Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen

Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
1. Theoretische Grundlagen............................................................................322
1.1. Schalldruck, Schallleistung, Schalldruckpegel, Schallleistungspegel....322
1.2. Bewertung des Schalls.................................................................................323
1.3. Schallausbreitung.........................................................................................324
1.4. Überschlagsformeln.....................................................................................325
2. Emittenten.....................................................................................................326
2.1. Axialventilatoren..........................................................................................326
2.2. Radialventilatoren........................................................................................326
2.3. Rohrleitungen...............................................................................................327
3. Praxiserfahrungen........................................................................................328
3.1. Erhöhte Schallemissionen über die Abdampfleitung..............................328
3.2. Parker-Resonanzen, Kesselsingen..............................................................330
4. Schlussbemerkung.......................................................................................335
5. Quellen..........................................................................................................336
Die Einhaltung der Schallemissionen von Industrieanlagen hat einen ähnlich hohen
Stellenwert, wie die Einhaltung von abgasseitigen Emissionen. Die Überprüfung der
genehmigten Werte erfolgt durch Messungen unabhängiger Institute. Sollten Grenzwerte
überschritten werden, ist eine Nachbesserung unumgänglich. Dieses ist häufig mit hohen
Kosten verbunden und sollte in jedem Fall vermieden werden.
Maßnahmen zur sicheren Einhaltung der Grenzwerte sind bereits im frühesten Planungsstadium zu berücksichtigen. Da es sich bei den Grenzwerten um Immissionswerte häufig
im Bereich der nächstgelegenen Wohnbebauungen handelt, ist ein gewisses Verständnis
von der Schallausbreitung auch beim Planungsbüro von Nutzen. Auf diese Weise kann
zum Beispiel von dem für das Bauvorhaben zur Verfügung stehende Schallkontingent
am Immissionsort auf die zulässige Schallleistung am Emissionsort geschlossen werden.
Bei den Schallemittenten handelt es sich typischerweise um Antriebe von Fördereinrichtungen jeglicher Art sowie diese Fördereinrichtungen selber, aber auch Strömungsgeräusche in Rohrleitungen und Kanälen sind zu berücksichtigen. Auf die Förder-Aggregate sowie die Schallabstrahlung von Rohrleitungen und Kanälen soll nachfolgend eingegangen
werden. An Hand von Beispielen werden Schallprobleme und deren Lösung vorgestellt.
Vorab werden einige grundlegende Anmerkungen zum Schall gestellt.
321
Emissionsminderung
Klaus Niemann und Jörg Tiedemann
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
1. Theoretische Grundlagen
Diese Ausführungen sollen nur einen kurzen Einstieg in das Thema Schall darstellen.
Die exakten Zusammenhänge sind in, auch für den schalltechnischen Laien verständlichen, Büchern eingehend behandelt. Darüber hinaus gibt es die Technische Anleitung
zum Schutz gegen Lärm- TA Lärm, die die Anforderungen an Anlagen, die den Anforderungen des zweiten Teils des Bundes-Immissionsschutzgesetzes unterliegen, festlegt.
Zahlreiche VDI-Richtlinien und DIN-Normen beschäftigen sich ebenfalls mit dem
Thema Schall und geben eine gute Grundlage für die Auslegung von Komponenten.
1.1. Schalldruck, Schallleistung, Schalldruckpegel, Schallleistungspegel
Emissionsminderung
Unter Schalldruck versteht man das abwechselnde Verdichten und Entspannen der
Luft, das durch eine Geräuschquelle bewirkt wird. Diese Druckschwankungen werden
in µbar gemessen. Der Schalldruck ist der quadratische Mittelwert aus dem Verdichtungsdruck und dem Entspannungsdruck.
Die Schallleistung ist eine theoretische Größe, die nicht messbar ist. Sie wird berechnet
und in Watt angegeben. Die Schallleistung ist die Leistung, die erforderlich ist, um die
Schalldruckwellen zu erzeugen. Vermindert wird diese Leistung um den Wirkungsgrad des Schallerzeugers. Die Schallleistung ist entfernungs- und raumunabhängig.
Sie ist somit eine objektive, unbeeinflussbare Größe, die sich gut für schalltechnische
Berechnungen eignet.
Der Schalldruckpegel basiert auf dem Verhältnis des tatsächlich gemessenen Schalldrucks zu dem Hörschwellendruck. Der Hörschwellendruck des menschlichen Ohres
liegt bei 2 *10-4 µbar. Das heißt, ein Geräusch dieser Lautstärke ist gerade eben wahrnehmbar. Die Schmerzschwelle liegt bei 200 µbar. Um die Zahlen, die sich aus dem
Verhältnis tatsächlich gemessener Schalldruck zu Hörschwellendruck ergeben, handlicher
zu machen, wird das gewonnene Verhältnis logarithmiert und mit einem konstanten
Faktor multipliziert. Dieser Wert wird dann Schalldruckpegel genannt.
