de la rigidez del muelle serán imperceptibles. A partir de aquí se puede ver que hay dos zonas totalmente independientes en cuanto a comportamiento. En la primera zona el sistema se dice que es ele «rigidez controlada» porque la rigidez de los muelles es la que controla el movimiento. En la segunda región o zona, el sistema se dice que es de «masa controlada» porque aquí es la masa la que determina la característica de control. Cuando es un sistema de rigidez controlada el efecto ele rigidez del muelle tiende a llevar la masa a la posición de equilibrio contra la influencia de las fuerzas perturbadoras. Cuando el sistema es de masa controlada, la resistencia al movimiento proporcionada por la masa tiende a oponerse al cambio rápido de dirección del movímiento en el punto límite de cada vainvén A medida que la frecuencia aumenta, desde el punto cero pasando por la zona ele rigidez controlada hasta la zona de masa controlada, habrá una zona intermedia donde los efectos ele la rigidez y de la masa se neutralizan y ninguno ele estos factores ofrece ningún tipo ele restricción al movimiento ele la masa. Dentro de esta región, el sistema no tendrá ningún tipo de control a menos que influyan otros factores como sería la fricción. La frecuencia a la cual se neutralizarán los efectos de masa y ele rigidez, es la frecuencia a la que el muelle y la masa se pondrían a vibrar como si se dejaran libre. Esto es lo que se llama izfrecuencia natural (fo) del sistema. El sistema idealizado que estamos considerando en este momento, sólo tiene una frecuencia natural aunque la vicia real nos demuestra que los sistemas pueden tener varias frecuencias naturales. El cálculo de la frecuencia natural fo, para un solo grado de libertad, es como sigue: excitación

264

-kx

EF EF

o

y

Ecuación de 10 orden

2 o grado

solución:

9.-

A .. +

.K. "" O m

x "" A sen

)\",,_:!:_

(Jf_ t +

'\j

m f

W""~

B cos

",,_1. o

27r

/.K..

-y

111

(k . t '\jm

r--k

'Ym

Se define la deflexión estática «x,» de un soporte antivibrátil como aquella de flexión que ocurre en el soporte cuando éste se sitúa bajo carga y no existe ningún tipo de excitación exterior. p

X""-=-s k

m· g k

La relación de fo y x, es inmediata.

= _1_

f o

27r

cm Hz 980 cm/sg?

("']L = 4,98 \j x, K

Para otras unidades queda así:

fo

fo

3,13

-Vx: 15,76

-y;;

, Xs en pulgadas,

, Xs

en mm,

fo en Hz

r, en

Hz

265

f

187,8 0.y;; =

, x., en cm,

fo en rpm

,Xs en mm,

fo en rpm

,xs en pulgadas

t~> en rpm

A continuación se dan para distintas deflexiones estáticas ele montajes antívibrátiles, sus correspondientes frecuencias naturales. Deflexión estática x,

Frecuencia natural fo

pulgadas

mm

Hz

0,1 0,2 0,3

2,5 5 7,5 10 12,5 25 50 75

10 7,1 5,8

0,4 0,5 1

2

3 4 8 10

100

200 250

5,4 4,4 3,2 2,2 2,0 1,6 1,1 1

r.p.m. 600 426 348 300 264 192 132 120 96 66 60

Existen multitud de gráficos, como el dado en la Figura N.? 167, para determinar gráficamente las eleflexiones estáticas y frecuencias naturales.

4.2. Fuerza transmitida La fuerza transmitida a la estructura a través del muelle es igual al producto de la rigidez del muelle por la amplitud del movimiento. Si el movimiento es grande, la fuerza transmitida es elevada; si el 266

Oe1lexión e stático

en cm.

0.076 0.152 0.254 0.51 0.0254 0051 0.102 40 1-N

r

20

4

~

2

partir ele la

r-, <,

......

6

~ u

k:

5.1

frecuencia natural. t--..t--.

:>

...e:::>

t02 1.52 2.54

K

~ 10 o e

Fig. 167.

Determinación de la deflexión estática ele un sistema a

'"

5

"

<,

, 0.0\

0.02

0.040.06 0.1

0.2

0.4 0.6

ID

2.0

Dettexion estótica en pulgadas

movimiento es pequeño, la fuerza transmitida será pequeña. A fin de conseguir un aceptable rendimiento en el aislamiento ele la fuerza transmitida a la estructura soporte, la frecuencia ele excitación. de la fuerza perturbadora debe ser superior como mínimo al producto de la frecuencia natural del sistema por -J2; esto es, f2 > --./2 . fo, O lo que es igual, el. > --./2. La transmisibilidad la hemos definido como el cociente entre la fuerza de excitación y la fuerza transmitida a la estructura soporte. En la Figura N. () 168-A, suponemos una máquina girando a 1.440 rpm, equivalente a una frecuencia de excitación ele f = 1440/60 = 24 Hz. Si el montaje antivibrátil ele la máquina posee una frecuencia natural de 8 Hz '" fo, resulta que Ufo = 3; entrando en la Figura N. o 166 comprobamos que la transrnislbilidad del sistema será del 13'%. Si a esta máquina, por prescripciones ele diseño, se le requiriese una transmisibilidael ele!3%, necesitaríamos según puede apreciarse en la Figura N. o 168-B, una relación O! ele f/fo '" 6; esto es, se necesitaría un sistema que posea f. = 4 Hz, ya que f es fija ele 24 Hz. Luego la frecuencia natural del montaje antivibrátil deberá ser de 4 Hz para obtener una transmísíbilidad del 3 %. En la Figura N. o 168-C, se cla una máquina a menor velocidad ele 330 rprn, lo que supone una frecuencia ele excitación f ele 300/60 = 5 Hz. Si deseamos una transmisibiliclacl elel 4 %, nos dará un el.

267

A

B

O

«

O

:J

Cñ 100

U)

¿ U)

Z

«

o:: 1W O W ....,

«

1-

Z W

U

o:: O

40 20

e 10

5

4 3 2

(l...

A

0,1 0.2 0.4 0,8

2 34

tifo

e

O

« o :J

ro ü5 ~

U)

z

«

40

10

~

20

.20

10

10

o:: 1-

W ....,

;:!

Z W

U

o::

O (l...

5 4 3 2 0,1

A,

5 4 .3 2 1 A, 0,8

.2 34

tIfo

Fig. 168. Frecuencias

0,1 Q2 0,4 0,8

naturales requeridas para obtener de transmisibilidad.

2

f/f. diferentes

grados

de 5. De donde fo = ~ = 1, lo que es equivalente a la selección ) de un montaje antivibrátil con una frecuencia natural de 1 Hz, cosa prácticamente casi inviable. En la Figura. N.? 168-D,se expone el caso de un montaje antivi268

de excitación de 100 Hz = f, caso típico de los centros de transformación. Una transmisibilidad del 1% supone una reducción acústica de 40 dB. Si en la Figura N. o 166 entramos con 1 % en ordenadas obtenemos un ~ de 10, ele donde la frecuencia natural del montaje será de 10Hz, puesto que f/fl = 10, fi = 10 = 100/10 = 10Hz. Como hemos expuesto anteriormente fo = 948/ xs, fo = Hz, Xs deflexión estática del montaje en mm. Aplicando a nuestros anteriores ejemplos, tendremos que para obtener las frecuencias naturales requeridas necesitaremos las siguientes dcflexioncs estáticas:

brátil con una frecuencia

Figura N. o 167 ; fo Figura N. o 167 ; fo Figura N. o 167 ; fo

8 Hz ; x, = 4 mm 4 Hz ; Xs = 16 mm 10 Hz ; Xs = 2,5 mm

En general se procurará, a fin de asegurar una buena transmisibilídad, que ~ sea superior a 3. Generalmente en el margen entre 3 y 5, obtendremos unas buenas condiciones de aislamiento. Para que ~ sea mayor que 3, se deberá cumplir: 4,98

r, = .JX;,

f

5

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En la Figura N. o 169 adjunta se indican las zonas recomendadas de dcflcxión estática, aceptables para una frecuencia de excitación dada a fin ele obtener un rendimiento aceptable en el control de la fuerza transmitida o transmisibilidad del sistema. Para las determinaciones ele las fuerzas transmitidas a las estructuras en función de las fuerzas de excitación (la transmisíbílidad de! sistema), existen multitud de gráficos que nos dan e! rendimiento del aislamiento (%R = (1 ··lf¡ x 100) en función de la frecuencia

269

Fig.

169.

Dcflcxión estática. Zonas de utilización.

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natural del sistema y de la frecuencia de excitación. Esto es, conocienclo la frecuencia ele excitación del sistema y el rendimiento o transmísíbiiídad mínima que se le exige al sistema, dan la frecuencia natural que deberá tener el soporte antivibrátil, Figura N. o 170, o bien, lo que es igual suministran la deflexión estática que deberá tener el sistema antivibrátil a fin de proporcionar el rendimiento deseado. En estas figuras aparecen aquellas zonas ele trabajo que deben ser evitadas, esto es, zonas de rigidez controlada Yzona de resonancia.

4.3. Efectos de amortiguación interna La existencia de amortiguación en el sistema de muelles es equivalente a tener un eslabón entre la masa y la estructura soporte, lo cual conrtocircuitará los muelles y ciará un medio de disipación ele energía. La amortiguación puede ser debida a efectos viscosos en un líquido, amortiguación interna dentro de un material, fricción entre superficies deslizantes entre ellas, etc. La amortiguación tiene 270

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Fig. 170. Selección de la de flexión estática de un resorte.

el efecto de reducir el movimiento del sistema, particularmente a resonancias cuando no hay otro medio de controlar el movimiento. Por lo tanto, podemos decir que la amortiguación reduce el movimiento en todas las frecuencias. Esta restricción el el movimien to del sistema es normalmente una buena cosa; sin ernt» rgo, debido a que la amortiguación restringe o limita el movimiento del sistema mediante el cortocircuírado del muelle, la amortiguación incrementa las fuerzas transmitidas a la estructura soporte. En otras palabras, aumenta la transmisibilidad y puede ser necesario en algunos casos 271

emplear un alto grado de amortiguación para evitar movimientos, pero en la mayoría de los casos si el sistema se diseña adecuadamente es mejor que no exista mucha amortiguación, porque ele aira forma se vería muy reducida el aislamiento de la vibración. Para un sistema amortiguado la transmisibílidad viene dada por

la fórmula:

T

Donde D es la relación de amortiguamiento que compara la amortiguación real b, a la requerida para amortiguar la crítica o frenada rápida bo' D = b/b¿ La relación de amortiguamiento suele variar mucho de un tipo de montaje antivibrátil a Otro; como datos orientativos facilitamos los siguientes: Sistema de muelles: relación típica de amortiguamiento 0,005. Sistemas de elastórneros o sílentblock. 0,05. Aglomerados de corcho: 0,05 - 0,06.

de

4.4. Efectos de la rigidez del resorte y masa del equipo La frecuencia natural de un sistema simple de masa-resorte depende solamente de la de flexión estática del muelle inferior a la masa, ya que para una frecuencia de excitación determinada, la transmísibílidad depende sólo de la frecuencia natural y por tanto de la deflexión estática enteramente. Para conseguir un buen aislamiento se requerirá que la frecuencia de excitación exceda lo más posible a la frecuencia natural, operando este sistema bajo las condiciones de masa controlada. Bajo estas condiciones es la masa la que controla la cantidad de movimiento y no el muelle. La amplitud no depende de la rigidez del muelle; sin embargo, si hacemos el muelle más flexible, aunque la 272

amplitud no se ve afectada, la fuerza transmitida a la estructura se verá claramente reducida. Si aumentamos la masa que se ha ele soportar por los muelles de cleflexión de estos aumentará, y en consecuencia disminuirá la frecuencia natural del sistema y la transmísíbilidad.

Si al incrementar la masa aumenta la rigidez del muelle, hasta situar al sistema con la misma cleflexión estática que tenía antes ele aumentar la masa, la frecuencia natural)' la transmisibilielacl retornarán a su valor original. Cuando el sistema opera en zona ele masa controlada, por encima de la resonancia, el movimiento se verá reducido en proporción al incremento de masa. Sin embargo, ya que la rigidez del muelle se ha aumentado, este movimiento reducido que tenemos producirá la misma transmisibilidad. En otras palabras, aumentando la masa del sistema, mientras mantenemos fo constante, se reduce el movimiento, lo cual es una buena cosa, aunque no tenga efecto sobre la fuerza transmitida en contra de lo que generalmente se cree. Así, la utilización de un "bloque de inercia», no reducirá la fuerza transmitida, sino que producirá una disminución del movimiento del equipo. El incorporar bloques de inercia, como consecuencia del anterior razonamiento, es difícil de justificar. Sin embargo, este sistema cumple funciones de gran importancia que se analizarán posteriormente.

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Fig. 171. Efectos ele la rigidez del resorte y masa del equipo.

273

En la Figura N. o 171 se representa un esquema del efecto de las variaciones de masa y rigidez en un sistema en relación con la variación ele transmisibílidad o de las fuerzas transmitidas que ello ocasiona.

5. Diferencia entre la teoría y la práctica Las curvas de transrnisibilidad que tradicionalmente son utilizadas indican la variación esta característica con respecto a la frecuencia, pero olvidan que para la mayoría de las máquinas las fuerzas desequilibradoras aumentan con el cuadrado de la velocidad ele funcionamiento. Aunque para valores de las frecuencias disturbadoras iguales a cero, la transmísibiiidad es del 100 %, es necesario ponderar dicho valor, ya que a esta velocidad de funcionamiento no hay fuerzas disturbadoras y por lo tanto la fuerza transmitida es también cero. I

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VELOCIDAD DE FUNCIONAMIENTO FRECUENCIA DE RESONANCIA

Fig. 172. Variación ele la fuerza perturbadora y fuerza transmitida máquina en movimiento.

para

A medida que aumenta la velocidad de funcionamiento la fuerza disturbadora también aumenta y por lógica el sistema pasará por toda la zona ele resonancia. Cuando el sistema esté funcionando dentro de la zona de masa controlada, la cantidad en que aumente la 274

fuerza desequilíbradora con la velocidad ele funcionamiento se verá exactamente compensada en una reducción en la transmisibilidad, equiparable al mismo incremento que produce la velocidad de funcionamiento. El resultado neto es que la fuerza transmitida es constante, sin tener en cuenta el valor de la velocidad de Funcionamiento. Por lo tanto, es una inexactitud decir que cuando un equipo funciona cada vez más rápido la fuerza transmitida disminuye, e incluso llega a tender a cero. Las consideraciones realizadas hasta ahora se han simplificado puesto que nos hemos limitado a aquellos casos de vibraciones verticales solamente. Estas consideraciones solucionan la mayoría de los problemas que nos encontramos en el curso de otras vibraciones laterales o rotacionales. Debemos considerar que las fuerzas rotacionales o desequtlíbradoras actúan igualmente en direcciones horizontales como en verticales. Sin embargo, hay que tener en cuenta que se debe solucionar el problema completamente en tocios sus movimientos, pero estas soluciones no cleben tornarse alegremente. En la Figura N.O 173 se indican las situaciones tridimensionales con cuatro tipos ele montaje, expresándose dos ele las más complejas formas ele vibración.

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Fig. 173. Modos de giros.

Hay seis modos separados de vibración que describen cada manera compleja en la que ocurre tal vibración. Incluyen modos verticales, horizontales y rotacionales y éstos se combinan para producir

275

tres modos de balanceos. Para conseguir el aislamiento de estos macias de vibración, de forma adecuada y eficazmente, en cada caso particular se deberá conocer el «momento de inercia" en el centro ele equilibrio y las fuerzas torsíonales correspondientes que pueden interactuar con la inercia. En la Figura N° 174 se representan las curvas de transmisión para los distintos modos componentes de tal sistema. La frecuencia de resonancia que se prevee por el modo vertical se indica por la curva fv, o en la curva 3. Sin embargo, la presencia de un acoplamiento con los otros modos más rígidos nos lleva a la «transmisibilidad total» la cual puede considerarse como una combinación de las seis curvas. Así, en vez ele conseguir una eficacia esperada en el aislamiento del 95 % en el punto A de la curva 3, solamente será del 20 % en el punto B de la curva de transmisibilídad total.

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276

para dístintos modos.

Una guía muy simple para reducir el riesgo ele tales problemas es asegurarse que la rigidez horizontal sea menor que la mitad ele la rigidez vertical. Esta se determinará en gran medida con el diseño del aislador co-

mercial seleccionado. Este problema será muy importante cuando las frecuencias de resonancia del montaje estén por debajo ele los 7 Hz.

En casos complejos y delicados de montajes se deberán calcular todas las frecuencias naturales del sistema. Estos cálculos son pesados, difíciles y normalmente requerirán una información adicional que no siempre se dispon«. SO 41.7

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Fig. 175. Curvas de aislamiento en función ele las frecuencias p.uu

O.

6. Elección de los aisladores de un montaje antivibrátil Los aisladores de los montajes antivibrátiles se pueden seleccionar bien atendiendo al rendimiento, o bien atendiendo a las deflcxiones estáticas del aislador. Hasta abara el sistema normal de selección consideraba inicialmente el tipo de equipo a aislar y en función del lugar de coloca-

277

XXVI. RENDIMIENTOS DE AISLAMIENTOS RECOMENDADOS PARA EQUIPOS IvlECÁNICOS TABLA

Equipo mecánico

Rendimientos del montaje Áreas no críticas

Areas críticas

Compresores centrífugos Compresores alternativos: • Mayores de 50 CV • De 10 a 50 CV • Menores de ]O CV Ventiladores centrífugos: • Mayores de 25 CV • De 5 a 25 CV • Menos de 5 CV Bombas: • Superiores a 5 CV • De 3 a 5 CV • Menores de 3 CV Venríladores axiales: • Superiores a 50 CV • De 10 a 50 CV • Menores ele 10 CV Unidades ele aire acondicionado • compactos apoyados Unidades ele aire acondicionado • compactos suspendidos

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Torres ele enfriamiento

90%

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70%

ción se seleccionaba un rendimiento del montaje. Una vez conocidos el rendimiento y la frecuencia de excitación se seleccionaba la frecuencia natural del aislador y de ahí su de flexión estática y, finalmente, se elegía el equipo entre aquellos que cumplían los requisitos necesarios. En la tabla nO XXVI, se dan estos valores para distintos equipos mecánicos. 278

En los últimos años se han incrementado las dificultades práctipara conseguir una transmisibílidad adecuada, basándose en los datos experimentales, normalmente como consecuencia de no haber previsto resonancias asociadas con la falta ele rigidez de la estructura del edificio. Por ello, la tendencia actual consiste en seleccionar previamente sobre la base de las deflexíones estáticas dependientes del tipo ele estructura y del tipo de equipo que es necesario aislar. Se elige una deflexíón estática que sea sufícientemente alta para evitar cualquier resonancia posible del equipo y la estructura combinados, y también para asegurar que las frecuencias naturales para todos los modos de vibración sean netamente inferiores a las frecuencias provocadoras de las vibraciones. Este método nos lleva a la selección ele aisladores mediante la Tabla XXVlJ adjunta. que tiene muchas más deflexioues estáticas de las que en la práctica tradicional se venían seleccionando. A primera vista se pensaría que el uso de estas deflexíones estáticas altas darían problemas ele estabilidad; sin embargo, en la práctica se observa que estas suposiciones no son correctas y que la mayoría ele los problemas pueden resolverse con técnicas adecuadas, eficaces y modernas. GIS

TABLA XXVII. DEFLEXIONES ESTATICAS HECOMENDADAS PARA EQUIPOS MECANICOS Localízaoón no crítica

Tipos de equipo

Sótanos

Localización crítica

Nivel del 9111 de 12 111 de al- 15 111 de alsuelo l' 6 111. :llIma tura sobre tura sobre altura sobre suelo suelo suelo

DEFLEXIONES ESTATlCAS MINI~IAS EN mm, PARA ESTRUCTURAS DE HORMIGON M:íquinas de refrigeración: · Unidades de absorción.

· Plantas de entriadoras. Bombas de calor. • Herméticas . • Tipo abierto .

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· 500

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750 rpm

- M;ís de 700 rpm

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70

90 70

Equipos enfriadores

Alternativos o Bombas ele Calor: - SOO a 751) rpm ........•. - Más de 700 rpm ......•..

90 70

279

Tabla XXVII. Continuación. Locnlizariór; crüíca

Localización no crítica

Sótanos

Nivel de 9 m de al- 12 111 de al- 15m de alsucio y 6 m tura sobre rura sobre tura sobre de altura suelo suelo suelo

DEFLEXIONES ESTATICAS MINIMAS EN mm, PAilA ESTRUCTURAS DE HüHMIGON Bombas: · Montadas unas próximas a otras: • Hasta 5 CV . • 7 V, para arriba .. · Montadas en la misma base: • Hasta 5 CV . • 7 V, para arriba . Ventiladores de !laja Presión:

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10

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25 40

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25 60

10 20

10

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45 60

60 90

· Hasta 5 CV . - 7 VI para arriba: • 175-500 rpm . • 501 rprn para arriba . Unidades en suelos ñoiames. - Hasta 5 CV - 7V, para arriba: • 175-;00 rpm • ;01 rprn superior. Ventiladores centrífugos unidades compactas de alta presión AH, AC l' H: - Hasta 20 cv • 175-:~OOrpm • .101-;00 rpm • 501 rpm superior . - De 25 CV () superiores. • 175-300 rpm • 301-500 rpm ......•... • 501 rpm

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25

25

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Unidades suspendidas:

El'aporatil'OS: - Hasta ;(lO rpm · Superor ;0 I rpm Motores de Combustión Interna v Motores en Movimiento: · Hasta 25 CV · 30-100 C" · 100 CV o más ..

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90

7. Rigidez estructural

de los soportes

La suposición de que la estructura soporte es insuficientemente rígida puede ser válida para estructuras soportes que se construyan sobre edificios antiguos O esquemas constructivos clásicos. Pero hoy es conocido que a medida que las técnicas de construcción se hacen más futuristas, esta suposición de superficies rígidas de apoyo es cada vez menos válida. Es muy escasamente válida para unas estructuras de acero, e incluso para estructuras de hormigón situadas en el suelo o en sótanos existe la posibilidad ele una falta importante ele rigidez de la estructura, produciéndose una de flexión ele estas estructuras. El efecto de falta de rigidez ele la estructura soporte hace que el problema que de entrada se veía muy fácil, como si se tratara de una masa, se torne a un problema consistente en una doble estructura soportada, esto es, una masa sobre un muelle, sobre una masa soportada en un muelle que puede o no estar sobre una base simple. Un sistema como el definido tiene dos frecuencias naturales. A una frecuencia baja con las dos masas moviéndose al unísono y una frecuencia más alta donde las dos masas se mueven en oposición. Dependiendo ele la rigidez relativa ele los dos muelles y de los tamaños relativos de la dos masas, estas elos frecuencias EQUIPOS SITUADOS EN ESTRUCTURA SOPORTES FLEXIBLES

o

«

º Esto es equivalente o

Supuesto base rígida o estructuración de apoyo r igido

Fig. 176. Efecto ele la rigidez en la estructura

soporte. 281

naturales se generan una por encima y otra por debajo de la frecuencia natural asociada con la masa máxima sobre su muelle. Si la frecuencia natural superior es alta, ésta puede acercarse a la frecuencia perturbadora en la que puede ocurrir una situación resonante. Dependiendo ele las masas relativas del equipo y ele la estructura soporte, tanto en el equipo o la estructura, o ambos a la vez, pueden vibrar violentamente. Ver Figura N~ 176. Como dato orientativo a fin de subsanar el problema derivado etc la rigidez de los soportes se dan en la Tabla XXVIII unos valores de deflexión estática recomendados en función de la velocidad ele

giro del equipo y del lugar de ubicación.

