오진우
(Jin Woo Oh)
†
인하대학교 기계공학과 박사과정
(Ph.D. Candidate, Mechanical Engineering, Inha University, Incheon, 2222, Korea)
Copyright © 2016, Society of Air-Conditioning and Refrigeration Engineers of Korea
키워드
방음루버, 장치설계, 소음저감, 압력손실, 소음기
Key words
Acoustic louver, Device Design, Noise Mitigation, Pressure drop, Silecer
기호설명
$d B$ ：
소음의 정도를 나타내는 기본단위
$d B(A)$ ：
인체 감각특성을 반영한 소음의 단위
$\zeta$ ：
국부저항계수
$\rho$ ：
공기밀도 [kg/m3]
$P_{A}$ ：
장치 상류부의 압력 [mmAq]
$P_{B}$ ：
장치 하류부의 압력 [mmAq]
$\Delta P_{t}$ ：
장치에 의한 압력손실, $P_{A}-P_{B}$ [mmAq]
$v$ ：
평균유속 [m/s]
1. 서 론
소음설비에 의한 소음 민원은 대체적으로 냉각탑, 공조기, 급/배기팬 등 공조관련 설비가 주요 대상이며 이는 건축물의 필수적인 설비이기 때문이다. 이러한
공조설비들은 형식과 용량 등에 따라 다양한 종류가 있으며 설비에 다양성만큼 상이한 소음의 특성과 크기를 나타낸다. 이러한 소음특성과 크기를 고려하여
설비소음을 줄이기 위한 소음저감장치를 설계 및 설치하며 대표적으로 소음기와 방음루버가 있다.
소음기와 방음루버는 케이싱과 내부 스플리터로 구성되어 있으며 소음기의 내부 스플리터는 풍향과 수평방향의 직선형이며 방음루버의 내부 스플리터는 풍향과
수평방향 간 하나 굴곡부를 가지고 있다. 소음기와 방음루버의 일반적인 형상은 Fig. 1 ~ Fig. 2와 같다.
Choi and Lee(1)는 마찰저항과 구조저항 계산식을 이용하여 주택용 환기시스템의 압력손실을 실험하였고 Kwon(2)은 댐퍼개도가 닫히는 방향으로 동작하는 경우 저항계수가 증가하는 것을 확인하였다.
이와 같이 소음저감장치의 내부형상 구조로 인해 발생하는 저항요소로 인해 압력손실이 발생하고 이러한 압력손실의 발생은 결과적으로 설비의 효율에 영향을
줄 수 있으므로 대책 적용 가능성에 대한 종합적인 검토가 선행되어야 한다. 본 연구에서는 다양한 소음저감장치 설계안으로 실제 제품을 제작 및 실험하고
설계안에 따른 압력손실을 측정하여 그 변화를 확인해 보고자 한다.
Fig. 1 Figure of silencer.
Fig. 2 Figure of acoustic louver.
2. 이론적 배경
2.1 형상에 의한 국부저항
소음기와 방음루바는 일반덕트와는 다르게 내부에 스플리터라는 구조체가 있으며 국부저항을 발생시킨다. 소음기와 방음루바의 형상에 의한 국부저항을 산출하기
위해서 덕트 계통의 저항계산 방법을 적용할 수 있으며 일반적인 형상을 참고하면 관련 있는 형상의 국부저항(3)은 Table 1과 같다.
형상에 따른 구조저항은 분기 시 단면차이와 통과유속의 비에 비례하고 단면 확장 및 축소 시 경사각과 단면차이에 비례한다. 추가적으로 축관 시 보다는
확관 시 구조저항이 더 큰 것으로 나타난다.