TABLAXXVIII. ELECCIÓN DE LASDEFLEXIONESESTÁTICASEN FUNCIÓN DEL LUGAR DE UBICACIÓN PARADISTINTAS VELOCIDADES DE GIRO. Velocidad de giro (rpm)

300 500 800 1200 1800 3600

Sótanos y Solerías de Solerías de similares hormigón hormigón en (mm) pisos superígidas

38,10 16,00

6,35 5,08 2,54 0,76

(mm)

rieres (mm)

76,20 31,75 15,24 11,43 8,89

88,90 41,91 25,40 20,32 20,32 20,32

5,08

Solerías etc madera (mm)

102,60 49,35 31,75 25,40 25,40 25,4·0

8. Aislamiento acústico La instalación de un sistema ami vibrátil está íntimamente relacionado con el aislamiento acústico, además por supuesto del aislamiento ele las vibraciones. Los sistemas antivibrátíles proporcionan una adecuada transmísíbilidad a frecuencias comprendidas entre los 2 y 20 Hz. Sin embargo, a frecuencias superiores, esto es en el rango audible, el comportamiento ele estos sistemas antivibrátíles difleren sensiblemente en

282

O rendimiento a esta frecuencias de! esperado para bajas frecuencias. La instalación de aisladores en máquinas y equipos proporciona una notable disminución en el espectro sonoro a frecuencias inferiores a 250 Hz, exista o no cerramiento o tratamiento acústico adicional. Si no se instalan unos adecuados aisladores, la reducción sonora ele una cerramiento acústico no se consigue y aún con cerramiento seguirá existiendo problema acústico a bajas frecuencias. Desgraciadamente no es posible conseguir un aislamiento total como puede predecirse por estos medios. La simplicidad del movimiento vertical de un cuerpo rígido pequeño en un muelle perfectamente elástico y ligero y que esté unido a una base rígida, se rompe cuando nos movemos en el rango de una frecuencia audible. Ya no pueden considerarse los componentes individuales como rígidos y la masa del muelle es la que se hace elevalor significativo y el muelle por sí mismo comienza a COI11portarse como una serie de pequeñas masas interconectadas por muelles que actúan como una línea ele transmisión. Esto permite una transmisión telegráfica ele sonidos de aira frecuencia, particularmente con muelle de acero, hasta un graclo que no se esperaba ele la simple teoría. Esto se aprecia en la Figura N.o 177.

cuanto al aislamiento

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Fig. 177. Transmisión acústica de un resorte de acero y de una almohadilla de caucho.

283

Esto normalmente se evita añadiendo un taco ele goma a la base elel muelle metálico. El incorporar esta goma tiene el beneficio de introducir al muelle una amortiguación a su efecto de resonancia, En general se puede decir que cuando se hayan elegido montajes antivibrátilcs con frecuencias de resonancias en el rango ele 2 a 30

Hz, es posible predecir la transmislbllidad que se obtendrá en el rango de frecuencias del espectro audible, 32 Hz, 63 Hz, 125 Hz, ... Estas transmisibilidades representan la fracción de fuerza ele desequilibrio en cada frecuencia, traspasada a las estructuras del montaje autivibrátil, y se calculan para tres frecuencias según 1;1 Figura N ,0 178 Y los datos ele la tabla. 125Hz 0.1.

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Fig. 178, Transmisibiliclacl acústica en función de la frecuencia crítica elel montaje anrivibrátil.

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MONTAJE

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ANTIVIBRA1IL

TABLA XXIX, TRANSMISIBILIDAD ACOSTICA Aislamiento a frecuencia ele .12 Hz 63 Hz

125 Hz 284

Frecuencia resonante del montaje (Hz) 2

4

6

8

10

12

14

18

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4% 1,4%

8% 2,6% 0,8

11% 4,5%

16% 7% 16%

25% 10%

50% 20'Y.', 5%

0,4%

1,1%

2,5%

Estos valores no siguen exactamente la fórmula idealizada de la transmisibilidad, pero representa un valor que se aproxima mucho al valor real en la práctica para silentblock o bien para resortes con tacos de caucho. Aunque estas transmisibilidadcs pueden parecer que son excesivamente pequeñas, debe recordarse que pequeñas aceleraciones el; suelos grandes o losetas, O bien en paredes en vibración, pueden

generar apreciables niveles de ruido. Las fuerzas transferidas a la estructura clan lugar a aceleraciones de la estructura que dependen fundamentalmente ele la situación exacta del montaje antivlbrátil. Otras características que pueden requerir altas pérdidas en la transmisión acústica es la resonancia de los suelos. Normalmente para suelos de madera ésta se halla comprendida en la región de 20 a 30 Hz, y en los suelos de cemento en el rango de 30 a lOO Hz. Puede decirse entonces que existe un riesgo de resonancia de los suelos, que es bastante normal en las construcciones elehormigón que se realizan actualmente, las cuales están muy poco amortiguadas. En las zonas de resonancia cabe esperar unas rransmísíbílídadcs ele hasta 20 veces superiores a las que se espera. Algunas máquinas a baja velocidad, tales como graneles ventiladores centrífugos, tienen frecuencias bajas fundamentalmente desequtlíbradoras ele 2 Hz, de tal forma que es muy difícil aislarla. Lo que se suele hacer es asegurarse ele que existe un buen equilibrio dinámico y aerodinámico de la máquina, suministrando un aislamiento acústico por encima del límite de resonancia. Siempre deben seleccionarse los amortiguadores haciendo hincapié en las zonas en las que no deben montarse, por la proximidad con la zona de resonancia. La selección que se realice por encima e1elrango de frecuencias ele resonancia ciará lugar a un adecuado aislamiento y normalmente las frecuencias audibles caerán también por encima del rango de resonancia. Para un aislamiento acústico de locales puede ser útil formar un suelo flotante sobre fibras ele vidrio, sobre tacos ele resinas o sobre capas, tal como se hace en acústica arquitectónica para aislamiento ele pisadas (suelo flotante). Tales suelos tienen resonancias naturales en la región de los 20 Hz, ofreciendo una placa ele cemento estable y estudiada para el montaje ele varias máquinas y ciar un buen aislamiento acústico por encima ele 30 Hz. En cuanto a altas frecuencias se puede suplementar por montaje

285

CONEXIONES

SUSPENSORES OE lECHO DE CAUCHO O FIBRA DE

MONTAJE DE RESORTES DE ACERO O CAUCHO

AISLAMIENTO DE FIBRA DE EN FORMA DE ALMOHADILLA

VIDRIO TECHO ACUSTICO SUSPENOIDO BLOOUE DE tNE RCtA SOBRE SUELO ACUSTICO

Fig. J79. Esquemade sistema de alslamiento de equipos mecánicos.

con frecuencias más bajas del orden ele 10 Hz. En la Figura N.? 179se representa un ejemplo típico completo eleaislamiento acústico y antivibrátil de una sala de máquinas. antivibrátil

9. Aislamiento del choque El choque implica un proceso inesperado rápido, probablemente con impactos ele corta duración. Las operaciones ele choque pueden dividirse en dos categorías: repetitivas, tal como una prensa o una máquina de conformado en frío, y de simple impacto, tal como una prensa ele gran capacidad ele una sola acción. En el proceso repetitivo es esencial que la vibración que se cause por los impactos se haya eliminado o disipado antes de que ocurra el próximo impacto; si no, existe la posibilidad de que el segundo impacto se añada al movimiento ocasionado por el primero y el movimiento aumentará con cada impacto causando movimientos sucesivos y cada vez superiores ele la máquina. Esto requerirá el LISO ele aisladores con una frecuencia natural por lo menos tres veces superior al ritmo ele repetición ele los impactos ele la máquina; esto, a primera vista, puede estar en contraposición con las selecciones

286

VIDRIO

normales, donde la frecuencia de resonancia se elige por debajo de la frecuencia de funcionamiento. En este caso, sin embargo, una ele

las metas a conseguir es el aislamiento y éste se conseguirá aislando la energía de frecuencia relativamente alta de los impactos individuales y no el ritmo de repetición de los impactos que serán menos importantes. En las máquinas de impactos o impulsos simples se dan dos tipos. En el primero la energía empleada para realizar la operación se deriva de la energía almacenada dentro ele la máquina, normalmente dentro de un volante. Con una máquina ele este tipo no se ejerce fuerza exterior a la máquina y el movimiento total de la máquina queda a cero siempre (prensas excéntricas). Esto significa que la estructura dc la máquina comienza a moverse a medida que el proceso empieza, pero al final elel proceso la estructura vuelve a la posición inicial. En este caso los aisladores sólo tienen la misión ele amortiguar a moelo ele cojín la operación retornar el equipo a su posición original, quedando así el equipo listo para el próximo impacto. En el segunelo caso el movimiento ele la máquina se aumenta debiela a fuerzas exteriores, tales como grandes pesos que caen dentro de la influencia de la gravedad, y al final ele la operación la máquina en su conjunto ha adquirido un aumento ele movimiento. Esto significa que los aisladores no sólo tienen que retornar la máquina a su posición, sino que también tienen que parar su movimiento y disipar la energía almacenada. Esto requiere aisladores que tengan altas capacidades ele amortiguación.

10. Guía práctica de selección de un sistema antivibrátil El diseño completo de un sistema antivibrátil puede dividirse en los siguientes pasos: 1. Selección de las necesidades o requerimientos ele transmisibilidades o ele deflexión estática necesarias en los amortiguadores. 2. Selección de la forma de montaje más apropiada . .J. Selección de la situación ele los aisladores y determinación de las cargas que deben soportar cada uno ele ellos. 4. Selección de los aisladores más eficaces que correspondan a los tres puntos anteriores. 287

5.

El tratamiento de las varias conexiones de servicio, como para asegurar que éstos no eliminan el efecto de los aisladores contra la vibración.

10.1. Selección de la deflexión estática necesaria o requerida Los montajes se deberán elegir para que tengan unas frecuencias naturales que correspondan a la deflexíones estáticas seleccionadas según el criterio expuesto en el aparrado 6 de este tema. Si se seleccionan del catálogo ele un fabricante para unas características ele carga dada, entonces la (, generalmente se ajustará bastante precisamente, pero la xs, que se calcula, no se ajustará exactamente al valor calculado por las expresiones conocidas. Ladíferencía entre los distintos valores de la de flexión estática será prácticamente despreciable en el aislamiento ele las zonas ele baja frecuencia (2 Hz - 20 Hz), pero será significante a medida que abordamos la zona de vibraciones acústicas en el rango de 20 a 100 Hz.

10.2. Selección de la forma de montaje más apropiada Normalmente hay tres posibles modos de realizar un montaje antivibrátil. El primero consiste en colocar los aisladores al montaje existente del equipo; esto es, en los lugares de apoyo o sustentación del equipo. El segundo método es montar el equipo en una base estructural ele acero y unir o fijar los aisladores a esta base, y la tercera posibilidad es montar el equipo sobre un «bloque de inercia». El primer método es solamente aplicable cuando el equipo sea rígido y, por tanto, es de utilidad para pequeñas máquinas herramientas, bombas monoblock y otros equipos compactos similares.

10.2.1. Bases de acero

Cuando el equipo consiste o consta de uno o más elementos, o el equipo es ele un tamaño suficientemente grande, puede descansar sobre un suelo suficientemente rígido, acoplado o sustentado mediante pernos o tornillos, que se convierta en una parte significativa

288

ele su estructura. Si el equipo se monta sobre aisladores el efecto estructural elel suelo sobre la base en que se moma se elimina y puede

sustituirse de otra forma. Esto se hace frecuentemente montando el equipo sobre una subestructura de acero que se hace lo suficientemente rígida y fuerte para que ele el soporte necesario. En muchos casos el equipo se construye en una subestructura de acero de ligero peso, para mostrarlo sobre un suelo de hormigón rígido, pero la estructura de ligero peso sólo es adecuada para soportar los componentes en sus posiciones correctas relativas y descansa sobre el suelo para mantener la rigidez. Una estructura como esta no es adecuada cuando el equipo se monta sobre aisladores. Típicamente una base de acero que se utilice con propósitos ele aislar contra las vibraciones, se construye en U o 1, y la profundidad de las secciones será por lo menos de un 8% ele la longitud total. Si la base estructural no tiene una rigidez suficiente, podrían existir

Fig. ISO. Montaje de 1110tOI'ventilador en base de acero con resortes y almohadillas ele caucho.

289

problemas serios de vibración, particularmente en equipos acoplados por correas, o engranajes, etc., cuando los equipos puedan moverse de forma relativa con respecto al motor accionador. El proceso de una base ele acero tiene también la ventaja de modificar la posición de los aisladores contra la vibración permitiéndoles que estén fijos en las esquinas elel equipo, en vez del lugar ele la base del equipo, que puede tener inconvenientes de localización. También puede utilizarse bases de acero para obtener una base amplia que permita a los aisladores colocarse lo suficientemente separados para que se aumente la estabilidad de la máquina. Esto es particularmente importante para equipos altos con centros de gravedad elevados. En la Fig. N.o 180 se dan unos esquemas estructurales ele estas bases ele acero.

Fig. 181.

Detalles ele estructuración diversa de una base de acero.

290

10.2.2. Bloques de inercia

Estos se realizan normalmente a base ele hormigón que se vierte sobre una estructura de acero, con barras ele refuerzo, gavillas, soporte para los amortiguadores y tornillos para el adecuado montaje. Aunque normalmente se instalan en muchos de los casos para reducir los movimientos de los equipos, en muchos casos se utilizan además por otras razones como SOI1: a) Para dar más estabilidad al sistema. b ) Para bajar el centro ele gravedad del sistema. c) Para ciar incluso mayor distribución en el peso. d ) Para reducir los efectos de las fuerzas externas. e) Para aumentar la rigídez del equipo. f) Para reducir los problemas por acoplamiento de modos. g) Para minimizar los efectos de los errores debidos a las estimaciones de los centros de gravedad. h ) Para actuar como barrera acústica local. Se deberá observar que la reducción ele transmísíbilídad no es una razón utilizada para la instalación de un bloque ele inercia, y esto es así porque la transmisibilidao sólo es función ele la cleflexión estática ele! sistema antlvibrátil, sin tener en cuenta la presencia o ausencia de una base de inercia. El efecto en el proceso de vibración del bloque ele inercia es reducir la amplitud elel movimiento en proporción al incremento ele la masa. Por ejemplo, si la masa del equipo se duplica por el efecto elel bloque ele inercia, el movimiento se reducirá a la mitad. En la práctica nos encontramos que la utilización ele los bloques de inercia está más que justificada. Analicemos cada una de las razones expuestas. a) Para incrementar 1,1 estabilidad del sistema. En muchos equipos las situaciones del montaje que originalmente se preveen para unir a una 10s~1ele hormigón están muy juntas para que el equipo tenga suficiente estabilidad si es montado sobre aisladores. La base ele hormigón aumenta la base soporte y de hecho le da una geometría más estable al equipo, esto desde luego, puede también conseguirse con una base estructural ele acero. 291

b) Para bajar el centro de gravedad. El montar el equipo sobre una base de hormigón tiene el efecto de bajar el centro de gravedad del conjunto total del montaje. Esto adiciona una mejora de la estabilidad extendiendo el área ele la base y reduciendo el efecto de un probable movimiento de vaivén. c) Para proveer una mejor distribución del peso. En muchos casos los diferentes equipos de la máquina en conjunto son mucho más pesados en unos extremos que en los otros. Esto significa que si se montan directamente sobre los aisladores se necesitan un montón de acoplamiento ele los extremos opuestos del equipo para nivelar la distribución inestable de peso. Si el equipo se monta sobre un bloque de hormigón, la distribución del peso será más uniforme ya que el bloque es lo suficientemente pesado y puede permitir un montaje casi simétrico. d) Para reducir el efecto de las fuerzas exteriores. Aunque la adición ele un bloque ele inercia no mejora el rendimiento o transmísibilidad para una deflexión estática dada, puede ser que aisladores mucho más rígidos puedan ser utilizados para la misma deflexíón estática. Por ejemplo, si se duplica la masa del equipo con la adición del bloque de inercia, se podrá duplicar la rigidez de los resortes; esto significa que los equipos son mucho menos susceptibles a los efectos de las fuerzas externas, tales como presiones de reacción de los ventiladores, y ele las tensiones debidas a los cambios en la velocidad y en la carga. e) Para aumentar la rigidez del equipo. Un bloque de inercia puede utilizarse para darle más rigidez al equipo montado, al igual que una base ele acero. f) Para reducir los problemas debidos a modos acoplados.

El más alto de los movimientos acoplados laterales de vaivén para un equipo alto puede dar lugar a un fallo en el aislamiento o incluso a un accidente. Los movimientos laterales ele rotación o de vaivén para un equipo alto, a veces pueden dar lugar a un valor ele la frecuencia na292

tural del orden ele dos o tres veces más alto que el valor determinado para la frecuencia natural del movimiento vertical. Esto puede originar problemas ele resonancia. El adicionar un bloque de inercia tiene el efecto de bajar la frecuencia natural de vaivén con lo que se ayuda a solucionar el problema. g) Para minimizar los efectos de los errores debidos a las estimaciones "a priori» del centro de gravedad del equipo. Cuando se seleccionan los amortiguadores de un equipo es necesario conocer la carga total que ha de soportar un aislador, para que así pueda elegirse el más apropiado. Esto debe hacerse antes de disponer del equipo y de que se estimen las posiciones relativas elelos centros de gravedad de ruidos en los locales por debajo del lugar donde está instalado el equipo. Una base de inercia puede actuar como una barrera efectiva protegiendo las áreas vulnerables del suelo. A continuación se representan esquemáticamente dos montajes ele bloques ele inercia, con resortes Figura N.O 182 Y con soportes ele aglomerado ele corcho. Figura N.? 183.

---¡

PERNO NIVELADOR

\CUBIERTA .._---\\

\

\

~-:~~-~--------

-c,--'r-'---....---

I

RESORT7E

p

BLOQUE DE INERCIA

<1 ."

"7

1

, '7

~

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-:

'"

<1

.;¡ ·6

Fig. 182. Basede inercia con resortes metálicos.

APERIURA

DE LiMPIEZA

2S>3

5

6

4

Fig. 183. Base de inercia con corcho aglomerado.

.

8·-..-

1 Sellado

7

2 Lámina ostóttico

8 Base de hormigón

3 4 5 6

Bancada de hormigón armado Aislamiento de corcho (105/130 kg/m3l Muro soporte Aislamiento de corcho alta densidad

9

Encolado fuertemente armado Cimiento de piedra

10.3. Situación de aislador En la elección de los aisladores se pueden seguir dos caminos. Elegir el lugar de colocación o fijación, por ejemplo las cuatro esquinas de una estructura y después elegir los aisladores que se necesitan, posiblemente de diferentes características a fin de que puedan actuar con idéntico rendimiento en estos puntos aunque estén sometidos a diferentes cargas. Alternativamente pueden elegirse las posiciones ele tal manera que los aisladores estén cargados de una forma uniforme. Cada técnica tiene unas ventajas y unas desventajas. La práctica de una carga igual simplifica la instalación en el lugar de colocación. Sin embargo, existen problemas en cuanto a la colocación del lugar ya que puede ser muy compleja la colocación; el uso ele una base ele inercia simplifica mucho este problema, ya que aisladores similares pueden utilizarse en los bloques elegidos a nuestra conveniencia. Ahora bien, el conocimiento exacto del peso que ha ele soportar cada uno de los soportes ele un sistema antivibrátil será fundamcn-

294

talmente a fin de conseguir que en todos ellos exista una misma deflexión estática y, por tanto, tengan el mismo rendimiento aislante.

El caso más simple a tratar sería aquel donde el soporte tenga cuatro apoyos y el montaje completo elel equipo y sustentación tenga su centro ele gravedad centrado, C01110 aparece en 1:1 Figura N 184. <)

t-~~~1 f---

o

!' . I

_j

b

Q

o ....------f<-

Fig. 184.

Soporte etc máquina con cuatro apoyos si métricos y centrado.

-<-

En este caso todos los soportes serán idénticos ya que en todos ellos incidirá el mismo peso y por tanto la deflexión estática de cada soporte será: Peso del montaje/4 Constante (k) del amortiguador

= -----------'------

Xs

En aquellos casos ele soportes con cuatro apoyos donde el centro ele gravedad del equipo no está cerrado, Figura N.I 185, el cálculo

se realizará como sigue:

r----

-1

-_ ~~--

t®G

..

I .-i2- +-- ____ o

I

u

1

o

4

T

I -,

-ª-+-

Fig. 185.

A

Soporte ele máquina con CW1[ ro apoyos simétricos.

295

El peso a soportar por cada uno de los apoyos será: B x O PI

p.

.)

AxC

=

(A x\YI

B x (C -O)

B) x O xW

P2

A x C (A -B)

W

x (C -O)

xW

P4

AxC

A x C

Donde W es el peso completo del sistema.

---1-- -.------.----J-..

____ l~- 1---

t~ l----- _j_ W -

A11

-----

f..--....

1---Fig. 186.

Soporte ele máqu ína con seis B

y C(:11[I'O de Gravedad desplazado.


--

e

-----_ .. -_._-----jLI

El peso a soportar por cada soporte se deduce a continuación, y para aquellos casos ele seis apoyos y Centro ele Gravedad elesplazado, W

PI + P6 = P4 + Po

PI

P4

(2C -

=

"'3

3A + D)

6c P.,

(3A = P6 =

6C

296

D)

xW

xW

'Vi

p.,- + P-., =-3

p')-

=

.,

w

-6

p- =

')

En aquellos casos más complejos, donde deba realizarse un montaje antívibrátil a un montaje que lleve más ele un equipo, distribuidos de forma no homogénea en el mismo soporte, se puede utilizar la matriz de la Figura N.O 187 para obtener el peso a considerar que deberá soportar cada uno ele los cuatro apoyos.

,ot·:

1"

."

"'l. _~"~.~.~.~'

:r!

jL

(,.:

~!

lJ

" Fig. 187. Matriz base para la determinación de la carga a soportar de los apoyos en esquina.

por cada uno

Esta matriz permite una determinación rápida y simple del reparequilibrado del peso soportado por cada uno efe los apoyos. El procedimiento de! cálculo es como sigue: • Situar sobre una copia de la matriz la ubicación gráfica de cada uno de los equipos a instalar en el mismo soporte-montaje. • Anotar la cuadrícula que le corresponde a la ubicación de cada uno ele los equipos.

tO

297

•

Repartir el peso del equipo considerado en la misma proporción a la indicada en los cuatro números ele la cuadrícula. • Sumar los valores descompuestos para cada uno ele los soportes. La suma total representa el peso soportado por cada uno de los soportes. un ejemplo a fin de aclarar ideas sobre la forma de realizar este cálculo. Sea un bloque de inercia de 1.640 kg. en el cual hay instalado un ventilador ele 500 kg. y su motor de 200 kg., situados en las ubicaciones reflejadas en la Figura N,? 188. El cálculo de la carga a soportar por cada apoyo se calculó como sigue: Realicemos

eornponente

Peso (kg)

Distribución del peso en cada apoyo A BCD

Ventilador Motor Bloque de inercia

500 35% = 175 ] 5% = 75 200 4 % = 8 16% = 32 1640 25% =41025%

Total

2340

593

35'X) = 175 15%=75 16% = 32 64'Yc, = 128

=41025% 517

=41025% 617

= 410 613

Como puede observarse el porcentaje ele peso ha sido determinado por la matriz, de acuerdo con la situación del centro terminado por la matriz, de acuerdo con la situación del centro ele gravedad del equipo y su correspondiente recuadro. 10.4. Selección de los aisladores La selección de los aisladores se realizará con la finalidael ele que cumpla los tres requisitos anteriores yen función ele sus características físicas, técnicas y económicas que posteriormente analizaremos. 10.5. Conexiones de servicios Lafinalidad de montar equipos sobre aisladores ele vibración es romper la conexión o la unión mecánica entre el equipo y la base que 298

BASE

SOPORTE DE EQUIPOS REFORZADA

I

Apoyo "A"

-~-IHF-- _, ¿¡

9

:

I

-+

, 8

! :

-t-

,1

!

I

7

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,

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lk' !'-.__..íl-.....

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I

I

Base (16<1Okg) Centro de qroveccc

,

S

I ;¡

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,

\

$-

I,

l,

.t=r-

i

!

1

I

.,

..

Centro de graveood ¡

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~

o

,

MOlar (200kgl t--~--.."--"-~+"--~

f-%-

Apoy o "C·

~_ .._.-. I

.~

o

!

I

3 2

,

L

Ventilador (500kg) Centro de gravedad

4

A poyo "8"

I

¡

;

i

6

i

- ...

I

H

1

I

i

I

Ap ayo "O'

1() 2 J <1 5 6 Píg. 188. Base de sustentación de distintos equipos motores.

lo soporta. Para que esto sea efectivo es esencial que todas las otras conexiones entre el equipo y la estructura sean discontinuas, de tal manera que no exista ninguna conexión. Si ésta no se lleva a cabo, los aisladores pueden dar lugar a problemas más importantes de transmisión que las que había sin su instalación. Si el equipo está conectado rígidamente a una base soporte importante y las conexiones de este equipo son rígidas y están unidas a paredes circundantes rígidas, el movimiento del equipo será asímismo pequeño. Si el mismo equipo lo acoplamos a aisladores de vibración y las conexiones de servicio del mismo no se modifican, el equipo no se mantendrá en su lugar debido a los soportes sino más bien a las conexiones de servicio. El resultado de esto será que los niveles ele vibración aumentan en las paredes. Por lo tanto, es absolutamente esencial que roelas las conexiones de servicio sean lo suficientemente flexibles como para que sus efectos en el equipo sean despreciables. Las conexiones eléctricas son normalmente simples o con poner los largos adecuados cle cable no clan problemas,

299

Los servicios que más problemas dan son las tuberías que transportan líquidos y gases. A bajas presiones se pueden poner fuelle metálicos o de goma que posean la suficiente flexibilidad, ele tal ma-

nera que las desviaciones del fuelle cien libertad en la dirección deseada. En general, los fuelles son flexibles en compresión, tensión y doblamiento, parcialmente flexibles encizallamiento y rígidos a la torsión. Un estudio de las direcciones más probables ele! movimiento nos ciará la información suficiente para poner los conectores flexibles en sus lugares más apropiados en el tendido de tuberías para conseguir una flexibilidad máxima. En los sistemas presurizados hay una tendencia de los tubos a separarse en todas las juntas debido a la presión interna. Esto significa que, él menos que exista alguna forma ele contracción en la junta flexible, estas juntas tratarán de separarse por convertirse en rígidas completamente. Normalmente los que colocan son fuelles de goma para evitar esto, lo que lleva a ser sólo flexibles en comprensión o tracción. Con el mismo propósito se utilizan fuelles metálicos que van envueltos en una malla de alambre metálica. A medida que aumenta la presión la malla se conviene en más y más rígida y el conector en menos flexible. Para evitar esto es necesario utilizar conexiones más largas y más flexibles, Para conservar la flexibilidad en casos extremos pueden ser necesarias longitudes ele 50 o más veces el diámetro. Mientras esto puede ser práctico para pequeñas tuberías, para graneles diámetros no lo es tanto. En la práctica se ha descubierto que es más satisfactorio depender de la flexibilidad natural de la tubería, separando las tuberías ele las estructuras que la rodean utilizando colgadores resilentes y bridas. Ya que las tuberías son rígidas sólo se puede conseguir la flexibilidad que se desea utilizando largos suficientes de tuberías, preferiblemente incluyendo cambios ele dirección, que es lo que se conoce por liras, las cuales son utilizadas también para dilataciones. Las conexiones flexibles pueden llegar a tener unas longítudes de 50 veces el diámetro e incluso hasta 200 veces en casos críticos. Con estas distancias siempre se tendrá muy en cuenta que las tuberías deberán ser soportadas por colgadores o por bridas con deflexioncs comparables a los aisladores que soporten los equipos. Para (lisrancias superiores las tuberías necesitan soportes en aisladores que cien un buen aislamiento acústico. 300

Un esquema ele discontinuidad en la rigidez ele una tubería a fin de evitar las transmisiones se da en la Figura N.? 189. Fig. 189. Esquema ele discontinuidad en la transmisión ele vibraciones ele tuberías.

11. Características físicas y mecánicas de los elementos utilizados como antívíbradores Los aisladores contra la vibración pueden ser clivididos en los siguíenres tipos: l. Resortes metálicos o muelles ele acero. 2.

Muelles de aire.

3. Montajes de caucho, silentblock. 4. Tacos de fibra de vidrio preformados.

5. Rellenos elásticos o resílentes sólidos. 6. Absorbedores dinámicos. A continuación

se desarrollan caela uno de estos tipos.

11.1.Resortes metálicos o muelles de acero Los resortes metálicos son muy utilizados en tocios los campos elcl aislamiento a las vibraciones, desde el aislamiento ele un delicado

instrumento al ele una pesada máquina, pudiendo obtenerse unos rendimientos de aislamiento excelentes. Su uso está totalmente ge301

neralizado y son comercializados por multitud de firmas. Los resortes metálicos constan de dos partes que les imprimen diferentes funciones: la función aislante es dada por el muelle o resorte metálico y la función amortiguadora es dacia por una malla elástica de acero que por fricción entre sus hilos frena el movimiento y evita las resonancias. Las ventajas de los resortes metálicos son: Son resistentes a los agentes agresores ambientales, tales como las temperaturas, corrosión, disolventes, etc. Permiten una dcflexión máxima. Son excelentes aisladores de bajas frecuencias. Las desventajas de los resortes metálicos son: No poseen casi ninguna amortiguación interna y por tanto la transmísibilídad en la zona de resonancia puede ser muy alta. Actúan como un corto-circuito para [as vibraciones ele alta frecuencia. Debe asegurarse cuidadosamente que no existen movimientos de vaivén. Un cuidadoso diseño evitará o disminuirá estas desventajas. Por ejemplo, la falta de amortiguación interna de estos resortes puede mejorarse colocando absorbedores en paralelo con los resortes. Los movimientos de vaivén pueden reducirse haciendo una selección adecuada de los resortes de tal manera que cacla uno tenga la misma deflexión. Además, este movimiento de vaivén puede disminuirse utilizando un bloque de inercia que posea una o dos veces la masa del equipo soportado, de esta forma se baja el centro de gravedad del sistema)' ayuda a una distribución uniforme de carga. Las transmisiones a través de los muelles de altas frecuencias, debido a una baja relación de amortiguamiento, puede ser eliminada utilizando apoyos de goma en serie con los muelles. Una relación de amortiguación típica suele ser del orden de 0,005.

11.2. Muelles de aire Los muelles de aire van desde los amortiguadores de las horquillas 302

de las motos modificadas

y diseñadas al objeto que se pretende

COI1-

seguir. Constan ele un cilindro o saco lleno de aire que actúa como muelle entre dos mitades e1elequipo. Variando la presión eleaire puede alterarse las características del muelle. Con montajes de este tipo es posible obtener frecuencias naturales de hasta 1 Hz. Para aquellas instalaciones donde sea necesaria una frecuencia natural muy baja o que la posición elel equipo sea crítica es normal acoplar estos muelles con un equipo ele control de nivel que varía la presión de aire a fin ele mantener el equipo al nivel deseado sin tener en cuenta el factor carga.

11.3. Montajes de caucho Silentblock En esta categoría se incluyen la mayoría ele los aisladores ele goma y ele neopreno en forma de hojas o bloques preformados, en los que el material está libre para deformarse lateralmente o dístorsíonarse en cizallamiento cuando soporta una carga. Dependiendo elel tipo ele conformación estos aisladores son capaces ele poseer frecuencias naturales del orden de 5 Hz. Son quizá los más económicos y tienen la gran ventaja eleser excelente su comportamiento a altas frecuencias. En caso ele movimientos bruscos O en zonas ele trabajo próximas a la frecuencia ele resonancia, o en aquellos casos en que un motor para ponerse a régimen debe pasar por la zona de resonancia, son totalmente recomendados debido a su amortiguación interna, caso típico de equipos de lenta puesta a régimen. La utilización de caucho natural está más recomendada cuando la zona ele trabajo está próxima a la zona de resonancia, debido ti su hístcresis natural. El caucho artificial es más recomendable en ambiente con elevada agresión física y química. Los elasrómeros pueden ser usados para trabajar a comprensión, a tensión o clzallamícnto. Sin embargo, son normalmente utilizados en trabajos de compresión y ele cizallamiento y rara vez en tensión. Los elastórneros se clasifican por un número ele su dureza (durometer). Los empleados en montajes de aislamiento oscilan de 30 a 80 curometer, 30 son blandos y 80 duros. La relación típica eleamortiguamiento de los cauchos naturales y neoprenos oscila alrededor ele D = b I b., = 0,05. La selección de un montaje con silentblock, se hace ele igual forma que con un resorte metálico. 303

Los montajes antivibrátiles con sílentblock pueden hacerse utilizando en paralelo cauchos con altos y bajos poderes de amortiguación a fin ele poder utilizar las ventajas de cada uno de ellos. Se deben tener precauciones en cuanto a la utilización de los silentblock. A altas frecuencias, donde las dimensiones del aislador son iguales a un número de múltiplos de la longitud ele onda elástica a través del aislador, se produce resonancia ele ondas. Estos efectos de ondas que en general no ocurre en aisladores muy

amortiguadores, hacen que en la salida de altas frecuencias de la curva de transmisibilidad aparezcan picos resonantes y así el aislamiento que verdaderamente se obtiene puede no ser el mismo ele lo que el modelo hace preveer. Las propiedades en cuanto a ventajas y desventajas para la elección de un adecuado montaje de caucho (natural o artificial) se dan en la siguiente tabla. TABLAXXX. CARACTERÍSTICASTÉCNICAS DE AMORTIGUADORES DE TIPO CAUCHO Ventajas

Desventajas

Natural

Alta resilencia, alta carga de rotura y alargamiento; amplia gam de durezas; poca flucncia y deformación remanente.

Temperatura máxima de trabajo 90 C aproximaaclamen te; no resiste aceites; envejecimiento y oxidación

Butadieno

Mejor resistencia a la abrasión y agresivos que el caucho natural.

No resisten aceites,

Butil

Alta resistencia al envejecimiento, oxidación ácidos, álcalis; impermeable a los gases.

Baja carga ele rotura, alargamiento )' resiIencía, muy inflamable.

Cloropreno (Neopreno)

Alta resistencia al caPropiedades moderalor, envejecimiento, oxi- das en varios impordación, autoextínguíble, tantes pumas, bien

Tipo

Estireno

(SBR)

304

envejecimiento y oxidación.

Tabla XXX. (continuación) Tipo

Ventajas

Desventajas

aguanta moderadamente aceites y agresivos; bue-

nas propiedades

en todo sin sobresalir en nada, salvo

flslcas. en envejecimiento.

Nitrilo

Buena resistencia al ca- Baja resistencia en lar y agresivos, aceite frío. y petróleos.

Thiocol

Máxima resistencia al aceite y disolventes.

SiJicona

Máxima resistencia al ca- Bajas propiedades fílar y frío. sícas, muy caro.

Bajas propiedades físicas, resistencia calor.

11.4. Tacos de fibra de vidrio preformados Estos son nuevos avances y consisten en unos tacos de fibra de vidrio comprímtda y envueltos en neopreno. El aire atrapado dentro ele la fibra ele vidrio proporciona un grado muy útil ele amortiguamiento y los aisladores tienen la ventaja de que su deflexión estática no varía linealmente con la carga. Como resultado, la frecuencia natural resonante se mantiene constante en un amplio margen ele carga. Es posible obtener frecuencias resonantes hasta elel orden de 8 Hz. Los aisladores de esta forma son muy adecuados para montar máquinas herramientas y prensas, donde se ha demostrado que son capaces ele una larga vicia bajo condiciones de impacto que han destruido rápidamente otro tipo de aisladores. También son muy convenientes utilizarlos en unión con paneles de madera para soportar las bases de hormigón. 11.5.Rellenos elásticos o resilentes sólidos Se incluyen en este apartado alguno de los diversos materiales utilizados en las estructuras amortíguantes de vibraciones, como son: aglomerados de corcho, fieltros, capas fibrosas, amortiguadores ele masilla v otros. 305

11.5.1. Aglomerados

de corcho

El aglomerado de corcho fue uno de los primeros antivibradores utilizados)' su uso está muy restringido, aunque siguen teniendo una gran importancia y poseen un gran campo ele utilización. El corcho no se utiliza en su estado natural para estas funciones sino en forma de aglomerados de distintas densidades según sus requerimientos y tipo de carga a soportar. El aglomerado de corcho es utilizado normalmente como elemento plano debajo ele! equipo, permitiendo deflexiones de hasta el 30'7(', sin modificar sus dimensiones laterales. Su relación de amortiguamiento D = b/b, es del orden de 0,05 a 0,06, equivalente a un caucho con una dureza de 50 a 60 durornetros. Para la elección ele la densidad del aglomerado ele corcho debe de tenerse en cuenta que la frecuencia natural del montaje antivibrátil varía con la densidad del corcho, de tal forma que la frecuencia natural se incrementa al aumentar la densidad. La elección del aglomerado se basará en conseguir la mínima frecuencia natural para unas densidades y espesores determinados por la carga a ser soportada, sin detrimento ele las características físicas del aglomerado y sin que las deformaciones laterales sobrepasen los límites exigidos. La Armstrong Cork Campan)' ha determinado la frecuencia natural del aglomerado de corcho (vibracork) en función de su densidad, espesor y carga soportada (Figura N.? 190). Dacio que la fabricación de aglomerados de corcho da lugar a problemas ele calidad estructural, se recomienda para llegar a obtener unos resultados fidedignos con un buen margen de seguridad, el multiplicar por 1,5 la frecuencia natural del sistema determinado en la Figura N.O 190. La transmisibilidad de este sistema puede hacerse a través de la expresión conocida ele:

f

ex =---

f""llIral

306

D

b

30~------~----------~----------~------~------~

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ESPESOR

1----

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25

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0.7

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1.4

L_

2.1

2.8

J_

~

3.5

4.5

CARGA, Kg Icm2 Fig. 190. Determinación de la frecuencia natural para aglomerados de corcho.

o bien,

utilizando la frecuencia corregida como la frecuencia natural y un D de 0,05. Como ejemplo podría ponerse un aglomerado de corcho de 10 cm de espesor de una densidad de 250 kg/m" y con una carga de 26,6 kg/cm2 que se ve sometido a una frecuencia de excitación de 40 Hz = f. La frecuencia natural del sistema fo, la tomaríamos elel ábaco de la Figura N° 166 Y nos cla 14 Hz. La frecuencia natural corregida = 14 x 1,5 = 21 Hz. 40 21 Sustituyendo T

=

1,9

en la ecuación:

1 + (2 x 1,9 x 0,06)2 + {2 x 1,9 x 0,06)2

0=-i,9)2

0,38

307

Luego la transrnisibilidad ele este montaje es ele 0,38, lo que supone un rendimiento del 62 % . El aglomerado de corcho se utiliza normalmente como basamento antivibrátil en bloques ele inercia, como posteriormente analizaremos, o incluso como puede vese en la Figura N.? 191, como sustentación del equipo al igual que un resorte metálico o de caucho. Fig. 191. Esquema de antivibrador de corcho.

3 4 5

6

1 2

3 4 5

6 7

Arandela rnetotico Aglom€'rado Arandela de goma Chapo de madero Lómina asfalto bituminoso Corcho Cosquillo de goma

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Su campo ele utilización dada su rigidez está en aquellas zonas de frecuencias altas por encima ele 3.000 rpm, o bien como control del impacto, o a frecuencias bajas inferiores a 400 rp111. Normalmente, se suelen proteger las placas de corcho de la penetración ele la humedad, de grasas y ele otros agentes con cartón asfáltico colocado sobre las mismas. A continuación se dan en las TABLAS XXXI Y XXXII las características técnicas de utilización más usuales del aglomerado ele corcho y en las Figuras Números 192 y 193 las deformaciones usuales del aglomerado ele corcho para un espesor determinado, en función de la presión aplicada para cada densidad.

508

AISLAMIENTO

mm

DE CORCHO 25 4

1,75 N

E

v

a.

'"e

1,40 1,05

'0

.¡¡¡

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0,70 0,35 0,4

0,6 üetormoclón mm

1,2

'1 1,40 ~ e 'o .~ 0,70 '

t: 0,6

1,6

Deformacion

mm

Figs, 192-193. Caracicrfsticas físicas ele aglomerados ele corcho.

1,75 N

E

~

s

1,40

e 1,05

·0 '¡ji

~ 0,70

o..

0,35 0,6

1,6

'"E

~ ~

3,2

2,4

Oeformocion

4,0

mm.

1,40

e

'0 '¡ji

e

0,70

o.. 1,6 Deformación mm

3,2

309

TABLA XXXI. PROPIEDADES DE LOS AGLOMERADOS DE CORCHO.

Tipo

Acústico Térmico Antivibrátil Antivibrátil Antivibrátil Antivibrátil

Densidad (kg/m')

Coductividad Media (kcal/m. H o C)

Resistencia a la flexión (kg/cm'')

0,032 0,034 0,041 0,044 0,045 0,049

1,4-1,6 1,4-2,0 2,7-3,2 3,9-4,5 5,0-5,7 7,4-8,2

80-10 100-130 175-190 210-225 245-255 290-320

TABLA XXXII. ESPESORES Y DENSIDADES DEL AGLOMERADO DE CORCHO RECOMENDADOS

recomendada (kg-C1)12) 6 (DaN/cm2)

Presión

Densidad (kg/m-')

Espesor (cm)

170-190

2,5 5,0 7,5 10,0 2,5 5,-

1,0-1,5 0,8-1,8 0,6-2,0 0,5-2,2 1,3-1,8 1,0-2,0

7,5 10,0 2,5 5,0

0,8-2,2 0,7-2,4 1,6-2,1 1,3-2,2

240-255

5,0 7,5 10,0 2,5 5,0

1,3-2,2 1,0-2,4 0,9-2,5 2,6-3,1 2,2-3,3

290-320

7,5 10,0

2,0-3,9 1,9-4,0

210-225

310

Fig. 194. Esquema de montaje antivihrátil ele un

torno mediante base ele inercia y corcho aglomerado.

11.5.2. Fieltros Los fieltros se elefinen como un tejido compuesto de fibras entrelazadas con una combinación adecuada al trabajo mecánico, acción química, humedad y calor, sin hilado, tejido sin puntadas. El fieltro puede fabricarse a base ele distintas clases de fibras ele lana, con o sin mezcla de fibras sintéticas, animales o vegetales. El resultado es un material fibroso bien compactado), ele espesores comprendidos entre 8 y 80 mm. Los fieltros suelen utilizarse para aquellos casos en que la deflcxión estática del sistema sea inferior a '1,58 mm. Su forma ele empleo consiste en colocar paneles de lienzos de fieltro del tamaño deseado debajo del equipo a aislar. Fig. 195. Esquema ele montaje anrivibrátil ele un compresor mediante base ele inercia y corcho aglomerado.

311

la SP.GR.:: PESO ESPECIFICO lf) Q.

35

u Z W ...J ~ 30 ce :::¡ ';t z s 25 u z

w :::¡ u w

oc u, 20

035

0.7

1.05

1.4

1.75

2.1

2.45

CARGA. Kg I cm2 Fig. 196. Frecuencia natural en fieltros sometidos a carga.

La frecuencia natural de los fieltros en función de su densidad y la carga que soportan se da en la Figura N° 196.

El fieltro tiene el inconveniente de que debe evitarse la sobrecarga dado que el desplazamiento en un principio es lineal con la carga hasta un 25% del desplazamiento: al aumentar la sobrecarga la rigidez aumenta rápidamente y con un desplazamiento del 50% la rigidez es diez veces superior a la que existía con desplazamiento del 25 'X,; por lo que debe evitarse siempre desplazamientos superiores al 25 %. Los fieltros más utilizados en el mercado son: Fieltros asfálticos. Están manufacturados por la impregnación de fieltros de papel, trapos o amianto ele varios espesores con asfalto ele varios grados de saturación. La densidad superficial suele oscilar de 0,83 a 1,40 kg/rn-. La forma más generalizada de utilización es mediante la adherencia de las superficies vibrantes mediante la base asfáltica. Desde el punto de vista aislante, se consigue mejor rendimiento cuanto menor cantidad de adhesivo se utilice. 312

11.5.3. Capas fibrosas. Paneles de fibra mineral. Los paneles de fibra mineral son buenos absorbedores de ruido, y en cuanto a la reducción de vibraciones tienen su campo limitado ya que tienen una frecuencia natural mínima alrededor de los 18 Hz, de donde su utilización como amortiguadores será para aquellos casos ele una frecuencia de excitación superior a 25 Hz (18 x -J 2 = 25,4). En la Figura N. o 197 se clan las curvas de respuesta para paneles ele densidad distinta y como puede apreciarse en los 18 Hz son prácticamente asintóticas. 34

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26

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18

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2.8

5.6

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3

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1

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8,4

11,2

16.8

19.6

Pt'so soportado por el Sistema Nw/cml

Fig. 197. Relación típica entre la frecuencia natural y el peso soportado por un sistema anttvibrarorlo ele fibra de vidrio.