Table 1 Dynamic loss coefficient by shape
|
Shape
|
$A_{1}/A_{2}$
|
0.06
|
0.1
|
0.25
|
0.5
|
|
|
$\zeta$
|
0.98
|
0.91
|
0.64
|
0.32
|
|
Shape
|
$\theta$
$A_{1}/A_{2}$
|
10
|
15
|
20
|
30
|
45
|
60
|
90
|
|
|
$\zeta$
|
0.06
|
0.26
|
0.3
|
0.44
|
0.54
|
0.53
|
0.65
|
0.77
|
|
0.1
|
0.24
|
0.3
|
0.43
|
0.5
|
0.53
|
0.64
|
0.75
|
|
0.25
|
0.2
|
0.25
|
0.34
|
0.36
|
0.45
|
0.52
|
0.58
|
|
0.5
|
0.14
|
0.15
|
0.2
|
0.21
|
0.25
|
0.3
|
0.33
|
|
Shape
|
$\theta$
$A_{1}/A_{2}$
|
10
|
15~40
|
50~60
|
90
|
|
|
$\zeta$
|
2
|
0.05
|
0.05
|
0.06
|
0.12
|
|
4
|
0.05
|
0.04
|
0.07
|
0.17
|
|
6
|
0.05
|
0.04
|
0.07
|
0.18
|
|
10
|
0.05
|
0.05
|
0.08
|
0.19
|
2.2 압력손실 산정식
공조시스템 및 배관시스템 내에서 흐르는 유체가 시스템 내의 유로변경과 연결 장치로 인해 덕트자체의 압력손실 외 추가적인 국부압력손실이 발생하게 된다.
개념적으로 공조시스템에서 연결장치에 의한 압력손실은 다음 식(1)과 같이 구해질 수 있다.
소음저감장치도 마찬가지로 시스템의 연결장치 중 하나로 압력손실 발생요인이며 단일 도파관 및 도파관 배열의 양 단면에 발생하는 압력손실은 베르누이 정리에
의한 압력 변동식을 활용하면 다음 식(2)와 같이 구해질 수 있다.(3)
3. 연구방법
3.1 시험방법
시험시설에서 압력손실을 구하기 위한 절차를 간략히 정리하면 다음 Fig. 3과 같다.
압력손실 측정을 위해 동일 규격의 빈덕트 시험을 선행 시험하였으며 소음저감장치의 상류층과 하류층의 압력을 측정한 후 이 값의 차이를 압력손실 값으로
산정하였다.
시험을 위한 시험시설은 KS I ISO 7235(4)를 준용하여 설계 및 시공한 시험시설로 인버터 팬을 통해 다양한 풍속조건을 구현가능하다. 세부적인 제원은 다음 Table 2와 같다.
Table 2 Specification of test system
|
Component
|
Use
|
Specification
|
Remark
|
|
System fan
|
Generating flow
|
126000CMH
|
Inverter type
|
|
Duct
|
Path of flow
|
D1240
|
Round type
|
|
Manometer
|
Measurement of pressure
|
-
|
w/ Pitot tube
|
3.2 시험대상
시험은 주요 소음저감장치인 소음기와 방음루버를 대상으로 하면 실제 제품 적용 시 반영하는 설계 인자를 선별하여 시험 설계안을 Table 3, Table 4와 같이 도출하였다.
Table 3 Test design of silencer
Table 4 Test design of acoustic silencer
4. 연구결과
4.1 소음기
소음기 설계안에 따른 시험결과는 Fig. 4와 같다.
소음기 길이가 길어짐에 따라 압력손실이 증가되는 경향을 보인다. 소음기 길이가 상대적으로 짧은 600 L과 1200 L은 큰 차이를 보이지 않으나
2100 L로 길이가 증가하면 시스템 최대 풍속을 기준으로 약 2배 이상의 압력손실 증가가가 측정되었다. 이로 인해 소음기 통과 후 풍속은 감소하여
시스템 풍량이 최대일 때 600 L 소음기는 12.7 m/s이고 1200 L 소음기는 12.2 m/s, 2100 L 소음기는 9.3 m/s로 측정되었다.
소음기의 개구율 증가에 대해서는 압력손실이 감소하는 경향을 보인다. 개구율이 감소할수록 압력손실값은 단순비례 관계가 아닌 지수에 가까운 압력손실
증가경향이 측정되었다. 이로 인해 소음기 통과 후 풍속은 증가하며 시스템 풍량이 최대일 때 60% 개구율의 소음기는 14.4 m/s이고 50% 개구율
소음기는 12.7 m/s, 40% 개구율 소음기는 8.7 m/s의 풍속이 측정되었다.
동일 개구율과 길이를 가진 소음기의 스플리터 두께를 조정했을 때의 정압손실 측정결과는 Fig.4와 같다.