11.5.4. Amortiguadores

de masillas

Estos amortiguadores se suministran en forma semifIuiela para aplicación con pistola o espátulas. Son de base asfáltica o de silicona y, debido a que su efectividad aumenta con rellenos, se suelen emplear materiales granulares ele alta densidad. La utilización de los amortiguadores ele masilla se basan en su bajo coste, una buena adherencia y un buen amortiguamiento al ruielo. La amortiguación con este tipo-de amortiguadores aumenta más que con el espesor de la masilla y con su peso superficial, esto es, kg/m". EstOSamortiguadores tienen su función propia de amortiguación 313

22,4

muy relacionada con la temperatura, rablemente al aumentar ésta.

disminuyendo

muy conside-

11.5.5. Otros amortiguadores -

Papel impermeable plegado. Las hojas de papel impermeabilizado dobladas actúan contra la vibración mediante fricciones internas, amortiguando éstas. El rendimiento de amortización depende mucho de su fabricación. -

Papel laminado de amianto. Con este sistema se obtienen resultados aceptables, semejantes a las masillas y a los fieltros asfálticos y además su resistencia a las altas temperaturas es muy aceptable. -

Mica laminada. Mediante finos trozos de mica pegados entre ellos se obtiene un amortiguamiento efectivo a la vibración.

11.6. Absorbedores dinámicos Hay un control completamente diferente a la vibración que lo constituyen los absorbedores dinámicos. Son de un particular valor cuando una unidad en vibración está sobre una estructura parcialmente resilíente, tal como grandes suelos o suelos de madera. Estos equipos constan ele una masa subsidiaria de un amortiguador o muelle unido a la máquina en vibración o su estructura. El esquema ele este sistema aparecen en la Figura N. o 198. La frecuencia ele resonancia ele este conjunto se asemeja a aquella ele la frecuencia dísturbadora, por lo que este mismo equipo se pone en resonancia por simpatía y absorbe la energía de! sistema en su amortiguación interna. Estos sistemas son notablemente efectivos en situaciones en las que hay una frecuencia ele resonancia dominante en el sistema. Esta puede ser una baja frecuencia. Cualquier aislador standard puede abordar el control de las frecuencias superiores de la baja frecuencia dominante del sistema que será controlada por e! absorbcdor dinámico. Esto es de importancia en ventiladores y compresores centrífugos cuando mediante un equilibrio 314

aerodinámico no se ha conseguido completamente. La magnitud ele la masa subsidiaria deberá estar en el margen de un cuarto a una décima parte ele la mas" en movimienro.

Fig. 198. Absorbcdores dinámicos.

Suelo

12. Análisis económico En la Figura N. o 199 se indica como varía el coste del aislamiento por tonelada ele máquina, a medida que aumenta el tamaño de la máquina. 'E t-

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Fig. 199. Coste de

sistemas ibrantes en los ;1 nriv

ventiladores.

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50

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0-4

1

5

10 315

Esto nos indica que el aislamiento necesario de grandes máquinas, por ejemplo de 5 Tm, es un poco más elevado que el montaje standard en el suelo. Curvas similares pueden aplicarse a compre-

sores y ventiladores. Mucho más interesante es la comparación de los costes elelos distintos sistemas de aislamiento cuando exista la oportunidad de elegir el sistema. La Figura N. o 200 nos indica de forma clara como el coste se eleva de forma evidente en un aislamiento en la medida que se reduce la frecuencia que se necesita aislar (máquina ele baja velocidad o alta eficacia en el aislamiento). ~ ...

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0.1 '" 235102030 FRECUENCIA DEL MONTAJE(Hz)

_ Resortes heticoidales --- Silenblok - - Moq'ueta de caucho _.- Corcho en caucho Fig.200. Costes comparativos eledistinros sistemas elemontajes antivibrátiles.

Esto se mitiga de una manera grande con respecto a graneles ventiladores centrífugos de baja velocidad, que entre uno de sus muchos problemas están los de la distribución de pesos. Para tales ventiladores puede ser más económico realizar un aislamiento acústico, También es interesante hacer notar que en la región de aislamiento de 6 Hz a 15 Hz, la utilización ele alfombras de goma O caucho (con perfiles especiales) es más caro que el montaje de tacos ele goma o caucho ele baja presión. Cuando sea posible es barato emplear corcho-engomado pero esto es raramente ele valor en la industria eleIngeniería Ambiental, puesto que el aislamiento verdadero contra la vibración no es muy bueno a menos que se exijan bajas eficacias en el aislamiento. Sin embargo es muy valioso en la región que se requiere un aislamiento acústico por encima de los 32 Hz. 316

13. Montajes en máquinas

típicas

13.1. Compresores de aire Los compresores de aire son los causantes de la mayoría de los problemas más difíciles que se encuentran. Sus tamaños oscilan ele acuerdo con la potencia desde pequeños caballajes a cientos ele caballos. En la mayoría de los casos se suelen emplear aisladores de muelle con bloque de inercia. Los compresores alternativos entran dentro de una categorización diferente, aquellos que consisten en un compresor y una unidad de accionamiento y aquellos en el que el compresor forma parte ele un equipo mucho más grande. En el caso de los compresores individuales estos deben montarse en una base de hormigón a fin de darle rigidez y también una masa adicional que reduzca el movimiento del equipo. En la mayoría ele los casos se utilizan muelles ele alta deflexi6n estática a fin de asegurarse que todas las frecuencias naturales son bajas con respecto a la velocidad de funcionamiento elel equipo. En general las fuerzas primarias y los acoplamientos se equilibran dentro cle la máquina, ele manera vertical, pero suelen existir fuerzas horizontales residuales que hacen que la vibración elel compresor puede solamente considerarse de una manera aislada de un movimiento simple de arriba a abajo. En aquellos casos en que el compresor forma parte eleuna gran unidad, el resto del conjunto servirá norrnalmente para la misma función que un bloque de inercia. 13.2. Compresores rotativos y enfriadores Cuando estos equipos se instalan en sótanos o sobre el suelo se puede emplear aisladores de fibra ele vidrio o ele goma rígida. Sin embargo, en montajes en pisos, es necesario llegar a montajes de muelles ele acero ,l fin ele evitar la resonancia del eelificio. 13.3. Prensas incUnables Estas deben montarse en aisladores muy rígidos tales como ele fibra ele viclrio o de goma y también deberían incluir un medio ele fijación ele la prensa sin cortocírcuítar los aisladores.

317

Los tacos seleccionados según la frecuencia resonante de 20 Hz serán adecuados para operaciones de impactos ele una frecuencia ele hasta 30 por minuto.

13.4. Prensas de movimiento vertical En estas prensas puede aplicarse lo comentado para las prensas inclinadas. No obstante suelen tener una mayor frecuencia ele impacto pudiendo llegar a 60 impactos por minuto. Normalmente con una frecuencia natural de 12 Hz serán adecuados para estos montajes.

13.5. Guillotinas - Pequeñas máquinas Deben montarse en aisladores de goma o fibra ele vidrio con una frecuencia ele resonancia alrededor de los 12 Hz. Grandes máquinas requerirán una base de hormigón para mantener [a rigidez y deberá estudiarse [a distribución ele los pesos dentro del sistema a fin ele realizar una correcta elección ele [os amortiguadores. Si el motor, volantes, etc., están situados en un solo extremo, la distribución ele los aisladores será tal que aunque su posición sea simétrica, la distribución del peso sea asimétrica.

13.6. Tornos y máquinas de laminación Estos pueden montarse sobre fibra de vidrio y goma con frecuencias de resonancia de 8 a 12 Hz. Los tornos con grandes bases rcqucrirán montajes sobre una base suplementaria de hormigón a fin de asegurarse que se mantengan las alineaciones.

13.7. Máquinas taladradoras de precisión

de estructuras

de precisión

y pulidoras

Estas normalmente requerirán montarse sobre bloques de inercia para reducir el movimiento, en casos muy especiales puede ser necesario utilizar muelles ele grandes clet1exiones. 318

Capítulo X Tratamientos acústicos en la edificación

1. Introducción El desarrollo tecnológico ha proporcionado a la sociedad un aumento de la calidad cle vicia de las personas que habitan las graneles ciu(jades, pero él la vez este desarrollo ha teniclo una secuela negativa muy importante, como es el aumento ele los niveles ele ruido de forma alarmante, tanto a nivel urbano como a nivel de la propia vi-

vienda. Los sistemas constructivos en la edificación han evolucionado ele forma importante entrando en la construcción gran cantidad ele nucvos materiales como hormigón, hierro, vidrio, plásticos, etc., lo que ha permitido disminuir ele forma importante los espesores tradicionales de los cerramientos, consiguiéndose unos elementos constructivos más ligeros y resistentes, lo cual unido :1 un creciente aumento de las tecnologías ele transporte vertical, han permitido una mayor ocupación del suelo y un importante desarrollo vertical ele nuestras ciudades. Este cambio arquitectónico ha traído consigo una gran transformación en los sistemas constructivos, al utilizarse sistemas con poca masa, a fin de conseguir una solución estructural óptima. Esta reducción de la masa ha provocado un gran problema acústico en los edificios. Este problema acústico tiene solución técnica si es analizado aclecuadamcnrc y se toman las medidas oportunas para sus soluciones. El problema de aislamiento acústico tendrá pues dos claras vertientes, bien se trate ele un edificio ele nueva construcción con materiales actuales, o bien se trate ele un edificio ele antigua construcción, que debido al aumento de los niveles de ruidos interiores v exteriores al mismo necesiten una mejora del aislamiento.

319

Tendrá asimismo distinto enfoque el problema cuando se trate ele un edificio ele viviendas o un edificio singular, caso típico de edificios ele oficinas, ele espectáculos, etc. La ubicación ele! edificio, dentro de los planes urbanísticos ele la ciudad, nos definirá los niveles de ruidos exteriores que nos van a inciclir sobre la edificación. Para el tratamiento del aislamiento de un edificio nuevo será necesario basarse en supuestos e hipótesis ele aislamiento más o menos contrastadas u homologadas de los materiales a empicar. El abordar un problema ele aislamiento de un edificio ya construido pasa por un detallado análisis espectral del sonido y la consiguiente evaluación técnica del problema. Analizernos conjuntamente el problema tanto para edificios ele nueva planta como para edificios ya construidos, dándoles las oportunas matizaciones que el caso requiera. El problema del aislamiento del ruido, cama ya hemos expuesto, es un problema de transmisión de energía. Esta energía puede ser transmitida por vía sólida, líquida o aérea. Las dos vías fundamentales son por vía sólida y aérea. Aunque la tercera vía puede ser ele importancia, caso típico de los ruidos transmitidos por la fontanería, y en consecuencia lo analizaremos en un capítulo específico. Esquemáticamente representamos estas dos fundamentales vías ele transmisión ele ruidos en la Figura N? 201. Analicérnoslas pues por separado.

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Tronsmisian

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por ruido

cereo

b) Transmisión por ruido estructural

Fig. 201. Distintos tipos de transmisióneleruidos en la edificación

320

2. Aislamiento por vía aérea

del ruido transmitido

La determinación de la necesidad de la cuantía del aislamiento a ruidos aéreos se obtiene de la comparación de los niveles de ruido existentes en una zona urbana determinada donde se ubicará la edificación y los niveles de ruido de fondo que se esperan conseguir en el interior de la edificación, de acuerdo con los criterios ele confort elegidos, si el edificio es de nueva construcción. Si el edificio o local está construido y tiene problemas de ruido, la cuantía del aislamiento se determinará por la diferencia entre los niveles de ruido de fondo existentes en el local con problemas y los criterios de calidad seleccionados para el caso. El problema de los ruidos producidos y transmitidos por las instalaciones de servicio se tratará en capítulo aparte. En las consíderaciones a realizar en edificios de nueva planta se deberá prever el ruido producido como consecuencia del propio desarrollo de sus actividades, tales como ruidos de electrodomésticos, ele personas, etc. Los niveles de ruido de fondo máximos recomendados para distintas situaciones que pueden utilizarse, además de los dados por los criterios de confort internacionales, curvas PNC, NC, ISO, etc., son los recomendados por la NBE-CA-82, en su Anexo 5 de recomenclaciones que a continuación reproducimos.

TABLAXXXIII. NIVELES Leq DE RUIDO DE FONDO Nivel Lec¡máximo de inmisión recomendado (dBA) Tipo de Edificio

Tipo

Residencial privado

Estancias Dormitorios Servicios Zonas comunes

Durante el día (8-22H)

Durante la noche (22-8H)

45

40 30

40 50 50

321

Tabla XXXIII. (continuación) Nivel LtX1 máximo ele inmi-

sión recomendado Tipo ele edificio

Residencial público

Tipo

Zonas estancias Dormitorios Servicios Zonas comunes Administrativo y de Despachos profesionales Oficinas Zonas comunes Sanitario Zonas de estancias Dormitorios Zonas comunes Docente Aulas Sala ele lectura Zonas comunes

(cIBA)

Durante el día (8-22H)

Durante la noche (22-8H)

45

30

40 50 50

40 45 50 45 30 50

25

40 35 50

La determinación de los niveles de aislamiento necesarios a realizar en una edificación de nueva construcción puede hacerse en base a lo recomendado en la Norma Básica de la Edificación NBE-CA-82 en la cual se especifica el procedimiento a seguir para cada tipo de cerramiento.

A fin de poder contar con otro procedimiento dístinto e1elexpresado por esta NBE-CA-82, reproducimos a continuación un procedímiento interriacíonalmente aceptado para el cálculo e1elaislamiento en edificios para viviendas. Este criterio es el dado en USApor el Departamento of Housing and Urban Developmcnt, publicación FTTS-24 para paredes, techos y suelos en edificios ele multivivíendas. Este criterio, establece tres grados de ambientes acústicos, de acuerdo con los tipos de urbanización donde se ubica el proyecto, la situación geográfica y los condicionantes económicos. GRADO 1.- Corresponde a aquellas zonas suburbanas y zonas residenciales donde los niveles "de ruido exterior se hallan durante

322

la noche en el rango de 35 a 40 dBA, o inferiores. ESte grado se puede aplicar a edificios de viviendas de lujo y para viviendas situadas por encima de la octava planta ele edificaciones convenientemente pro-

tegidas. GRADO ll.- Se aplica a viviendas de áreas urganas y suburbanas, con un nivel de ruido ambiental nocturno del orden de 40-50 dBA. GRADO IlI.- Se aplica a aquellas áreas ruidosas cuyos niveles de ruido nocturno son superiores a 45 dBA. A continuación damos una tabla donde se referencian los niveles de aislamiento que deben respetarse entre distintas dependencias, utilizando la nomenclatura y unidades ciadas por la ASTMStandard, el STC(Sound Transnussíon Class) y el HC Irnpact Insulation Class, que posteriormente estudiaremos como índice elereducción del ruido ele impacto. Para conocer los valores elelos STC y IIC ele los distintos materiales )' elementos constructivos pueden dirigirse al Bulletin of The Acoustical Materíals Association USA. En los anexos de este tratado se dan algunos de los STC de los elementos más comúnmente utilizados en construcción. TABLAXXXIV.AISLAMIENTODEL RUIDO AÉREO Y DE IMPACTO ENTRE UNIDADES DE VIVIENDA.

Fachaclas-cerramientos Forjados

Grado 1

Grado JI

Grado III

STC 55 STC 55 HC 55

STC 52 STC 52 IIC 52

STC 48 STC 48 lIC 48

TABLAXXXv.AISLAMIENTODEL RUIDO AÉREO ENTREPAREDES Y VIVIENDASEN UNA MISMA PLANTA. Función de la pared APTO A

APTO B

Dormitorio Living Cocina

Dormitorio Dormitorio Dormitorio

Grado 1

Graclo II

Grado III

STC

STC

STC

55 57 58

52

48

54 55

50 52 323

Tabla XXXv. (continuación) Función

de la pared

Grado 1

Grado II

Grado III

APTO A

APTO B

STC

STC

STC

Cuarto Baño

Dormitorio

59

56

52

Pasillo distribuidor

Dormitorio

55

52

48

Living Cocina Cuarto Baño Pasillo

Living Living Living Living

55 55 57 55

52 52 54 52

50 48

Cocina Cuarto Baño Pasillo

Cocina Cocina Cocina

52 55 55

50 52 52

46 48 48

Cuarto Baño Pasillo

Cuarto Baño Cuarto Baño

52 50

50 48

46 46

48 48

TABLAXXXVI. AISLAMIENTODE RUIDOS DE IMPACTOY AÉREO ENTRE VIVIENDASSITUADASEN DISTINTAS PLANTAS. Suelo/Techo entre viviendas APTO A

APTO B

Grado 1

Grado II

Grado 1II

STC IIC

STC IIC

STC HC

Dormitorio Living Cocina Salón estar Pasillos

sobre sobre sobre sobre sobre

Dormitorio Dormitorio Dormitorio Dormitorio Dormitorio

55 57 58 60 55

55 60 65 65 65

52 54 55 56 52

52 57 62 62 62

48 50 52 52 48

48 53 58 58 58

Dormitorio Living Cocina Salón estar Pasillos

sobre sobre sobre sobre sobre

Living Living Living Living Living

57 55 55 58 55

55 55 60 62 60

54 52 52 54 52

52 52 57 60 57

50 48 48 52 48

48 48 53 56 53

324

Tabla XXXVI. (continuación) Suelo/Techo

entre viviendas

APTO A

APTO

Dormitorio

sobre Cocina

Living sobre Cocina sobre Cuarto baño sobre Salón estar sobre Pasíllos sobre

Grado 1 B STC

Cocina Cocina Cocina Cocina Cocina

58 55 52 55 55 50

HC

52 55 55 55 60 55

Grado II

Grado

III

STC

HC

STC

IlC

55 52 50 52 52 48

50 52 52 52 58 52

52 48 46 48 48 46

46 48 48 48 54 48

Dormitorio sobre Salón estar Living sobre Salón estar Cocina sobre Salón estar

60 50 58 52 55 55

56 48 54 50 52 52

5246 52 48 48 50

Dormitorio sobre Cuarto baño Pasillo sobre Pasillo

52 52

50 50

48 48

TABLAXXXVII. AISLAMIENTO DE RUIDO AÉREO DENTRO DE UNA VIVIENDA Grado 1

Grado 1I

Grado III

Destino de las habitaciones

STC

STC

STC

Dormitorio a 'Dormitorio Living a Dormitorio Cuarto Baño a Dormitorio a Dormitorio Cocina Cuarto Baila a Dormitorio

48 50 52 52 52

44 46 48 48 48

40 42 45 45 45

Nota: Se procurará, siempre que sea factible, que las distribuciones

internas de las viviendas coincidan zonas semejantes (dormitoriodormitorio, living-living). Cuando ésta no sea factible procurar siempre seleccionar el máximo STC para la partición. Las puertas de los dormitorios y de los cuartos de baño se procurará que sean macizas y con buenas propiedades acústicas a fin de asegurar la intimidad. Para aquellos casos de diseño acústico distintos a los de viviendas, damos una serie de recomendaciones de los STCa utilizar según

325

el tipo y la función a que se destinará el local en cuestión, haciendo las consideraciones de que en aquellos casos que se deseen unas condiciones acústicas más restrictivas, según los condicionantes económicos, se puede elegir STC inferiores a los estipulados en las siguientes tablas para construcciones económicas de 3 a S puntos inferiores y para construcciones de mucha calidad, materiales y estructuras con valores de STC superiores en 3 ó S puntos a los facilitados aquí. Este criterio, establece asimismo, el aislamiento que debe conseguirse entre locales de distinto liSO y con distinta ocupación a fin de mantener un grado aceptable de calidad.

TABLAXXXVIII.SELECCIÓNDELAISLAMIENTOREQUERIDO STC ENTRE DISTINTOS LOCALES Tipo de ocupación

Tipo local

Área adyacente

Locales para ejecutivos, consulta de médicos; requerimientos especiales de tipo confidencial

Oficina

Áreas adyacentes Áreas oficinas generales Corredores y Lobby Servicios y lavabos Exteriores del edificio Cocinas y comedores Áreas de producción y equipos mecánicos

47 42 47 47 42 47

Áreas adyacentes Áreas oficinas generales Corredores y Lobby Servicios y lavabos Exteriores del edificio Cocinas y comedores Áreas de producción y equipos mecánicos

37 37 37 42 37 42

Áreas normales de oficinas; requerimientos normales.

Áreas empleadas para salas de conferencias o reuniones de grupos, conferencias de prensa, discusiones

326

Oficinas

Sala de Otras salas de conferencias conferencias Oficinas adyacentes Área general de Oficina Comedor y Lobby Servicios y Lavabos Exterior del edificio

S.T.C.

52

47 42 42 42 42 47 37

Tabla XXXVIII. (continuación) Tipo de ocupación

Áreas normales de oficina de delineación. Plantas de Bancos.

Tipo local

Sala grande de oficinas

Área adyacente

S.T.C.

Cocina y áreas dormitorios Áreas de producción o cualquier otra área interior ruidosa

47

Comedores y Lobby Exterior del edificio Área proceso de datos Áreas de manufacturas y equipos mecánicos Cocina y áreas de descanso

32 32 37 42 37

47

Oficina en fábricas, laboratorios, áreas de test

Almacenes, Oficinas y laboratorio

Áreas adyacentes Áreas producción, laboratorio Servicios, lavabos Comedor y Lobby Exterior del edificio

37 42 37 32 32

Moteles y hoteles

Dormitorios Adyacentes dormitorios Cuarto de baño separado Salas de estar separadas del dormitorio Áreas de comedores Corredores y Lobby Áreas de equipos mecánicos Exterior edificios, calles normales Tráfico pesado en autopista Ruido aeropuerto

47 47

Edificio normal ele colegio sin actividades extraordinarias u otros requerimientos especiales

Clases

Clases adyacentes Laboratorio Comedores o áreas de público Cocinas y áreas de descanso Almacenes Área de recreo Locales de música Área de equipos mecánicos Cuartos de baño y servicios Exterior del edificio

47 47 47 52 42 47 47 37 42 37 42 47 47 47 52 42 37 327

Tabla XXXVIII. (continuación) Tipo de ocupación

Tipo local

Área adyacente

Edificio normal de colegio sin actividades extraordinarias u otros requerimientos especiales

Locales para música o para funciones de teatro. Sajón de actos

Locales adyacentes para música o teatro Comedores y áreas ele público Áreas de prácticas Tiendas, almacenes Áreas de recreo Servicios

52 47 47 47 47 47

Locales de equipo mecánico Exterior del edificio

52 47

Edificio normal de colegio sin actividades extraordinarias y otros requerimientos especiales

Locales para Locales adyacentes de practicar práctica de música música Comedores y áreas de público

S.T.e.

47 47

Para la determinación de las necesidades de aislamiento acústico en edificios singulares, con altos niveles de emisión de sonido y elevados requerimientos de aislamiento, la norma U.S.A.,A.S.T.M.-336-77 establece los índices N.I.e. (Noise Isolation Class) como índices de aislamientos a emplear en diseños especiales. N.Le.

=

STC + 10 Lag _A_ donde: S

STC = Es el Sound Transmission Class del paramento. A = Absorción total del receptor en sabinos. S = Superficie de separación entre locales en consideración. Para salas de conciertos y audiciones musicales se dan en la Tabla XXXIX unos N.Le. recomendables a conseguir. Los datos expuestos aquí son recomendaciones Internacionales de buen uso en arquitectura. Cuando se desea obtener un aislamiento específico, con unos materiales determinados, se debe recurrir a los cálculos propios de aislamientos analizados en el capítulo «Aislamiento Acústico de Paramentos", donde se han estudiado los aislamientos reales de paredes simples, dobles y múltiples.

328

En la arquitectura contemporánea de interiores, cada vez se tiende más a la sustitución de la fábrica de obra convencional por estructuras ligeras de poco peso y gran aislamiento acústico, con estructura sandwich. Estas estructuras tienen la gran ventaja de su versatilidad, facilidad de montaje y rapidez, y por supuesto unas características acústicas excelentes. Las más utilizadas son las de yeso-cartón, aceros laminados lacados, contrachapados de madera, etc., y los sandwich conocidos por complejos porosos y estratos pesados impermeables. Dada la importancia y uso de estos tipos de estructuras sandwich en el aislamiento acústico vamos a analizar con detenimiento el comportamiento de estas.

TABLAXXXIX. CRITERIOS ACÚSTICOS PARAEDIFICIOS DE MÚSICA. N.Le. Mínimo recomendado entre Salas de Música Ruido Mínimo de fondo Sala Sala Sala Práct. Sala Sala Sala Sala Mús.

NC dB(A)banda orq. coro órgano rnús, udi. prac. coní. elect. Estud. dB(C) Sala banda Sala orquesta Sala coro Pract. org. Sala música Sala audit. Sala pract. Sala conjun. Música elec. Estudio

25 25 25 35 25 2, 35 30 30 30

36 36 36 44 36 36

44

65

65 62

65 62 59

62 62 62 54

65 62 59 62 59

65 62 59 62 59 59

57 S6 56 54 56 56 48

40 40 40

61 59 59 58 59 S9 52 55

62 62 62 58 62 62 54 58 58

61 62 62 58 56 56 52 55 58 52

103 100 97 100 97 97 94 97 100 94

2.1. Estructuras sandwich de paredes rígidas Son estas las más utilizadas y normalmente se estructuran mediante dos placas rígidas de cartón-yeso (pladur), madera contrachapada lámina de metal (acero o aluminio), separadas mediante una estructura de rigidización, bien de madera o bien de perfiles de acero laminados. El alma central se suele rellenar de material absorbente. 329

La determinación del aislamiento de estas estructuras puede hacerse por las expresiones de cálculo ya estudiadas de paredes dobles con puntos de unión por lineas (serían estos los perfiles de rigidización). Dado el uso frecuente de estos montajes, se han analizado en la

mayoría de los países donde su uso es frecuente, la curva de atenuación o pérdidas de transmisión TL, en banelas y tercios de octava. En España estos análisis se han realizado en los Laboratorios Torres Quevedo, ofreciendo a continuación en la Tabla XL los resultados de distintos montajes en estructuras sandwich. TABLA XL. AISLAMIENTO ACÚSTICO DE PARAMENTOS SANDWICH A BASE DE PLADUR. Aislamiento acústico TL Composición de pared doble dBA 125 250 500 1000 2000 4000 Hz Hz Hz Hz Hz Hz (1) Hoja. de pladur ele 13 mm por cada cara con estructura de galvanizado de 46 mm

43,5

41

36,S 43

50

49,5 53

44,5

19,5

33,5

44,5

52

47,S

42

39,5

19

24

25,5

35,5

. 39

35

(2) ídem a (1) con dos

hojas de pladur ele 13 mm para cada cara Ielem a (1) rellenando la cámara de aire con lana mineral de 20 kg/m3 ldem a (2) rellenando la cámara de aire de lana mineral de 20 kg/m3

35

43,5

52

58,S

58,5 57

52,5

(3) Una cara formada con tres hojas de 13 mm ele piadur y la otra con una hoja de 10 mm estructura galvanizada de 70 mm

28,5

38,5

46,5

53

54

51

47

Idcm a (3) con lana mineral en la cámara de aire de densidad 40 kg/cm3

31,5

43,S

49,5

55,5

59

54

50,5

(4) Cada una de las caras fabricadas con dos hojas de 15 mm de pladur-N y la estructura de 70 mm en acero galvanizado, con cámara de aire

22,5

37

48,5 54,5 52

47,5

43

330

Tabla XL, (continuación) Composición de pared doble

(5) Cada una de las caras fabricadas con dos hojas de 15 mm ele pladur-N, estructura galvanizada de 70 mm y cámara de aire rellenada con fibra de vidrio de 40 kg/m3

____

A_is_la_Il_1i_el_1t_O_a_c_ús_t_ic_o_T_L __ ~ clBA

125

250

500

Hz

Hz

HZ

1000 2000 4000 Hz

Hz

Hz

36,5

45

52,5

60

58

59

54

22

24

27

31

30,5

32

29

estructura metálica galvanizada de 39 x 39

22

24

27

31

30,5

32

29

ldem a (7) agregándole a cada hoja un pladur-N de 13 mm

26

27,5

29,5

36,5

38

42

34

26,5

34

36,5

43,5

45

55,5

42

a cada cara un panel de pladur-N de 13 mm

32

41

44

53,5

56

63,5

49

Idem a (9) rellenando la cámara de aire con fibra de vidrio de 6,5 kg/m3

31

45,5

54,5

65

63,5

65

51,5

(6) Pared de una hoja de

pladur-cel (2 hojas de 10 mm con cartón), montantes de madera de 40 x 40 cm (7) Idem a (6) con

(8) Pared doble de dos hojas de pladur-ccl,

separadas 45 mm (9) Idem a (8) agregándole

Se dan a continuación una serie de estructuras sandwich tipos de uso común en US,A_, con distintas acciones constructivas orientadas a aumentar su aislamiento acústico. En todos estos montajes se puede apreciar sus curvas de atenuación sonoras TL y el aumento de su aislamiento acústico al incorporar a las estructuras bases otras acciones correctoras. Figura N.O 202-208. 331

Fig. 202. Estructuras sandwich.

95mm Bando NO

25

20

30

40

IlB

60

~

al u 50

e

jI

I

:

",,1/

'"e

Ii

:~ 40

E

'" g

35

lt

e

30

,

'-

o

a. '"20

I

'1

f'"

!\¡..o

~ u

.~ 10

5

1 100

512

5

1000

1

10000

Frecuenciaen Hz CURVAN° CONSTRUCCION A Per!il acero laminado63,5mm. 2 placas Gypsum Board 15mm. B ídem curva e, con lamina de plomo de 0.4mm y fibra de vidrio de 50 mmy 32 kg1m3. C·

._----

Idem curva C,con cinta de butilo en lospertiles

STC 29 48 46 (Estim.)

332

Fig. 203. Estructuras sandwich.

20

25

Sonda NO. 30

35

o e

000

:' ... 8. 1/13 .g

o

1\

00

1\

II ~~ :

'O

~ :1,

I

A

,

~w

1

~2 o

1.

5

CURVAN°

.~.

00

1 2 100

5

1 2 1000 Frecuenciaen Hz

5

1 10000

CONSTRueelON

STC 29

A

Partición standard de gypsum board

S

Idem o A. adosondole un panel con rostrel de 39 madera de 25x50 y seporoción de rostretes K'cm. panel de fibra de vidrio de 25mm. lamina de p10mo de O.4mmy acabado en placa de gypsum15mm

e

Idem a B con rostreles de 50~50mm en sustitución d~ 25x50mm. .

----~--

41

333

Fig, 204, Estructuras

sandwich.

66,7 mm SANDA NO

25

20

en

30

35

.... -j':'

60

'O

e

~ 50 e o

V

'Vi

~ 40 e

g

8. 30

40

,

!

1, I I

I

VI

a

J

vI'·

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~ 20

11 "

....

V

I

¡

I V .... ~....¡ S ~ ~I' ,- l l t

+

V

-

'a; n,

-

'

\

; I

' ATtt¡

1,

:

I

-Tij1t~ +- -ti1,

10 I

I

-1 512

512 100

CURVA N°

1000 Frecuencia en Hz

5

1 10000

CONSTRUCCION Panel sandwich con dos placas de yeso de 13 mm, y montante de acero,

36

S

Idem curva 28, con lamino de plomo de 0,4 mm y panel de fibra de vidrio de 40mm,

47

PANEL SANDWICH DE YESO CON PERFILERIA METALlCA , EFECTO DE RELLENO DEL ALMA CENTRAL CON LAMINA DE PLOMO Y FIBRA DE VIDRIO,

334

STC

A

Fig.205. Estructuras sandwich.

Banda NO. 25 30

20

35

40

60 ID "O

~

el; 50

11

e '0 iñ

i.l.bll

E 40

Ir

111

e

e

I~

1'11

+ '

8 A

I

1-"

:o 30 a.

.

~

111

.g 20

- ..

1

ii .Ií;

a.

lO

5

512

1

lOO

1000 Frecuencia en Hz

5

1

10000

CONSTRUCCION A

Panel sandwich con dos placas de yeso de 13mm, con roslreles de madera de

STC

37

5Oxl00mm. B

Idem curva 33. con lamina de plomo de 0,4mm y fibra de Vidrio de 90mm.

41

PANEl SANDWICH DE YESO CON MONTANTESOE MADERA. ~TECTU nr RELLENO DEL ALMA CENTRAL CON LAMINA I1F f'I.OMO y fiBRA OE VIDRIO

335

Fig_ 206_

Estructuras sandwich.

BondoNO

25

20

30

ro 60 -o

.~ .l~

e QI e 50

40

35

• _.=4

.~I'

-o iñ

.~íI

-~

e 4(J

g

~1I

I,

i:V

5

a. 30 VI

-8

C

~

'rí'7

,I

-QI

a,

11

I

- -- -

10

5

1

lOO

2

5

I

1000

5

1

10000

Frecuenciaen Hz CURVA N°

A

CONSTRUCCION

38

B

Idem curva A, con lamino de plomode 0,4mm

43

C

Idem curva A, con lamina de plomode O,Bmm

46

--------------_----------

-_-----------------------------

336

STC

Compartimentode oficina en chapa de acero con alma de-fibra de vidrio .

---- ------

fig. 207. Estructuras sandwich.

20

25

Banda NO 3

40

35

.~ 60

¡;

(D

u ~5

L·b

o

~.

·8 .¡¡¡ 'E 4o tIl

_I

::3 o

l.

e

R'~,!I

a. tIl

JC,II'"

~2 o

le'

.a; Q.

o 5

1

100 CURVA N°

1)'

,~

:

e

~

1 2 1000 Frecuencia en Hz

2

5

5

1

10000

CONSTRUCCION

STC

A

Compartimentaciónde oficinas en módulos-pretobriccdos.

36

B

Idem curvo A, con rostrel de madera de 25x50, panel de fibrc de vidrio de 25mm,lamina de plomo de OL.mmy acabado en panel de Clglomeradode madera de 6 mm.

42

C Idem curvo B, sustituyendo el panel de aglomerado por ________ una_~aca de gypsum~d~e_l~3_m_m __. _ O Idem curva C. con rastre! de 50xSOmm, en vez de 25x50mm

47 SO

337

Fig.208.

Estructuras sandwich.

BANDA NO 20

25

I~

co "O

..

e 50 Q)

~

e Vi

EVI

Y

v

1\1-11 ...

..

40 i) I

!.

e

g

-'rl-

40

35

1'.

.. _.-

60

·0

30

..

~

30

(5 a.

..

......

B ~ A~

~ 20 u Ü

-~ 10

5

CURVA N°

1 100

5

1 2 1000 Frecuenciaen Hz

5

1

10000

CONSTRUCCION

STC

A

Panel sondwich de placas de gypsumde 15mm. dos bminasde plomo de 0,4mm y placo de tibro de vidrio de 30 mm y 96 kg/m3

46

8

Idern. curva A. con panel de gypsum de 13 mm

47

en vez de 15mm.

2.2. Estructuras sandwich de pared no rígida (Complejos fono-aislante)

Estas estructuras están formadas normalmente por una pared rígida y adosada a ésta (pegado o soportado por puntillas, perfiles, o listo-

nes) Ull material no rígido compuesto de dos partes, un es tracto ele material poroso absorbente y pegado a este un estracro pesado impermeable no rígido conocido por SEPTUM. El material absorbente normalmente usado está formado por subproductos de hilaturas y tejidos y el material impermeable a base de cauchos, cargados con material inerte. Lógicamente pueden montarse estructuras múltiples adosando sucesivamente capas de estos materiales. La particularidad de estos montajes acústicos radican en la mejora del aislamiento acústico que proporcionan a cerramientos y estructuras convencionales en el ancho ele banda conversacional. La mejora del aislamiento acústico que proporcionan estos complejos al ser adosada a una lámina (acero-pladur-madera) viene dado por la expresión: TL

=

[1' '"

40 log(flfr)

500

~IK eI.m

'V

m

MI" M2 MI + ¡VIl

donde: k = Módulo ele compresión del estrato poroso intermedio

en

kg/cm-.

el = Espesor del estrato poroso en cm. MI Masa superficial de la lámina (kg/m') M2 "' Masa superficial eleI septum (kg/m-') Normalmente se utilizan complejos, con una masa del septum ele )-7 kg/m2 y un espesor de estrato poroso ele 20-30 111m. Para estos productos la frecuencia ele resonancia ele los montajes suele estar comprendida entre J 50-300 Hz. Podernos resumir que el comportamiento en cuanto a la mejora elel aislamiento acústico ele estos materiales es debido a que actúan como paredes dobles, sin ligazón rígida entre ambas superficies, ya 339

que normalmente se pega a la pared rígida por la superficie del estrato poroso, no existiendo ningún puente acústico. Debido a que el septum posee una rigidez muy débil a la flexión, su frecuencia

de coincidencia fees suficientemente elevado, aún para espesores importantes, por lo que.ie! efecto de coincidencia no aparece y sólo aquel debido al soporte rígido puede manifestarse. Cuando esto sucede, se encuentra muy atenuado por el sandwich. Estrato poroso: Poroso 1 111, lámina 0,8 mm (6 kg/m2);

Septum 5 kg/nr'

Poroso 2 cm, lámina 0,8 mm (6 kg/nr'), Septurn 5 kg 1m2 Poroso 3 cm, lámina 0,8 mm (6 kg/m2); Septurn 5 kg/m2

Poroso 4 cm, lámina 0,8 mm (6 kg/m"),

SeplUJ11

5 kg/m2

dB 50

ss w ,_

50

z

<1 ...J

Vl

45

~ o :z o u. o ,_

40

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15 lO

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o

o

...J

<1 ...J

....

<1

la 15

so

100

200

500

1000

2000

5000

FRECUENCIA

340

10000 Hz

En la Figura N," 209, se representa la mejora del aislamiento acústico proporcionado al aplicar a una lámina de acero de 1 mm, distintos complejos fono-aislantes. Resulta a veces ele gran interés conocer ele que forma se puede aumentar el aislamiento acústico (STe) el! medios aéreos en algunos elB, para particiones y cerramientos de tipo convencional de obra de fábrica O en estructuras sandwich. Pues bien, a continuación damos unas reglas de buen uso que proporcionan unos resultados aceptables. En cerramientos o particiones con estructura sandwich, como una pared doble de dos hojas (yeso-cartón, aglomerado de madera, etc.),

Aumentando a doble el peso de una cara + 3 puntos Aumentando a doble el peso de dos caras + 5 puntos Sustituyendo el acople o sujección de una cara con respecto a la otra (fijación al listón de madera) para un sistema resílenre En una cara + 6 puntos En dos caras + 10 puntos Aplicando una placa ele material absorbente entre la placa y el montante de sujección o listón de madera. Para las dos placas + 10 puntos Rellenando la cámara de aire con fibras de materiales absorbentes + 5 puntos. Particiones con obras de fábrica (ladrillos, hormigón, etc.), Cubriendo la pared con 13 mm de yeso: En una cara 2 puntos En dos caras 4 puntos Utilizando una placa flexible (yeso-cartón, aglomerado ele madera) separada con listones de madera de la pared dura y fija: En una cara 7 puntos En dos caras 10 puntos Idem utilizando montajes resilentes (absorbedores ele vibración): En una cara 12 puntos En dos caras 15 puntos

Página anterior Fig. 209. Mejora del aislamiento acústico producido lámina desnuda al adicionar UllOS conjuntos fonoaíslantes.

en una

341

Utilizando material absorbente entre la superficie dura y la placa flexible sobre soportes de madera o resilentes. En una cara + 3 puntos En dos caras + 5 puntos Separando las dos hojas elela pared de ladrillo más de 100 mm + 15 puntos La utilización creciente de falsos techos desmontables con o sin losetas acústicas, merece un análisis especial de los mismos en este capítulo. Los falsos techos son una vía muy importante de transmisión sonora entre locales adyacentes si no son tratados adecuadamente, o bien si el material utilizado no es el idóneo. Un esquema de transmisión sonora a través del falso techo entre dos oficinas adyacentes se da en la Figura N.O 210.

Fig. 210.

En USAse han normalizado unas pruebas de aislamiento a fin de determinar el factor de aislamiento acústico de los falsos techos acústicos existentes en el mercado. Este índice es el «Ccíling Attenuation Factor» (C.A.T.)el cual proporciona un valor cuantitativo de aislamiento en STC para la vía techo-plenum. Las recomendaciones necesarias a utilizar en un montaje de techo acústico a fin de conseguir un aislamiento aceptable son: Los falsos techos no deben de poseer contactos rígidos con los elementos estructurales (forjados, pilares, paredes, etc.). Se deberán suspender en forma elástica. La cámara de aire mínima recomendada será de 30 cm. Se deberán colocar materiales absorbentes en el falso techo, 342

por el lado del forjado y si es factible en ambas superficies interiores. El STC del falso techo puede estimarse a partir elel STC de los materiales utilizados, restándole de 4 a 8 puntos en concepto ele defectos ele montaje. comenzando

Los factores determinantes de una calidad de aislamiento acústico de los techos suspendidos modulares con losetas acústicas vienen dados por las características acústicas de aislamiento y absorción de las losetas propiamente dichas y de la perfección del sistema ele montaje. Las condiciones que deben hacerse patentes en toda obra de techo acústico suspendido son: Cuidar de forma muy importante la unión tabique-techo, cuando este es el mismo para dos O más locales y se desliza entre los distintos locales modulares. Deben utilizarse paneles especiales si los hay y si no, ciar una solución de sellado lo más perfecta posible a esta unión ele techo-pared. Evitar todo tipo de juntas sin cubrir en el montaje y grietas en las losetas. Cuando los locales son irregulares y las losetas son modulares, cuidar mucho las esquinas y rincones, ya que serán zonas de puentes acústicos. En la atenuación total del ruido entre dos locales adyacentes con techo común, considerar que la atenuación global se rige por aquel de mínima atenuación. Los requerimientos acústicos que se les suele exigir a un techo acústico suspendido, esto es, el «Cciling Attenuatíon Factor", para conseguir una buena atenuación a la conversación una intimidad, es elel orden de 35 a 40 dB. Cuando lo que se desea es aislar un local ruidoso, se suelen seleccionar techos con factores ele 40 a 50 dB. En la práctica a fin eleevitar la transmisión elel sonido por el falso techo ele un local a otro adyacente, se deben realizar algunas ele las siguientes acciones: Revestir las losetas acústicas por el lado del falso techo con material acústico aislante-absorbente a fin de eliminar las fisuras y los puntos débiles. Interponer barreras aislantes entre las separaciones de los dos locales. 343

Estas dos acciones se representan en la Figura N.? 211. Loseta acústica s t and ard Revestirmento de la toseta

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Fig. 211.

4i.

Estimamos que hemos abordado el problema en su conjunto, en lo referente al aislamiento acústico de particiones constructivas tanto de obra de fábrica como de estructuras sandwich o techos modulares suspendidos. Es de ímporrancía vital el comprender que los índices de aislamiento que se han utilizado, esto es, el STC, son de buen uso para ruidos con espectros sonoros a medias y altas frecuencias, pero que no deben servir como base de datos en aislamientos, cuando los ruidos sean de tipos distintos como sucede a bajas frecuencias. Con espectros sonoros de bajas frecuencias el aislamiento proporcionado por particiones, no obstante conocer su STC, se suele obtener un aislamiento muy inferior al definido por el índice. Lo aquí expuesto tiene una utilidad demostrada para uso de aislamiento convencional de viviendas y oficinas. El tratamiento de locales singulares, como salas de máquinas, discotecas, etc., debe hacerse en base a cálculos minuciosos de paredes dobles y múltiples, con la consiguiente complejidad.

3. Aislamiento de ruido transmitido por vía sólida La otra vía importante de transmisión de ruido en el interior de una 344

edificación es la transmisión por ruido estructural o sólido, provocado bien por un equipo en vibración instalado en el edificio, o en otro anejo, teniendo ambos una estructura rígida solidaria común, o bien por el propio impacto sobre cualquiera ele sus paramentos horizontales o verticales. En el análisis de la transmisión estructural del ruido, se deben tener en cuenta no sólo los sonidos transmitidos en el ancho de banda audible, sino también aquellos considerados como infrasonidos, esto es, inferiores a 20 Hz, los cuales son percibidos por el hombre a través de la propia vibración de su sistema muscular-óseo. El cuerpo humano es capaz, bajo ciertas condiciones, de detectar pequeñas amplitudes de una superficie en vibración, del orden de 0,001 mm. La sensación a las vibraciones del cuerpo humano ha sido muy estudiada a lo largo de los últimos años, y son conocidas las curvas de respuesta al cuerpo total de «Reiher-Meister», Figura N," 212 para relacionar la sensación de incomodidad con la amplitud de las vibraciones y la frecuencia de éstas. El problema de transmisión de vibraciones por vía estructural va más allá del problema de molestia a los usuarios, pudiéndose llegar a un importante daño estructural debido a las vibraciones inducidas al.edificio. 0·001 inchn

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Fig.2J2.

10 AMPLITUD

103 DE LA VIBRACION

Escala ele Reiher Meister. Sensación

(Micras)

humana a la vibración.

345

En la actualidad hay poca información seria en cuanto al daJ10 específicamente debido a las vibraciones en los edificios y los debidos por otros factores que pueden tenerse en cuenta, como tamaño y tipo de edificios, métodos adoptados en su construcción, las fatigas propias de los materiales de construcción y las posibilidades ele resonancias. La información a este respecto que se considera más fiable es la que a continuación damos en la Figura N.O 213 para el rango de frecuencia entre 5 y 50 Hz. 0<>01

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11

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lOJ AMPLITUD DE LA VI8RACION (micras) 102

1

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1()

Fig. 213. Posiblesdaños en los eclificios por vibraciones.

Generalmente puede afirmarse que cuando la vibración ha causado un daI10 importante a un edificio, se ha podido constatar que esta vibración les era molesta a los ocupantes, mucho antes de ocurrir el daño estructural. Puede suceder que vibraciones en estructuras dentro el rango infrasónico, esto es, inferior a 20 Hz, pudieran inducir vibraciones en una partición O en una losa, de una gran amplitud a muy bajas frecuencias. Estos movimientos de las superficies tenderán a causar en los conductos y tuberías fijadas a estos elementos, o en techos suspendidos, una generación de ruido cuyo espectro está centrado en la frecuencia de resonancia de estos materiales y de sus armónicos.