스플리터 두께가 증가하는 경우 정해진 단면 내 스플리터 개수가 감소하여 공기통과면적의 분할 개수가 감소하고 개별 공기 통과면적이 증가하게 된다. 이에
대한 영향으로 분할면이 많은, 상대적으로 얇은 스플리터를 가진, 소음기에서 높은 압력손실이 측정되었다. 시스템 풍량이 최대일 때 100T 스플리터
소음기는 10.1 m/s이고 150 T 스플리터 소음기는 10.6 m/s, 200 T 스플리터 소음기는 12.7 m/s의 풍속이 측정되었다.
소음기 설계 인자별 압력손실 측정결과, 인자에 따른 설계 경향을 확인할 수 있었고 압력손실 증가 경향은 선형적이 아닌 지수적인 상관관계를 가진 것으로
측정되었다.
Fig. 4 Test result of silencer: length, open ratio and thickness of splitter.
4.2 방음루버
방음루버 설계안에 따른 시험결과는 Fig. 5와 같다.
방음루버의 길이가 길어짐에 따라 압력손실이 감소되는 경향을 보인다. 동일길이 소음기에 비해 높은 압력손실값이 측정되었으며 방음루바의 길이증가 시 내부
스플리터의 꺾임각이 상대적으로 적어져 짧은 길이의 급격한 스플리터 각도보다 완만하고 긴 스플리터가 더 낮은 압력손실을 기록한다. 이로 인해 방음루버
통과 후 풍속은 증가하여 시스템 풍량이 최대일 때 600 L 방음루버는 2.5 m/s이고 1200 L 방음루버는 5.0 m/s, 2100 L 방음루버는
8.6 m/s의 풍속이 측정되었다.
방음루버의 스플리터 형상변경에 대해서는 다중 굴곡 시 압력손실이 증가하는 경향을 보인다. 다만, 스플리터의 꺾임 횟수로 증가로 인한 요인인지 다중
굴곡을 위해 스플리터의 굴적각이 증가하며 생긴 현상인지는 추가적인 확인이 필요할 것으로 판단된다. 증가하는 압력손실로 인해 소음기 통과 후 풍속은
감소하며 시스템 풍량이 최대일 때 V형 스플리터의 방음루버는 5.0 m/s이고 N형 스플리터의 방음루버는 2.7 m/s, W형 스플리터의 방음루버는
1.6 m/s의 풍속이 측정되었다.
Fig. 5 Test result of acoustic louver: length and shape of splitter.
5. 결 론
본 연구에서는 공조설비의 일반적인 소음저감장치인 소음기와 방음루버의 설계요소에 의한 압력손실의 변화를 분석하고자 실제크기의 다양한 제품을 제작하여
풍속조건별로 시험을 수행하였으며 그 결과는 다음과 같다.
(1) 소음기의 경우 압력손실은 소음기의 길이증가, 개구율 감소, 스플리터에 의한 분할면 수 증가에 비례하며 방음루버의 경우 스플리터 형상의 복잡성으로
인해 동일 길이의 소음기에 비해 높은 압력손실 값이 측정되었다.
(2) 동일제원의 소음기보다 방음루바의 압력손실값이 더 크게 나타나 최대 2배까지도 차이가 발생하는 것으로 확인하였다. 다만 방음루바의 길이가 2000
L 이상으로 길어지는 경우 스플리터의 굴곡각이 감소하면서 소음기의 특성과 유사해지는 경향을 보인다.
(3) 동일 시스템 풍량조건에서 방음장치를 통과한 풍속은 최소 1.6 m/s ~ 최대 14.4 m/s 까지 설계안에 따라 큰 편차를 보인다. 이러한
편차는 압력손실 차이에 의한 것으로 공조설비 선정 및 공조덕트 설계에서 정상운전 및 효율을 위해 압력손실 수준을 극복할 수 있는 설계가 고려되어야
한다.
본 연구의 시험결과를 통해 현실적인 소음저감장치의 설계안에서 효과적인 설계방향을 수립하는데 참고할 수 있는 시험을 수행하였다. 측정결과 설계안에 따른
압력손실값의 차이가 큰 것을 확인하였으며 고사양 소음저감장치를 사용하기 전 설비 운용을 위한 압력손실을 고려하여 방음장치를 설계해야 한다. 특히 방음루버의
경우, 소음기에 비해 높은 압력손실을 나타내므로 풍속이 강하거나 소음저감효과의 극대화를 위해 내부 형상이 복잡한 경우 높은 압력손실로 인한 설비 운용
문제가 발생할 수 있으므로 유의해야 한다.