346

Para frecuencias por encima de los 40 Hz, la energía vibratoria puede ser de tal magnitud que ponga en vibración una superficie plana, produciendo una radiación sonora de considerable magnitud, que será función fundamental de la superficie en movimiento y de la velocidad del movimiento ondulatorio de esta. El nivel de potencia sonora radiada por una superficie puede ser determinada a partir del ábaco dado en la Figura N.? 214. Fig. 214. Nomograma para la determinación del nivel ele potencia sonora radiada por una partición.

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10-11

10 20

10-9 1O-iI

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30

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10-' 10~ 10~ lO"" 10-3 10"Z

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DE LA

SUPF~FICIE or.a'S) m2

120

R.M.5. VELOCIDAD 10

130

lOZ

1-40

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1&0

(VI

m'. Nivel de

Potencio S.W.L Radiada

dB Ref. 1O"12W

A veces es necesario disponer de datos sobre criterios de calidad acústica en locales especiales destinados a locutorios de radio, o TV, los cuales deben estar ubicados en estructuras sometidas a vibraciones de equipos. Esta información se da en la Figura N.O 215.

347

Fig. 215. Relación entre la vibración del suelo (g) y la frecuencia en un espectro de B.O. para conseguir una determinada curva Ne.

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O'lrt---r--~--+---+---~~~~~

a:

¡O

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FRECUENCIA

(Hz)

Los valores expuestos en esta figura pueden utilizarse como hipótesis de partida en el establecimiento de los valores máximos de aceleración permitida, para vibraciones estructurales, en los díse¡10S acústicos donde se desee conseguir un determinado nivel sonoro de ruido de fondo, en base a una curva NC. Una vez abordado el problema acústico ocasionado por transmisión estructural de ruidos y vibraciones generados por equipos instalados en los edificios, vamos a analizar el problema ocasionado por el choque de un sólido contra una pared, suelo o techo, que es el más frecuente de los problemas que aparecen en la construcción, fundamentalmente en la construcción de viviendas convencionales. Los ruidos de impactos pueden definirse como aquellos que tienen su origen en una excitación directa de una superficie por un golpe de corta duración; son los casos más típicos de transmisión de ruido de pasos, carreras, caídas de objetos, etc., sobre las solerías en viviendas de construcción vertical. El procedimiento general que se utiliza para impedir o disminuir la transmisión del ruido generado por el impacto consiste en realizar un corte elástico entre el revestimiento del suelo y el forjado o suelo portante. El procedimiento más simple y económico consiste en la utilización de moquetas o revestimientos con materiales naturales o sintéticos de gran amortiguamiento interno, entre los que englobaríamos

348

el corcho, fibras minerales y vegetales, materiales sintéticos como polietileno, acrilonitrilo, propileno, etc. Como dato de base sobre el aislamiento deseado en un forjado, la normativa legal francesa, establece para el caso: el aislamiento de los suelos, incluidos los revestimientos de los mismos, debe de ser tal que el SPL que se perciba en cada habitación no sobrepase 70 dE (A)durante las caídas, choques o desplazamientos de objetos o de personas que provoquen sobre el suelo impactos semejantes en intensidad, marcha y cadencia a los descritos en la norma francesa S 31.002. Debe de hacerse la salvedad, comparando con la transmisión aérea, que si se quiere aislar un ruido de impacto no influye el aumento de la masa del suelo, ya que las pérdidas por transmisión son sensiblemente las mismas para una losa de 11 cm, 15 cm O 25 cm. Por tanto, podemos decir que para aislar el ruido de impacto sólo se tiene en cuenta el revestimiento del suelo, o la cámara flotante a realizar entre la solería y el forjado (Suelo flotante). Para definir la calidad en el aislamiento a un ruido de impacto el Instituto Francés e.s.T.B. en su cuaderno 5-/399, define el índice «o» de mejora de ruidos de impacto para los distintos materiales de revestimiento de suelo. Este índice se basa en la comparación de las mejoras con relación a la losa desnuda, que se obtiene por la colocación del material de control a un impacto normalizado. Normalmente está establecido que para que un revestimiento de suelo sea satisfactorio es necesario que su índice de mejora sea superior a 21 dB y se compruebe con la práctica que todos los revestimientos con un índice superior a 21 dB permiten obtener un nivel sonoro inferior a 70 dB (A). Hemos comentado que el espesor y densidad del suelo tienen poca importancia en cuanto al control del ruido de impacto; sin embargo, es aconsejable que cuando la densidad superficial del suelo sea inferior a 350 kg/m", el índice c1ebe ser igualo superior a 25 dB a fin de obtener un nivel sonoro inferior a 70 dB (A). En la Tabla XLI se clan los ínclices de los materiales de uso más común en la arquitectura.

349

TABLA XLI. IN DICES DE MATERIALES UTILIZADOS Recubriuuenros

lndicc

Alfombra vinílica sobre papeles de fibras de madera comprimidas de 0,4 cm y paneles ligeros de 2 cm ele espesor de fibra ele madera

.

Alfombra termoplástica sobre cartónlfieltro de 700 g/m1

21

20

.

Alfombra de varias capas, con capa de desgasteen plástico o caucho, sobre subcapa celular ele 1,5 mm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . .

20

Entarimado a la inglesa sobre ristreles simplemente colocados sobre el suelo o fijaelos en él (por clavado especial o por empotramiento en yeso o betún) .

19:120

Entarimado mosaico pegado sobre paneles ligeros de I cm ele espesor de fibras ele madera impregnada de alquitrán ...

19:1 21

Losa vinílica sobre subcapa de 1,5 cm de hormigón ele corcho y fibras ele m~ru.............. . . Entarimado en espinapezde roble colocado en baño de betún sobre arena

19 .

19

Losa flotante de 4 cm de hormigón armado, sobre alfombra de fibras vegetales de I cm .

18

Enrarimaelo mosaico pegado a corcho aglomerado de 0,4 cm

18

Entarimado mosaico pegado sobre capa de hormígón ele serrín, espesor de /í cm, moldeada directameme sobre losa . .

18

Alfombra ele caucho compacto de 4 mm

.

18

Alfombra de vinilo revocada sobre fieltro ele 500 g

.

17

Entarimado mosaico pegado

.

8 7 5 a 10

Linóleo Alfombra ele vinilo prensada sobre base textil

'"

.

.

Alfombra o losas plásticas sin base textil ni subcapa elásrlca incorporada Moqueta corriente sobre arpillera

.

Alfombra de terciopelo COI1 pliegues o fijada

.

Alfombra vinflica homogénea, colocada por tensión entre plintos sobre arpillera de fieltro de 800 g/m3 .

1

a5

30 a 40 ?JI)

32

Losa flotante de 4 cm de hormigón armado sobre I cm de fibras minerales largas .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

25 a 30

Alfombra de caucho con subcapa celular ele 4 mm .....

25 ~133

Entarnnndo ele paneles, florando sobre 2 cm de serrín de madera impregnado ele betún .. ... ... .. ... ... ... Entarimado de ristrales flotantes sobre liras de fieltro a baseele corcho bituminoso (granos ele corcho ele 4 mm), o sobre paneles ligeros ele 1 cm de espesor ele fibras de madera impregnada de alquitrán Entarimado de tableros, flotando sobre paneles ligeros de I cm de espesor de fibras ele madera impregnadasde alquitrán . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Losa flotante ele hormigón armado de 4 cm sobre granos de corcho adheridos a fieltro bituminoso (espesor de la subcapa, 13 mm) . . . . Alfombra PVC ligera sobre espuma PVC 3,5 III . Entarimado en espinapez puesto directamente sobre el suelo o con interposición de arena o de paneles ligeros
350

28

25 24 21

23 22 a 25

Tabla XLI. (continuación) Recubrimientos

lndicc

Losa flotante de 4 cm de hormigón armado sobre granos de corcho adheridos a fieltro bituminoso (espesor de la subcapa, 8 mm) . . . ... ... ......

21

Enlucido vinííico sobre base de aglomerado ele corcho armado de un tejido de yute" , .. . . .. .. . .. . .. . . .. ' " ..

21

Alfombra vinílicn aplicada sobre fieltro de 700 g/m" (como mínimo) . . . . . . . .

16 a 22

Solera flotanre de 4 cm de hormigón arruado sobre base 2 cm de cascarilla de :lrroz aglomerado con betún ... .......... ... ... ... ... ... ... ..

21

En España la NBE-CA-82define una serie de materiales que adecuadamente colocados proporcionan una mejora del aislamiento al ruido de impacto, en elB (A).

Solución constructiva

Mejora elel aislamiento al ruido ele impacto en elBA

Pavimentos Plásticos (PVC, amianto, vinilo) Flotante ele hormigón sobre fieltro Plástico sobre corcho Plástico sobre fieltro Parquet de corcho Plástico sobre espuma Flotante ele hormigón sobre fibra mineral Moqueta Flotante de Parquet Moqueta sobre fieltro Moqueta sobre espuma

16 18 20 22

Techos Falso techo flotante

10

2 6 7

8

la 11

15

En USAse emplea un índice de calidad en cuanto a aislamiento de los impactos, definido por el Impact Noise Rating (INR) que representa un espectro ele confort en un análisis de banda de octava, en un ancho de banda de 125 a 4.000 Hz.

351

El boletín anual de la AlMA publica una lista de aquellos suelos ensayados y con el índice INR obtenido por comparación con uno determinado como standard, al cual se le asigna el valor de referencia INR = O.

De acuerdo con cual sea el destino del local, este valor de INR es aconsejable que sea menor o mayor que el standard. Habitación por debajo del techo

INR

Habitación de casa particular Aula de escuela Oficina Auditorio

-5 -5

O

+5

Existen tablas publicadas por la ArMAen las cuales aparecen las mejoras del INR, al realizar unos determinados revestimientos de suelos por moquetas, alfombras, corcho, fibras minerales o vegetales, materiales sintéticos, etc. En aquellos casos de un revestimiento duro del tipo embaldosado o con losas plásticas hasta hemos considerado como sistema de lucha contra el ruido de impacto, el revestimiento del suelo de materiales elásticos y flexibles y el alterne de materiales resílentes. La otra solución apuntada de «Suelo o Losa Flotante" consiste en independizar totalmente el pavimento del forjado, por la inclusión de materiales absorbentes-resílentes. El principio operativo del suelo flotante es la eliminación del control rígido entre el pavimento y la estructura del edificio, mediante una capa intermedia elástica dispuesta a matajunta. Su colocación debe hacerse con el necesario cuidado, con el fin de evitar puentes acústicos (contactos rígidos). La función primordial del suelo flotante es la de reducir en un alto grado la transmisión por la estructura de los ruidos de impacto sobre el pavimento. Aparte de ello, contribuye al aislamiento del ruido aéreo proporcionado por el forjado. En el elemento acústico denominado «suelo flotante" se distinguen: la estructura flotante, constituida por una capa rígida que soporta el pavimento, y la capa de materia elástica. El suelo flotante se puede considerar que forma un sistema oscilante con una masa, masa del pavimento y su soporte, y un muelle

352

con una constante de una rigidez dinámica determinada por la capa amortiguadora. Este sistema muelle-masa, tiene su frecuencia propia de resonancia definida por

donde: M = Masa por unidad de área del suelo flotante kg/m".

S = Rigidez dinámica por unidad de área de la capa resílenre entre las dos losas de hormigón, incluido el aire existente en la cámara, en Nw/m. La frecuencia de resonancia [o del suelo flotante puede hacerse más pequeña, y con ello mejorar el rendimiento, bien aumentando la masa M del suelo flotante, o bien disminuyendo la rigidez dinámica del material resilente. La rigidez dinámica de la capa amortiguadora depende de: elela rigidez del armazón propio de la estructura del material amortiguanre. de la rigidez del aire existente en la cámara. de la rigidez del contacto entre la capa amortíguante y las losas de hormigón. A continuación damos algunos valores de rigidez dinámica de dis-

tintos materiales utilizados como capas amortiguan tes. Fibra ele vidrio - 1,7 kg/cm? (espesor 15 mm; M 30 kg/rn") Lana mineral - 2,1 kg/cm? (espesor 15 mm; M 30 kg/m2) Styropo P (Tratado) - 1,6 kg/cm? (espesor 20 mm; M 13-15 kg/m") El suelo flotante correctamente instalado, posee un aislamiento acústico superior al del suelo compacto. Este aislamiento es tamo mayor cuanto más alta sea la relación entre la frecuencia de excitación y la frecuencia de resonancia fo' E! incremento en el aislamiento puede darse por

~ TL

=

20 lag [1 +

(fJJ=

40 lag 353

En cuanto a la superficie soporte del pavimento, los dos tipos más usuales son de hormigón y de entarimado de madera. En el caso del hormigón, la capa soporte debe tener un espesor

no inferior a 5 cm para superficies del orden de 25m2, siendo preciso hacer el tendido de hormigón no directamente sobre la capa elástica, sino sobre una tela o panel impermeabilizado colocada sobre la misma, a fin de evitar que el hormigón rellene intersticios y dé lugar a la formación de puentes acústicos. En los suelos de madera, ésta se puede apoyar directamente sobre la capa elástica, o bien a través de durmientes, que deberán presentar un apoyo no inferior a 50 mm con un espacio recomendable del orden de 40 cm. La ejecución correcta del suelo flotante es fundamental a fin de esperar unos resultados acordes con los proyectados. Será pues necesario evitar cualquier pequeño puente acústico que nos cortacircutre el aislamiento que se ejecuta. En la Figura N.? 216 se representa algunos tipos de montajes eje,

'

/

INCORRECTO

CORRECTO

Fig. 216. Disposiciones de sudo flotantes.

354

curados correctamente y aquellos que poseen defectos clásicos. El aislamiento a conseguir para suelos flotantes, como hemos definido, será función de la frecuencia fo del montaje masa-muelle, y en definitiva de las características amortiguante de los sistemas elásticos que se instalen. Prácticamente podemos subdividir el montaje de los suelos flotantes en tres apartados o sistemas que son: l. Aquellos en los cuales toda la interfase entre el forjado y la

losa flotante está ocupada por un material homogéneo, como fieltro, fibras, goma, caucho, etc. Su esquema ele montaje sería el daelo en la Figura N.O 217. ro

Fíg. 217. Suelo flotante.

En este sistema la banda de frecuencia útil ele actuación está por encima ele los 20 Hz. El material resilenre deberá tener una carga adecuada a fin de trabajar correctamente, realizando la máxima de flexión estática. En general las cargas máximas aconsejables son: Aglomerado de corcho 1,4-2,8 kg/cm2 Caucho macizo 5 kg/c1112 Fieltros 0,35-1,50 kg/cm? Fibra de vidrio 2-12 kgzcm? 2. Suelos flotantes suspendidos sobre tacos ele goma o neopreno. Uniformemente repartidos en el suelo, sobre los que carga toda la estructura soporte de la placa de hormigón. Normalmente, se rellenan los espacios vacíos con fibra ele vicirio o fieltros, etc. En la Figura N.O 218 se representa este sistema. 355

Fig. 218. Suelo flotante con soporte de caucho.

\ ~.~EO~.~~?.C!~_9?m~~ Los tacos o soportes de caucho o goma permiten una mayor deflexión, con lo que la frecuencia, fo, de sistema es más baja. La banda de utilización será función del soporte de goma, pero puede ser del orden de 5 o más Hz, normalmente 10 Hz es un valor usual. 3. Suelos flotantes suspendidos sobre resortes metálicos. ESte caso es semejante al anterior con la variación de la sustitución de los tacos de goma por resortes metálicos. La gran ventaja de este suelo está en su campo de actuación con frecuencias útiles a partir de 2 Hz. Lógicamente este sistema es el más caro y sólo se empleará en situaciones altamente comprometidas.

4. Acondicionamiento acústico El acondicionamiento acústico de un local mediante el tratamiento de algunas de sus superficies con materiales absorbentes, puede tener algunas de las siguientes causas: • Aumentar el confort acústico interno, disminuyendo el ruido de fondo y mejorando la intimidad. • Mejorar las condiciones acústicas de sonoridad de un local, a fin de adecuarlo a unas necesidades específicas según su utilización (cines, salas de audición musical, locales ele conferencias). • Proyectar un local donde las condiciones acústicas sean fundamentales y definitorias de la actividad, como el caso de un 356

teatro, un audítoríum, un estudio de TV, o de radio, en estudios de grabación, etc. Como se puede comprender el alcance del tratamiento será distinto así como el número de parámetros y consideraciones técnicas que deban ser apreciadas en su desarrollo. A continuación abordaremos el acondicionamiento acústico de una serie de situaciones que podemos considerar corno típicas.

4.1. Viviendas El tratamiento acústico-absorbente en una vivienda va fundamentalmente destinado a conseguir en su interior una buena sensación de intimidad y confort, mediante la eliminación de ruidos de fondo y de reflexiones molestas. El parámetro definitorio fundamental de la calidad acústica en la vivienda es el «tiempo de reverberación», y este se recomienda que sea inferior a 1 para el interior de la vivienda y no superior a 1,5 en las zonas comunes. El tratamiento absorbente en la vivienda se consigue fundamentalmente con alfombras y moquetas en suelos) cortinas en ventanas y en algunos casos podría recurrirse a techos absorbentes, bien mediante la utilización de baldosas acústicas) o bien de materiales rugosos con un coeficiente de absorción aceptable en el ancho de banda conversacional.

4.2. Locales de usos múltiples Englobamos en este apartado desde oficinas a salas de reuniones, pasando' por pequeñas salas de audición musical, interpretación dramática o cines. Para casos más comprometidos se analizarán en el próximo apartado. El parámetro definitorio de la calidad acústica es el «tiempo de reverberación» y éste vendrá definido fundamentalmente por el destino acústico del local en cuestión. En la Figura N.O 219se representan unos limites aceptables del tiempo de reverberación para usos múltiples en función del volumen del local, a 500 Hz. 357

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1,8

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1,4

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2

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4 5 B789 10.000

2

J

4 5 6 7 89 100.000

2

3

456789 1.000.000

VOLUMEN DEL LOCAL,(CU FT = 28,31xl0-3 m3)

Fig. 219. Determinación de tiempos de reverberación aconsejables

;1

500 Hz.

En este diagrama la zona central entre ambas líneas representa condiciones aceptables del «tiempo de reverberación), para usos múltiples. La zona inferior, es recomendable cuando las características definitorias del local sean una buena audición de la palabra, mientras que la zona superior es utilizable para tiempos de reverberación en locales de audición de interpretación musical. En e[ diseño del tratamiento absorbente de un local, influyen a veces de forma fundamental el número de ocupantes de este, sobre todo, en aquellos casos de audición de música o de cuando sea necesaria una gran calidad de interpretación dramática. El estudio del tratamiento debe realizarse en cuatro fases, es decir, considerando la sala como ocupación vacía, 1/2,2/3 Yllena. Según la utilidad de la sala, se diseñará par 1/2, 2/3 de la audición. Se deben tener presente unas precauciones en todos los tratamientos acústicos, ya que un excesivo tratamiento, llega a producir disconfort, como es el caso de una cámara anecoica donde ex ::: 1, así como el caso opuesto, cámaras reverberantes con ex ::: O, en donde también es muy molesto el estar. En las Figuras N°S 219 Y 220, se da asimismo un ábaco para la determinación de los tiempos de reverberación aceptables para locales destinados a distintos usos. En locales de ruidos continuos y aleatorios, donde es necesario disponer de unas condiciones aceptables ele confort, como podrían ser unas oficinas, o un restaurante, o una clase de colegio, se necesita oír correctamente sin necesidael de levantar la voz, y a la vez dísó

358

2

votum e n

3

1,

5

10

del local (m3)

20

30 4050

Fig. 220. Tiempos ele reverberación en (seg) aceptablessegún la 8.B.e.

minuir el ruido de fonelo propio elellocal debido al aire acondicionado, a los equipos de servicios e incluso a las propias personas. Pues bien, en estos locales es fundamental un adecuado tratamiento absorbente. En estos establecimientos de calidad y cantidad del material absorbente a instalar es función de los condicionantes acústicos del local y del destino del mismo. Será pues necesario prever si con el tratamiento que se proyecta se conseguirán los objetivos propuestos. Damos a continuación unas reglas prácticas de uso coomún para analizar a priori la calidad y efectividad del tratamiento acústico a realizar. Regla 1. Para que el acondicionamiento acústico sea efectivo en un local, el coeficiente meelio ele absorción ele toelas las superficies deberá ser, al menos, superior a 0,20. Este coeficiente medio ele absorción se obtiene dividiendo la absorción total ele un local A, incluyendo objetos y mobiliario, por el total elel área de todas las superficies S, incluso suelo, paredes y techo. 359

Regla 2. El límite superior para el acondicionamiento de sonido es un coeficiente medio de absorción de 0,50. Con este coeficiente medio de absorción la audibilidad de un sonido reflejado, en relación al sonido directo, es prácticamente despreciable en casi todos los locales y una futura reducción requerirá cantidades excesivas de material absorbente, lo cual puede ser estructural y económicamente impracticable. Por ejemplo, para conseguir un coeficiente medio de absorción de 0,50 será necesario recubrir totalmente el techo y un poco más ele la mitad ele las paredes con unos materiales que posean un coeficiente de absorción de 0,90. Regla 3. Es aplicable específicamente a los locales que posean condiciones ruidosas y deban ser corregidas mediante tratamiento acústico. Para crear una mejora evidente en el local ya existente, la absorción total del local, o el coeficiente medio de absorción, deberá aumentar al menos tres veces. El propósito de esta regla es el de asegurar que el cambio ocasionado mediante unt ratamíento acústico del local sea pra'ctícamente evidente y definitivo. Sin embargo, esta aplicación deberá ser gobernada por las reglas 1 y 2. Por ejemplo, si una habitación es muy reflectante, supongamos un coeficiente medio de solamente 0,05, al ser incrementado en tres veces alcanza solamente 0,15, cantidad que está por debajo del límite aceptable por la regla 1. Por lo tanto, será necesario hacer un incremento superior a tres veces el original. Supongamos otro caso; si una habitación tal como una oficina privada contiene graneles cantidades de material absorbente en cortinas, moquetas en suelos, etc, y posee un coeficiente medio de absorción de 0,20 y se acondiciona si es posible hasta conseguir tres veces este valor, O sea, 0,60 de coeficiente medio de absorción, éste valor se excede del límite práctico anteriormente expuesto en la regla 2. En este caso, la habitación está marginalmente acondicionada antes del tratamiento y el camino no deberá ser esperado como el que tendría lugar en un área típica de trabajo.

360

El tratamiento acústico de los locales suele hacerse cubriendo en primer lugar el techo de materiales absorbentes. Si el efecto conseguido no es el deseado, se realiza un tratamiento suplementario en paredes o mediante cortina o bien moqueta o alfombra en el suelo. Como dato práctico se puede aceptar que en locales con alturas comprendidas entre 2,5 y 4,5 m, grandes oficinas, plantas industriales, supermercados, etc., y en los cuales se realiza un tratamiento de techos con materiales que posean un NRC de 0,60, se puede prever que se obtendrá un coeficiente medio de absorción global máximo al límite inferior recomendado de 0,20. El tratamiento acústico en corredores y pasillos es de una gran importancia en el acondicionamiento sonoro de locales. Se utiliza una regla práctica para los tratamientos de corredores y pasillos: "Si la anchura de corredores es mayor que la altura del mismo, el tratamiento a efectuar es suficiente cubriendo s610 el techo de material absorbente. Si la anchura es apreciablemente menor que la altura será necesario actuar sobre las paredes además del techo». Como regla práctica del tipo de tratamiento a utilizar, esto es, donde realizar el tratamiento, que amplitud debe tener éste y que valores de NRC deben exígirseles a estos, puede utilizarse la Tabla XLII. TABLAXLII. CANTIDAD, TIPO Y LOCAUZACIONDE LA ABSORCIÓN A

Oficinas privadas Oficinas generales Locales de ordenadores Clases elementales Colegios y clases secundarias Laboratorio idiomas Librería Laboratorio Salas de reuniones y conferencias Sala de deporte y gimnasia Factorías, colegios, tiendas industriales

B

0,75

C C

X

X

D D

X X

X

X X X

X

(NRC) 0,65-0,75 X X

X X X X

X

Techos 0,45-0,65

X

X

X X X

X

X

X

X

X X

X

X

361

Tabla XLII. (continuación) A

Tiendas y almacenes comerciales Cocinas Restaurantes Corredores, paasíllos Living casa Dormitorios residencia Habitaciones hospital A

=

Total

B

B

(NRC) Techos 0,45-0,65 0,65-0,75

X X

X

X X X

X X

Parcial

o

X X

X X

X X =

e 0,75

X

C

=

Paredes

D

= Especiales

4.3. Locales especiales Abordamos de una forma sencilla y resumida el estudio elelas variables y problemas .que definen y afectan la sonoridad en un local especial. Entendemos por locales especiales aquellos destinados a un uso específico donde la acústica del mismo va a ser la variable fundamental del mismo, bien donde la intelegibilidad de la palabra va a ser esencial como en un teatro, un salón de actos, un lugar donde se den conferencias, un estudio de grabación y de radio donde se trabaja en programas de tipo informativo o publicitarios, o bien aquellos donde la calidad de audición musucal ha de ser casi perfecta, CL~Otípico de auditorios musíclaes, óperas, sala ele conciertos, estudios ele grabación de discos, etc. Lasvariables fundamentales a considerar en este tipo de tratamiento son: A) Tiempo de reverberación TR Al igual que comentábamos en el anterior apartado, será necesario definir un T R adecuado al caso en función elel destino y del volumen del local. En la Figura N.O 221, publicada por el centro de InvestigaciónAcústica Torres Quevedo, se determina la T R óptima para distintos locales. 362

500 Hertz

3,0

Fig.221. Tiempos

óptimos ele reverberación. lJl

o e::>

2,4

u Ol

2,0

1/)

e

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1,6 1,2

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M

Volumen local en m3

Sala para conciertos sinfónicos, opero s

etc

Auditoriums para palabra y musica musica de ccrncro y soliste Estudios fonogróficos, boite s , registro de discos

etc

Cines Iglesias

El conocimiento previo de los óptimos tiempos de reverberación en estudios de TV; es un dato de gran interés para un adecuado diseño acústico. En las Figuras N.oS 222 y 223 se dan estos, en función del volurnen del local y el destino de éste así como los límites permisibles de estos. El TR de un local varía con la frecuencia del sonido al que ha sido determinado, ya que como se expuso en anteriores apartados, TRes función inversa de la absorción media del local y ésta es función de la frecuencia del sonido. Normalmente los valores de T R se dan para 500 Hz, aunque a veces resulta necesario conocer el TRen otras frecuencias, caso típico de estudios de grabación, auditorios musicales. 363

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2.0

e

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O. 1 3

lO

VOLUMEN

I 1 1"

103

Fig. 222. Tiempos óptimos de reverberación en estudios de TV. (Valores máximos de tiempo de reverberación en el rango de frecuencias de 500-2000 Hz)

§ 2 :. f.-l--.:--Jl.!m.-.

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1

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364

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105

106 101.

1m3

1 1 1111/ ( .)

Fig. 223. Tiempos óptimos de reverberación.

I

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103 I 11 1

;

I

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1I L_-L-L~~~~_~_~~~LLU Volumen

1

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102

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~ 20 _ .._._~ '"

(i) TRmas alto aceptable (ii) TRóptimo (iii) lR mas bajo permisible

Estudios de orciorio

(ii) (. ,,) Otros

rnusrco

estudios

En la Figura N.? 224 se dan estas variaciones de la T R, con las frecuencias del sonido y condiciones de destino del local. 2,5

--

..; UJ

'"

z· o Ü
ESTUDIOS

DE MUSICA

O:;:;:;::L...._

<,

1,5

a: w (1) a:

-

----...._

GRANDES

r-, r-;

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UJ

>

UJ

a:

UJ

ESTUDIOS

-

o

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w

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0,5

PARA USO

GENERAL

___.....,-¡ 1

I

ESTUDIOS

I PARA

........._

I I

I I

I

C NVfRC;ArION

50

lOO

200

300 400 500

I I

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T I

o

--

11 <, <, 11

;

1.000 2,000 3,000 4,000 5,000

FRECUENCIA

--

--

10000

Hz

Fig. 224, 'Variación de los Tn aceptables con las frecuencias,

En las Tablas N,oS XLIII y XLIV damos algunos T R de edificios singulares conocidos mundialmente.

TABLA XLIII. SALAS DE CONCIERTO

País U.S.A,

Salas de Conciertos Boston Symphony Hall New York, Carnegíe Hall Lyric Theatre, Baltimore

Volumen Asientos Volumen (m3) asiento(m3)

IR (seg)

18,740

2,631

7,1

1,8

24,250

2.760

8,8

1,7

21.000

2.616

8,0

1,5

365

Tabla XLIII. (continuación) P:tís

Salas de Conciertos

AUSTRIA

Viena

volumen

Asientos

(m")

asíentotm')

Volumen

T 1I (seg)

8,9 7,2

2,05 1,5

Sahzburgo

15.000 15.000

1.680 2.158

BÉLGICA

Bruselas

12.500

2.150

5,8

1,42

DINAMARCA

Copenhague

1I.890

1.093

10,9

1,5

ALEMANIA

Berlin Konzertual

Munich

9.600 15.700 13.600

1340 1.407 1.287

7,2 11,2 10,6

1,65 1,7 1,85

INGLATERRA

London Royal Albert London Royal Festival Liverpool Philannonic

86.600 22.000 13.500

6.800 3.000 1.955

14,2 7,3 6,9

2,5 1,47 1,5

HOLANDA

Amsterdam

18.700

2.206

8,5

2,0

SUECIA

Gothemburg

11.900

1,371

8,7

1,7

SUIZA

Zurich

11.450

1.546

7,4

1,6

B01111

TABLAXLIV.TEATROSDE ÓPERA País

Sala de Opera

\~lul11en Capacidad Volumen (1113) asiento

TR (seg)

20.380 36.300 New York Metropolitan 19.500 Philadelphia 15.080

2.456 5.081 3.779 2.831

8,3 7,2 5,2 5,3

1,4 I,S 1,2 1,35

Viena

10.660

1,938

5,5

1,3

FRANCIA

París

9.960

2.231

4,5

1,1

ALEMANIA

Colonia

8.6S0

1.346

6,3

1,5

INGLATERRA

Londres, Royal Opera House

12.240

2.209

5,6

1,1

ITALIA

MiJan

11.240

2.489

4,5

1,2

Bahimore

U.S.A.

Chicago

AUSTRIA

B) Volumen del Local

El volumen del local viene determinado fundamentalmente por

366

el destino del mismo y el número de sus ocupantes. Damos algunos datos de interés sobre el volumen en m3 por asiento:

Volumen mínimo Valor óptimo Valor máximo

Ópera

Salas concierto

3,9 m3 4,2-5 m3 5,6 mi

6,5 m3 7-8,4 m3 9,9 m3

El valor óptimo para un auditorio que se utilice para conferencias es de 2,8 m~por asiento. La B.B.e. de Londres, da los valores óptimos de volúmenes de locales para estudios musicales siguientes: N.O de artistas

Volumen del estudio

4

42,5 m3

8 16 32

64 132

113

m3

340

1113

849 2.322

m3

6.230

1113

1113

C) Proporciones del Local Serán estas otro de los factores primordiales a tener en cuenta en el análisis de los factores que influyen en la obtención de buenas cualidades acústicas de locales especiales. Lasproporciones entre las distintas dimensiones de un estudio son: Altura Pequeños estudios Estudios medianos

Anchura

Longitud

1,25

1,6

1,8

2,5

Si por necesidades de construcción la altura ha de ser mínima, muy baja, elebe modificarse la relación a, 1:2,5:3,2respectivamente. Si el estudio debe ser muy profundo, esto es muy largo, con

367

respecto a su anchura la proporción que debe de guardar es de

1:1'25:3'20, altura: anchura.longitud. D) Primeras Reflexiones En control adecuado de las primeras reflexiones del sonido poseen una importancia fundamental en el diseño de un audítoríum, ya que condicionan la intelegibilidadde la palabra y la calidad musical de un sonido. La importancia de las primeras reflexiones estriba en la menor pérdida de energía por absorción, a lo largo de la distancia, en comparación de aquellas que llegan al oído después de múltiples reflexiones. El oído puede distinguir perfectamente sonidos con intervalos de 0,05, esto es, aquellas reflexiones que llegan al oído en un intervalo de 0,05 después del sonido directo producirán un reforzamiento de éste, mientras aquellas que tarden en llegar más de 0,05, producirán un efecto de interferencia con disminución de la claridad y la intelegibilidad. Los 0,05 corresponden a una diferencia de camino recorrido entre el sonido directo y reflejado de 15 m o 50 ft aproximadamente. Por tanto, en los diseños de superficies de locales destinados a estos fines se procurará que los caminos que deben recorrer el sonido directo y el reflejado desde la fuente al receptor, no se diferencien más de 15 m. Para conseguir la máxima efectividad en el reforzamiento del sonido se utilizan locales con superficies tales que [os caminos que las ondas sonoras deben recorrer sean [os más cortos posibles en relación con el camino directo. Esto se consigue de forma general con techos no demasiado altos cerca de la escena y [os paneles laterales inclinados hacia dentro con dirección a la escena como se representa en el esquema de [a Figura N? 225.

:Af:dia_ S
sección transversa' 01O:1(l3()1,()5Q

Escala

368

Como se deduce, la importancia de las primeras reflexiones serán considerables en locales de tamaño comprendido entre las 500 y las 2.000 localidades ya que en pequeños locales, los 15 m. de recorrido serán difíciles de disponer y en los excesivamente gran-

des es prácticamente inviable analizar estas consideraciones. E) Difusión El conseguir una uniformidad del sonido en un local será otra de las características fundamentales a tener en cuenta, y para ello será necesario que el número de reflexiones sea tal que proporcionen un nivel de sonido semejante en todas las direcciones. Los parámetros que influirán poderosamente en la difusión del sonido son la forma de las superficies y las distribuciones de los materiales absorbentes que se necesitan para mantener el T R del local. Los problemas que aparecen en locales destinados a poseer buenas condiciones acústicas y que provocan defectos muy significativos en sus calidades sonoras son: El eco se produce en un local cuando se emiten ondas sonoras cortas y reflexiones de estas ondas sobre superficies reflectantes y tardan entre sí un tiempo superior a 1/20 seg. en llegar al oído del escucha disponiendo el local de una absorción considerable. El eco aparece de una forma clara en locales grandes donde hay superficies reflectantes,las cuales están alejadasy distantes entrte sí, y entre sí y la persona que escucha. La solución a este problema estriba en la distribución y tarna110 adecuado de las superficies reflectantes y las posiciones relativas entre las fuentes sonoras y el receptor. En los auditoriums ocurren problemas importantes cuando los ecos son producidos por superficies cóncavas reflectantes, como se muestra en la Figura N? 226, donde, como puede verse, una concentración de ondas en un determinado lugar es más considerable que si la superficie es plana, ya que en estos casos existe una difusión.

Página anterior Fig. 225. Diseño de un auditorio para obtener el máximo reforzamiento del sonido directo mediante el sonido reflejado.

369

Concentración de l.l r etrexión debido techo cóncavo donde S es ta fu"nt" es el centro de curvatur-a

Q

un

y C

R"Hexión det sonido

COn

un techo plano

Fig. 226. Reflexiones en techos.

Cuando la convergencia de las ondas sonoras debida a una cúpula o superficie cóncava reflectante se realiza sobre un punto O zona pequeña de un local, ocurre un aumento elel nivel sonoro en este punto conocido por el «efecto focusíng-. Este efecto produce una difusión sonora muy deficiente y ocasiona unos defectOSacústicos considerables en los auditoriums, Las paredes curvadas en el fonclo de locales son fuentes de concentración de ecos, y la forma de corregirlos es evitar las reflexiones, esto es, procurar utilizar materiales muy absorbentes. Un problema elemucho más difícilsolución es el motivado por la cúpula, cuando el centro de curvatura se sitúe en zona próxima a las localidades, o por superficies de suelos circulares o semicirculares con igual problema. Para su solución hay que recurrir a volver a diseñarlos ya que el problema difícilmente se solucionará conla utilización ele materiales absorbentes. A veces es posible mediante la utilización de paneles colgantes, el minimizar estos defectos acústicos ele concentración de ondas en las proximidades del área ele localidades. Para evitarlos, es interesante proyectar las superficies en forma de planos o superficies convexas, pero con orientaciones distintas a fin de una mejora ostensible de la difusión. Superficies en forma ele pirámides, prismáticas, policilíndricas y esféricas, combinadas en distintos tamaños, proporcionarán una excelente difusión para las distintas frecuencias. Una forma de conseguir el paralelismo ele superficies es mediante la superposición de estas superficies. 370

Por último, hay que decir que los muebles, objetos varios como lámparas, lámparas de araña de cristal de roca, en grandes locales inciden en mejorar la difusión del sonido. La colocación adecuada de los materiales absorbentes que nos proporcionarán el TR deseado del local será fundamental para conseguir una difusión homogénea, ya que grandes superficies reflectantes y grandes superficies absorbentes nos originarían en

el local zonas de muy distinta sonoridad. Por tanto, el uso adecuado de los materiales acústicos será uno de los requisitos fundamentales en la consecución eleuna correcta difusión sonora elel audítoríum.

Un procedimiento de uso común es utilizar materiales acústicos absorbentes de forma alternada, con materiales reflectantes en las distintas superficies, en forma de un aparente desorden que nos provoque la máxima dispersión sonora. Los fondos de locales deberán tratarse con materias muy absorbentes. Techos de altura inferior a 7,5 m no suelen tratarse con materiales acústicos absorbentes, y si se hace es aconsejable hacerlo de forma muy débil. Los escenarios en audítoriums musicales deben hacerse en materialesreflexivos, proporcionando éstos un doble efecto de mejora de las características acústicas del sonido y un reforzamiento sonoro en la audiencia por primera reflexiones. F) Frecuencias propias de un local En un local o cerramiento cualquiera, el aire que está en su interior tiene la particularidad de que el ser excitado se generan las ondas sonoras correspondientes, las cuales poseen una frecuencia característica, propia ele las dimensiones del local, y que constituyen las frecuencias propias del local. Cuando se genere un sonido en el interior de un recinto y la freduencia de éste coincide con las frecuencias propias del local, aparece un fenómeno de resonancia que se traducirá en una amplificación del nivel de la vibración y; por tanto, en. un aumento del nivel de presión sonora. En aquellos recintos de superficies rígidas y reflectantes y ele formas paralepípédícas pueden a priori preverse sus frecuencias propias. En un local rectangular las frecuencias propias pueden. determinarse a partir de la expresión: 371

f = ~

[(

2

~

)

2

+

(1;,)2

+

(~L)2]Vl

donde X, Y, Z, son [as dimensiones del local. Los valores de n", nv, n, pueden tomar cualquier valor. Normalmente, en el cálculo se toman ternas de valores enteros, O, 1, 2, 3, etc... Para la determinación de estas ternas se comienza por los guarismos más pequeños y combinándolos de todas las formas posibles. Como ejemplo, se da a continuación la Tabla en la cual aparecen todas las funciones propias del Danish 'Iechnical Highschool de dimensiones 7,85 x 6,25 x 4,95111para frecuencias inferiores a 100 Hz. TABLA 11"

11l'

nz

f (Hz)

1 O

O 1 O

O O

1

O 1 O

21,7 27,2 34,3 34,0 40,6 43,3 43,8 48,9 51,1 54,4 55,3 57,6 61,1 64,3 65,0 64,9 68,7 69,5 70,4

O 1 1

2 O 2 O 2 1

2 O 3

372

O O 1 1 1 2 O 2 1

2 O

1 O

2

2 3 1 3 O

2 1 O

O

1

1

1 O O 1 O 1 1 O 1 2 O O 2

O

1

1

2

11"

nI'

nz

f (Hz)

1

2

2

2

1

3 2 O

1

3 3

2 O O

2 1

O 1

O 2 3

O 3 1 2 O

77,0 77,6 78,4 81,2 81,6 84,4 84,7 85,6 86,6 87,6 88,5 90,3 90,8 91,1 91,4 92,4 93,2 94,5 97,1 97,7 98,4 98,6

1

3 2 4 O O 1

4 1

3 2 4 3 4

1

2 1

3 2

3 O O 1

1

1 O 1 2

72,0

2

2

1 2

73,5 73,9

3

1

2

2

3

Existen tres tipos normales de formas, en las cuales puede ocurrir este efecto. • Modo axial. Los componentes de las ondas se mueven de forma paralela a un eje direccional. Dos de los índices nx, n, o 11z son cero. Estos son los modos que dan lugar a los ecos y fluctuaciones del sonido. • Modo tangencial. Los componentes de las ondas son tangenciales a un par de superficies, pero son reflejados por los otros dos pares de superficies. Uno de los índices n¿ nv o n, es igual a cero. La trayectoria de la longitud de las ondas 'sonoras (Jebe ser un número múltiplo de media longitud de onda (11 +12 + + 13 +In = n X N2). Donde Ii son las Intensidades de las reflexiones sonoras. • Modo oblicuo. Los componentes de las ondas son oblicuos, por lo tanto chocan en todas las seis paredes, tres dimensiones. Los índices n¿ n)' y n, tienen valores finitos. Como consecuencia de los efectos de las frecuencias propias en la calidad acústica de los locales, se pueden deducir los siguientes razonamientos: - Las proporciones de las medidas de los recintos son esenciales para regular la distribución de las frecuencias propias y la unífonnidad del nivel sonoro. - Las frecuencias propias acusan su irregular distribución fundamentalmente a valores bajos. - El aumento de volumen de un local supone una mayor concentración de sus frecuencias propias en la banda de bajas frecuencias. G) Ruido de fondo El previo conocimiento del espectro del ruido de fondo, admisible para el correcto desarrollo de una actividad, es un dato de gran interés en el diseño acústico de locales destinados a usos especiales. A continuación en la Figura N.O 227 se dan las curvas del ruido de fondo, en tercios de octava permisibles para el desarrollo de actividades singulares. Elruido de fondo interfiere en la audición de la palabra provocando una faltade inteligibilidad manifiesta y en la música provocando una falta de calidad en su percepción. Cuando el ruido de fondo es elevado, será necesario por me373

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80

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(o) (b) (e)

'" Frecuencia

Fig. 227. Niveles aceptables de ruidos ele fonclo.

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ceotrct

Bondos

(o) (b) (()

de octovc Hz

Es.tudio usos

muttlp1es

excepto Arte drOtnohco Arte dromcncc TI/,

dios electroacústicos de amplificación, amplificar el sonido, palabra-música, con el fin eleproporcionar un nivel diferencial de sonido que nos permita la correcta información o sonorización. A veces se utiliza música de fondo en locales para apantallar el ruido de fondo y hacerlo más soportable. Los procedimientos más utilizados en el control del ruido de fondo estriban en intentar solucionarlos en su fuente de generación, O mediante el empleo de materiales muy absorbentes en el local de destino o estudio.

374

Capítulo XI Equipos e instalaciones ruidosas

1. Determinación del espectro de ruido en ventiladores El conocimiento de los espectros de niveles de potencia sonora de los ventiladores es un dato de fundamental consideración en el diseño y control del ruido en una red de climatización o ventilación. Es muy frecuente que los fabricantes de los ventiladores faciliten los espectros sonoros de sus equipos, en análisis de bandas de octava. La medición de estos espectros está normalizada por especificaciones internacionales; son muy utilizadas las del Air Moving and Condíttíorung Association (AMCA)Bulletín 3000-67 Standard Test Code for Sound Rating Air Moving Devices. Cuando el fabricante no facilita los espectros sonoros de los ven. tíladores, y es necesaria su determinación, puede recurrirse a procedimientos aproximados que dan un resultado francamente aceptable. Los ruidos generados por los ventiladores tienen dos tipos, unos tienen origen mecánico y otros iorigen aerodinámico. Los luidos de origen mecánico proceclen de la falta de alineación de los álabes, 'del motor eléctrico, del rotor, o de la carcasa del ventilador, y por supuesto, del sistema de montaje. Los ruidos de origen aerodinámico son de mayor importancia y proceden del propio sistema, esto es, son inherentes al proceso, al estar originado por las turbulencias del aire que se generan al aumentar su velocidad y aceleración. Estos ruidos tienen en sí una doble composición, unos se derivan del propio giro de los álabes, y otros, debido a las turbulencias del flujo de aire. El ruido debido al giro de los álabes, es un ruido de tipo dísconti375

nuo a una frecuencia característica, función del número de álabes del ventilador, y de la velocidad de giro. En nomenclatura anglosajona, se le conoce a este ruido por BFI, y normalmente se da como un valor a sumar al ruido turbulento en un ancho de banda determinado por una frecuencia conocida por nr. Bf

=

rpm x n.o de álabes

60 El ruido de origen turbulento puede determinarse mediante la expresión: SWLJ SWL¡ SWLo

= SWLo + 10 lag Q + 20 lag P

Espectro a determinar (nivel de potencia sonora). ref. 2 x 10-5 Nw/rn", Nivel de potencia sonora, base, determinada por cada tipo de ventilador, utilizando las figuras adjuntas. reí. 10-12 watios. Fig. (250-252) Caudal de trabajo en cfrn cfrn x 1,698 = m3/H Presión total en pulgadas de agua }".= 25,4.mm e de a.

El espectro sonoro del ventilador de origen aerodinámico se obtendrá sumando ambos términos, esto es, el ruido de origen turbulento del aire, y el debido al giro de los álabes. Los espectros determinados mediante este procedimiento, representan los puntos de funcionamiento de máxima eficiencia o muy cerca de este punto. Normalmente, no es común este funcionamiento y por lo tanto el ruido que genera el ventilador es mayor aún que .el determinado anteriormente. La determinación de esta variación no es un dato fácil de calcular y predecir. Un dato de interés en los cálculos de ruido es la determinación de forma rápida de los incrementos de los SWLen los ventiladores al variar algunas de sus características de funcionamiento, como son el tamaño de rodete, S, la presión estática p, la velocidad de giro V, o el caudal. Q. 376

CENTRAL ·Hz

FRECUENCIA

VENTILADOR CENTRIf'UGO DOBLE CURVATURA

Fig. 228, Espectros tipo de VentiladoresCentrífugos

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VENTILADOR CENTRlFtJí;) INCLINADO HACIA [,E~t:

377

fRECUENCIA

CENTRAL -Hz

VENTILAOOR CENTRIFUGO CC\'II ALA8ES AERODINAMICOS

Fig.229.

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FRECUENCIA

VENTILADOR CENTRIFUGO ALABES ClJiVADOS HACIA ATRAS

378

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CENTRAL-Hz

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6J FRECUENCIA CENTRAL ·Hz

VENTILADOR CENTRIFUGO PALETAS CURVADAS HACIAAmAS CON PLNTAS HACIA ADELANTE

Fig.230

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379

VENTILADOR

CENTRIFUGO

DE PALETAS

Fig.231

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FRECUENCIA CENTRAL 'Hz

VENnLADOR CENTRIFUGO ALAl3ES RADIALES (SAJA PRESION)

380

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500

1000 2000 lIXO

FRECUENCIA CENTRAL

8000

-Hz

VENTILADOR AXIAL RELACIQ\J DE COMPRESION BMA

Fig.232

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250 500 1000 2000 4000 FRECÜENCIA CENTRAL- Hz

BOOO

VENllLADOR AXIAL EN LINEA

381

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125·250

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FRECUENCIA CENTRAL 'Hz

VENTILADORA.XIAL BAJA ~LACI()\I DE NUCLEO A PALAS

Fig. 233

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VENTILAOOR ALTA KEL,~ClON

382

I Z5

AXIAL

DE NUCLEO A PAlAS

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250 500 1000 2000 4000 FRECUENCIA CENTRAL-Hz

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z

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VENTILADOR HELlCOIDAL

PALA GRAI'DE V AEROOINAMICA

Fig_ 234

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VENTILAOOR HELlCOIDAL CONSTRUCCION ROBUSTA

383

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63

125 250 500 1000 2000 4000 6(XX) FRECUENCIA CENTRAL- H z

VENTILADOR HEUCOIDAl PALAS PLANAS

Fig_ 235

63

VENTILADOR HELlCOOAl PALAS CURVAOAS

384

125 250 500 1000 2000 IIJOO FRECUENCIA CENTRAL-Hz

BOOO

Las siguientes

expresiones

son ele uso común:

S, Ll SWL ;" 70 log -~

V; + 50 lag ~-

SI

VI

LlSWL

Ll SWL

s,

20 log -~

'

+ 25 log~-

P.

SI

PI

Q

p, + 20 log~~ PI

10 log ~ 'QI

2. Determinación del espectro de ruido

en bombas LO~ ruidos generados por las bombas en su funcionamiento tienen multitud de G1US~lS;entre las más frecuentes podernos enumerar las de origen hidráulico como las caviraciones, fluctuaciones ele la presión en el fluido, las ele origen 'mecánico como los impactos de las partes metálicas, mal balance del rotor, resonancias, etc. Estos ruidos generados en las bom bas se transmiten a través del fluido trasegado y por emisión aérea, además ele la transmisión por vía, salido a través de las conducciones de estas, La determinación de los espectros ele ruido generado por las bornhas no es del todo conocido, y sólo de forma aproximada puede ser obtenida. El ruido aéreo, generado por una bomba que gire a 1600 rpm o más, puede ser determinado aproximadamente, mediante b siguiente expresión: SWL S'WL Hp

K()

=

Ko +

63 + 10 lag Hp.

Nivel de potencia sonora, reí'. 10 12 W Potencia ele 1.1Bomba Constante a determinar por la tabla siguiente.

Ka dB A.B.o. Frecuencia central de la Banda en Hz

Tipo de Bomba

Centrifuga Tornillo Alternativa

31,5

63

125 250

500

lK

2K

4K

25 30 35

25 30 35

26 31 36

26 31 36

27 32 37

29

26 31 36

23

18

28

23 28

34 39

33

8K

150 145 1'0 Alto! nQti~

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30

102

300

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103

3,103

Gxl03

(np)

Hg. 236, Ábaco para la determinación .dcl .sWL de una bomba á 1600 rpm cn el ancho de banda de 500-400 H;I..

La determinación rápida del nivel de potencia sonora generada por una homba, según tipo, para una determinada potencia absorbida puede hacerse mediante el ábaco de la Figura N." 236, Para aquellas bombas que giren a menos de 1600 rpm., se deberá restar 5 dB al SWL obtenido. El ruido transmitido por el fluido puede ser determinado de forma aproximada, con un error de + 2dB, por la siguiente expresión:

SPL

.

P'

20 log....:...Q_ + 94 So

386

Sl'L

Nivel ele presión sonora, ref. 2 x 1O-~,Nwfm2

Q (~ P) __.:__..::._;__--,-!-_

w '

al ' tr

en pascal

El valor ele PI' oscila ele 10:1 a 105 para valores prácticos, .

SO' oscila normalmente ele 500 a900 Q = Caudal ele la bomba en r'n:l/seg, Q Densidad del fluido en Kg/rn" w = Velocidad angular de la bomba en radíanes/scg.

radian scg

x

271"

revoluciones seg

'" Espesor de la hoja del álabe en el extremo del mismo en Radio del álabe de I~¡bomba en m, ~ P Presión de la bomba . en Nw/m? .; Pa tr

ID,

ar

,

lPa,

O,i02 mm ele ca

= 0,000145 psi

3. Determinación del espectro de ruido en motores diesel Los ruidos generados por motores di~sel son función ~te multitud de variables, que no permiten determinar una expresión simple que responda de forma más o menos exacta a unos espectros de SWL. Existen no obstante algunas expresiones aproximadas para de terminar el nivel de presión sonora SPL, en dI3A, para emisiones en campo libre ya una distancia de 15 ID del motor, y con las consideraciones de motores eón y sin silenciadores, ' Para motores sin silenciadores, estas expresiones .50n: • Motor de cuatro tiempos- Aspiración natural PL (dI3A) = 30 lag N + 50 lag B -

70,7 387

-

Turboalimentado SPL (dRA)

=

40 log N + 50 lag B ..~ 105,7

• Motor de dos tiempos: SPL (dBA) Donde: SPL

=

40 log N + 50 log B -

96,7

Nivel de presión sonora corregido, dBA, rcf. 2 x xlO'i Nw/m-'.

N H

Velocidad del motor en rpm. Altura del cilindro del motor en

C111.

Para motores diesel con silenciadores: SPL (dBA) = 10 lag Hp + 74,5 -- C(J Donde Hp es la potencia al freno elel.motor y C()tiene un valor ele: Co 15 dB Motor de dos tiempos. ." . Co 17 elE Motor de cuatro tiempos aspiración natural el) 16,7 cl13Motor de cuatro tiempos turboalímentado.

4. Determinación del espectro de ruido en compresores de aire La determinación del espectro de potencia sonora de un compresor de aire mediante una expresión empírica no es cosa fácil ni exacta, y es por ello que no existen en la bibliografía muchos datos al respecto. El compresor en su funcionamiento tiene dos períodos claramente diferenciados, como son el período ele carga y el de régimen, donde la diferencia de SWL, puede oscilar de 8 a 12 clB. Damos también una expresión que puede ser utilizada como orientativa del máximo nivel elel espectro elel SWL de un compresor cetrífugo, o alternativo, para compresores de potencia comprendida de 1 a 100 Hp. . .388

lf.) lag Hp + 70

SWL Donde: SWL

Hp KI

+ K¡

Nivel ele potencia .sonora, ref. IO-12W. Potencia del motor en I-Ip Constante [unción del espectro.

ABO Frecuencia Central ele la Banda 31,5

K, (dB)

18

63· 125 250 14

12

500 7

lK

2K

4K

8K

11·

12

9

4

5. Determinación del espectro de ruido en motores eléctricos El ruido generado en los motores eléctricos tiene multitud ele fuentes; algunos 'están asociados con el propio movimiento del motor tales como un mal balanceo, interacción entre el rotor y el stator, armónicos, etc. El ruido se produce asimismo por excitación ele la frecuencia natural de la estructura del motor, el propio movimiento del aire, etc. La amplitud del ruido es típicamente una función ele la velocidad y tamaño, y la distribución de frecuencias es normalmente una función de la velocidad. El nivel de potencia sonora generado por un motor eléctrico puede darse aproximadamente para motores de potencia comprendida entre 1 y 300 Hp por la expresión: SWL = 20 lag Hp + 15 lag N + K2

~

7 dB, ref. 10--12 W

donde: SWL HI' N Kl

Nivel de potencia sonora radiado en dB Potencia del motor rpm Constante dependiente del Ancho de Banda /

389

A,B.O. Frecuencia Central de la Banda 31,5 63 K2 (dB)

7

6

125 250 500 13

15

lK

2K

4K

8K

16 '16

14

7

o

6. Determinación del espectro de ruido en válvulas Las válvulas que operan en circuitos de fluidos como control de la presión, son una importante fuente de ruido que debe ser consíderada. Exponemos un sistema para la determinación de los espectros sonoros generados por una válvula al reducir la presión de PI a P2 (presiones absolutas), para un flujo másico de m (lb/minuto) de fluido, desarrollado por KV.. Ingard, válido para P I/P2 > 1;90. Este procedimiento determina mediante el ábaco representado en la Figura N.O 237, el nivel de potencia sonora generada por 'una váÍvula para frecuencias superiores a la definida por frecuencia de COfte, que viene dada 'por: . e

--Hz

2D fe D e

Frecuencia de corte Diámetro ituerno de la tubería continuación de la válvula, ft. 1.120 _ + 273 29 300 m e Velocidad del sonido en el g~s, ir/sg . temperatura del gas en e m = peso molecular del gas =

=

/t

a

. ''V'

Para frecuencias inferiores a la fe! el espectro disminuye aproximadamente 6 dB por octava. Para aquellos casos en que P¡fP2 1,9; los espectros obtenidos por el anterior procedimiento deben de ser corregidos mediante la sustracción de k dB. El valor de K; viene 'dado por: 390

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2 10000

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Fig. 237. Nivel de potencia sonora generado en válvulas.

K - 2010~

7. Niveles de ruido continuo equivalente. Leq (dBA)producido por equipos . instalados en las viviendas . . Los datos obtenidos del estudio bibliográfico llevado a cabo, nos arrojan los siguientes niveles de ruido de los equipos e instalaciones usualmente existente en hogares y viviendas.

Niveles de ruido continuo equivalente Leq (dBA) Tipo de equipo Refrigerador Ventilador Secadora de ropa Lavadora

.Valor medío 42 57

58 62

Intervalo 2'/3 Muestra 35-52, , 3.8~69 52~66. 47-72 391

(continua) Niveles de ruido continuo equivalente Leq (dl3A) Tipo de equipo

Valor medio

Intervalo 2/3 muestra

65

54-72 59-79 62-85 50-72 55-90 70-80 45-92

Lavaplatos Batidora' mezcladora Aspiradora Sanitario-wáter Calderas Transformadores Sala de bombas

68

n

63 80 73 72

8. Niveles de ruido continuo equivalente Leq (dBA)producido por equipos e instalaciones ubicados en locales de pública concurrencia Los datos que a continuación reflejamos representan valores estadísticos de los niveles de ruido Lcq.(dBA) medido en distintas situacíones.

Instalación

N.O de muestras

Niveles Leq comprenValores medios I.eg (dBA) diendo 2/3 MedJa de la muestra (dBA) Mínimo Máximo aritmética

Máquinas Tragaperras Vídeo Juegos Equipos Frigoríficos-

7 7

78,4 , 76,6

82 87

80,34 81,5 .

79 78

- 81,6 - 85

Neveras-Cámaras Equipos de ventana de aire acondicionado Climatizado res Torre refrigeración

66

54,2

76

63

58

- 68

26 15 16

52 54 72,5

72,1 68,7 91,5

64

59,5 - 68,5 58 - 68 76,5 - 88

392

63 81

(continua)

Ins talacíón Unidades climatízadoras compactas refrígeradoras por aire Unidades clirnatízadoras compactas refrigeradoras por agua Unidades condensadoras

N.O de muestras

Niveles Lcq comprenValores medios Leq (dBA) diendo 2/3 Media de la muestra Mínimo Máximo aritmética (dBA)

16

62,5

75

66

60

17 12

56 61,8

75,5 71,5

66 66

61 - 71 63,5 - 69

- 73

9. Niveles de ruido continuo equivalente Leq (dBA)producidos en locales de" pública. concurrencia Se representa a cc;ntinuación distintas tablas donde se puede apreciar los niveles de ruido de fondo existente en distintos locales de pública. concurrencia. Los datos que se presentan de los niveles Leq (dBA), son valores orientativos, dado que han sido obtenidos por muestreo aleatorio en una muestra representativa. TABLA XLV. NIVELES DE RUIDO CONTINUO LEQ. (dBA) EN RESTAURANTES

Superficie local (m2)

N.o muestras

Menor 75 75-100 100-150 150-200 200-300

6 8

5 8

5

EQUIVALENTE.

Valores medios Leq. (
Intervalo

Mínimo

Medio

Máximo

66 62 70 59 63

69 68 72 69 68

7.4

14 74 74 76

2/3 muestra Leq. (
-72 - 72 - 73 - 73,5 - 73

393

TABLA XLVI. NIVELES DE RUIDO CONTINUO Leq. Leq. (dBA) EN RESTAURANTES. Superficie

N°

Valores medidos.

EQUIVALENTE.

Lcq. (dRA)

Intervalo 2/3 Muestra

Local m2

Muestras

Mínimo

Medio

Máximo

Leq. (dEA)

Menor 75 75-100 100-150 150-200 200-300

6 8 5 8 5

66 62 70 59 63

69 68

74 74 74 74 76

67 -72 63,5-72 70 -73 64,5-73,5 64 -73

72

69 68

TABLA XLVII, NIVELES DE RUIDO CONTINUO EQUIVALENTE, Leq (dBA) EN BARES, Superficie Local m?

N° Muestras

Menor 50 50- 75 75-100 100-150 150-200

12 19 10 7 3

Valores medidos, Leq (dEA) Mínimo

Medio

Máximo

51 60 73 66 69

73

81

72

81 80 79 80

75 74 74

Intervalo 2/3 Muestra Lcq. (cIBA) 63,5-80 67 -77 73,5-17 69,5-77,5 70 -78

TABLAXLVIII NIVELESDE RUIDO CONTINUO EQUIVALENTES, Leq (dEA) EN PUES. (BARESCON MÚSICA AMBIENTAL),

Mínimo

Medio

Máximo

Intervalo 2/3 Muestra Leq, (dBA)

65 69

79 80

11

71

81

11

66' 68

77 76

91 87 97 89 86

73 -86 74,5-85 72 -89,5 70 -84 ' 71 -81

Superficie Local m2

NU Muestras

Menor 50 50- 75 75-100 100-150 150-200

12 13

394

'8

Valores medidos, Leq (dBA)

TABLA XLIX. NIVELES DE RUIDO CONTINUO EQUIVALENTE. Leq. (dBA) EN SALONES DE JUEGOS RECREATIVOS. Superficie

N°

Local m/

Muestras

Menor 75 75-100 100-150 150-200 200-300 300-500

8. 11

9 8 5 4

Valores medidos.

Leq (clBA)

Intervalo

Mínimo

Medio

Máximo

2/3 Muestra Leq, (dBA)

72, 69 70 73 75 73

76 76 78 79

82 . 80 .90 87 79 79

73 -79 73 -79 72 -84 75,5-83 75 -78,5 73,5-78

.77

76

TABLA.1" NIVELES DE RUIDO CONTINUO EQUIVALENTES. Leq. (dBA) EN nINGOS. Superficie Localm2

N° Muestras

Menor 200 200- 300 300- 500 500-1000

4. 12 12 8

Mínimo

Medio

Máximo

Intervalo 2/3 Muestra Leq. (dBA)

65 64 68 68

70 73 73 72

75 80 79 75

66 -74 68 -77 70 -76 69,5-74,5

Valores medidos. Leq (dBA)

TABLA LI. NIVELES DE RUIDO CONTINUO EQUIVALENTE. Leq. (dBA) EN DISCOTECAS. Valores medídos. Leq. (dBA) Superficie m2

N° Muestras

Menor 100 100- 150 150- 200 200- 300 300- 500 500-1000

3 10 14 14 8 4

Niveles ambientales Niveles pista valor mín. muestra valor máx. muestra 91 87 75 76 89 91

93 103 104 102 108 107 . 395

10. Análisis espectral de los sonidos locales de pública concurrencia

en

El conocer el análisis espectral ele los sonidos-ruidos que se generan en una pista de baile de discoteca o del sonido-ruido de fondo de un Pub músícal se considera fundamental en las determinaciones de los aislamientos acústicos de estos locales. Representamos a continuación unos gráficos obtenidos de los análisis de sonidos en estos locales, llevados a efecto con equipos integradores y estadísticos B & Kj. operando en tiempo real. Las curvas que se representan en las figuras 238 y 239, se han obtenido utilizando las medias de los valores medios medidos, donde Leq. representa el Nivel Continuo Equivalente, MXL,los valores medios de los niveles máximos de presión sonora eficaz y MXp'los valores medios de los picos máximos de presión. \.'_"'"

,e

.e

lOO

",O

90

no

00

·/r~l~~~o ¡._. o

I __

. _._~:\:-+_-+--I

!.;.

. '. MXp

tOO

L,.

70

eo

90

80

I ,,_._+---+--+-~ ~_j_-I--L

I

31.5

63

.25

2.150 500

I J(

2k

4K ABO(Hl)

315

63

125

280

soo

IK

Fig. 238. Espectro típico del ruido ambiental en un pub musical. Fig. 239. Espectro típico del ruido en una discoteca (pista).

396

2K

4K

ABot

Apéndice

TABLA DE CONVERSIÓN DE UNIDADES MAS FRECUENTES -m

_ in2

x 0,0254 x 0,3048 x 6,425 x 10-4

10,764

- ft2

x 9,27 x 10-2

_m2 -ro' _m3

m3

x x x x x

61024

-in3

x 1,639 x 10-5

m'

x 35,315

- ft3

x 2,8316 x 10-2

ro3/Hr Kg

x 58,860 x 10-2 - ft'/min. x 3,527 x 10-2 -OZ x 2,2062 -lb

Kg

x

Kg¡Kp)

x 980665

KgjKp)

x 9,80665 x 10-5

m m m2 m2'

Kg

dina oC (Celsíus)

- in

39,37

- ft

3,281 15,50

x

6,12 x 10-4

x

6,2428 x

- m31H~ -Kg

x 45,369 x 10-2.

-Kg - Kg

- dina

-Nw

x 10,1972 x 10":1.

- Kp

-Nw

x 105 x (0[0 - 32) x2

- Kp

x (OC x 9)/5 + 32 - "f

Kg/Hr'

_ 012

x 14,5938 x ),0197 x 10-6

6,852 x 10-2 - slug

Kgfni3

x 1,69896 x 2,835 X 10-2

-m

- lb/seg

x 1632,96

- Kp

_ "C

9

- Kg/Hr

10-2 - Ib/ft·~

x 16,019

- Kg/m3

Kg/m'

x 36,127 x 10-6 - lb/in3

x 27680

- Kg/m3

Kg/m3

x

x 515,1 x 1093 x 10-2

- Kglm3 - Kp/m3

Kp/m'

x

1,9403 x 10-3 - suIg/ft3 9,81

- Nw/m3

Kp/m'

·x

6,2428 x 10-2 - lh/ft3

x 16,0172

- Kp/m3

1,422 x 10-3 -lb/in2

Kgfm2

x

Kg/O12

x 0,20.48

Ib/ft2 . atrn,

lb/in2 (psi)

x 703,06

Microbar (dinas/cm2)

x 1,4513 x 10- 6 - psi

x 703,0

- Kg/m2

-lb/H2

x 4,882

- 1
x 6,945

- J/in2

x 144

- lb/ft2

x 10332,28

-Kp/m:l.

x 96,78 x 10-6

-utm.

- Kp/m2.

x 96,784 x 10-2

-atm.

x 6,89 x 104

- rnicrobar

397

(continua

tabla de conversión)

psi Microbar mm HyO

mmHzO inHzO in lizO Nw/m2

Kgf x m Kgf x !TI Kgf x m Kgf x 111 1 Kcal 1 Termía 1 CV 1 CV 1 BTV/seg 1 13TV/scg

x 144 X 10-1 x 1,122 x 10-3 x 96,78 x 10-6 x 3,612 x 10"2 x 2,458 x 10-3 x 9,869 x 10-6 x 24,32 x 10-4 x 92,95 X 10-4 x 3,701 x 10-6 x 27,24 x 10-7 x 3,9683 x 103 x 0,9863 x 0,7355 x 1,4342 x 1,055

-'lb!ft2

x 69,ti4 x 10-

'- pa(NW/m2)

x x x x x x x x x x x x x x x x

- psi

- arms - psi -atm

-ann - KcaI -BTV - r,V H -KwH -BTV - Kcal - IIp -Kw -CV -Kw

3

10 703,6 10332,28 27,681 406,78 101325 426,86 107,566 2,7 x 105 367171 25,194 x 10-2 10-3 1,0139 1,3596 69,724 x 10-2 9,48 x 10-2

- psi - microbar

-111m H¿O - mmH20 - in TI20 -:in H20

- Pa -Kgrxm - Kgf x m - Kgf x m -Kgfxm - Kcal - Termía -CV -CV - BTV/:;eg - BTV/seg

PESOS SUPERFICIALES (Kg/m? CHAPAS METÁLICAS COMERCIALES

Espesor

Acero

Latón

(mm)

7,85

8,6

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 2 3 4

0,785 1,570 2,355 3,140 3,925 4,710 5,495 6,280 7,065 7,850 15,70 23,55 31,40

Cobre Aluminio 2,7 8,9

0,860 0,890 1,720 1,780 2,580 2,670 3,440 3,560 4,300 4,450 5,160 5,340 6,020 6,230 6,880 7,120 7,740 ,8,016 8,600 8,90 17,20 17,80 25,80 26,70 34,40 35,60

0,270 0,540 0,816 1,080 1,350 1,620 1,890 2,160 2,430 2,70 5,40 8,10 10,80

Densidad

398

Plomo

Estaño

11,35

7,2?

1,135 2,270 ,3,405 4,540 5,675 6,816 7,940 9,100 10,215 11,36 22,70 34,05 45,40 Kg/rrr'

0,729,' 1,45~ . , 2,187 2,187 3,645 4,380 5,110 5,840 6,570 7,29 14,58 21,87 20,16

ESPESORES DE CHAPAS METÁLICAS COMERCIALES Galca

N° 11

12 13 14 15 . 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25

G.B. (chapa) Espesor mm. 2,877 2,517 , 2,240 1,994 1,775 1,588 1,412 1,2573 1,1176 0,9957 0,8864 0,7937 0,7066 0,6289 0,5598

U.S.A. (chapa)

Espesor mm. 3,175 2,778 2,381 1,984 1,772 1,587 1,429 1,270 1,113

0,9525 0;8731 0,7937 0,7144 0,6350 0,5556

399

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