Die Formel für den Schalldruckpegel lautet:
Lp = 20 x log
gemessener Schalldruck
Hörschwellendruck (1)
mit Drücken in µbar, angegeben in Dezibel, kurz dB.
Für die Schmerzschwelle ergibt sich somit ein Schalldruckpegel von:
Lp = 20 x log
200 µbar
= 120 dB(2)
2 • 10-4 µbar
Für den Schallleistungspegel wurde wie beim Schalldruckpegel ein unter Grenzwert
festgelegt. Dieser Grenzwert N0 von 10-12 Watt wird mit der tatsächlichen Schallleistung
ins Verhältnis gesetzt, logarithmiert und mit einem konstanten Faktor multipliziert.
Die Formel für den Schallleistungspegel lautet:
LW = 10 x log
N
N0(3)
mit Leistungen in Watt, angegeben in Dezibel.
322
Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
Da auch dieses Ergebnis in Dezibel angegeben wird, muss bei Schallangaben beachtet
werden, ob es sich um den Schalldruckpegel oder den Schallleistungspegel handelt.
Mit vereinfachenden Annahmen lässt sich ein einfacher Zusammenhang zwischen
Schalldruck- und Schallleistungspegel herstellen. Hieraus ergibt sich folgende für die
Praxis wichtige Beziehung:
LW = LP + 10 x log
S
S0 (4)
1.2. Bewertung des Schalls
Schalldruck
dB
120
120
Phon
110
100
100
90
80
80
70
60
60
50
40
40
30
20
20
10
0
0
20
50
100
500
1.000
Frequenz
5.000
10.000
Hz
im Bild sind die Kurven gleicher Lautheitseindrücke dargestellt.
Bewertungstabelle:
Bewertung nach
A
B
C
Bild 1: 63
-26,1
-9,4
-0,8
125
-16,1
-4,3
-0,2
Oktavmittenfrequenz
250
500
1.000
-8,6
-3,2
±0
-1,4
-0,3
±0
±0
±0
±0
2.000
+1,2
-0,2
-0,2
4.000
+1,0
-0,8
-0,8
8.000
-1,1
-3,0
-3,0
Kurven gleicher Lautstärke, Differenzwerte
Quelle: Ventilatoren-Fibel, ISBN 3-00-003293-2
323
Emissionsminderung
Bei dem Schalldruckpegel handelt es sich um einen Messflächen-Schalldruckpegel, der
über die Messfläche S energetisch gemittelt wird. Unter der Messfläche versteht man
eine gedachte Fläche, die die Schallquelle in einem bestimmten Abstand, meistens einen
Meter, umschließt. Gewählt werden vorzugsweise einfache geometrische Oberflächen
wie Kugel, Zylinder oder Quader. Die Einheit der Messfläche ist m² [4].
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
Die Bewertung des Schalls erfolgt über verschiedene Umrechnungen. Die bekannteste
Methode ist die Bewertung über den subjektiv empfundenen Lautheitseindruck des
menschlichen Ohres. Dieser wurde durch Reihenuntersuchungen ermittelt. Hierzu
wurden Töne verschiedener Frequenzen mit einem Ton von 1.000 Hz (Phon) verglichen und festgestellt, dass je nach Frequenz andere Lautstärken erforderlich sind, um
subjektiv im menschlichen Ohr den gleichen Eindruck der Lautstärke zu erhalten. Diese
Bewertung ist auch abhängig von der Lautstärke, wie das folgende Diagramm zeigt.
Emissionsminderung
Da bei Schallimmissionen meistens der Bereich bis 60 dB von Bedeutung ist, ist die
verbreitete Bewertung die nach Kurve A. Die so bewerteten Schallpegel erhalten die
Bezeichnung dB(A). Diese Art der Bewertung entspricht dem menschlichen Empfinden
und kann somit uneingeschränkt angewendet werden.
Nach Technische Anleitung zum Schutz gegen Lärm [3] wird ein Beurteilungspegel
gebildet, wenn während der Beurteilungszeit unterschiedliche Emissionen auftreten.
Durch diese Berechnung können erhöhte Schallleistungspegel in Teilzeiten mit Zeiten,
in denen ein geringerer Schallleistungspegel herrscht, verrechnet werden.
1.3. Schallausbreitung
Bei der Schallausbreitung wird die Situation vom Emissionsort bis zum Immissionsort
betrachtet. Allein durch die Entfernung reduziert sich der Schalldruck mit dem Abstand
von der Schallquelle. Hier gibt es verschiedene Ausbreitungsmodelle. Beispielsweise
seien die kugel- und die halbkugelförmige Ausbreitung genannt. Weiterhin ist zu berücksichtigen, ob es Abschattungen durch Gebäude oder Pflanzen gibt.
Mittels dieser Kenntnisse ist es möglich, nicht nur von den Emissionen auf die Immissionen zu schließen, sondern auch der umgekehrte Weg ist machbar.
Diese Berechnungen erfolgen durch einen Schallgutachter. Die Schallquellen werden
einzeln vom Entstehungsort zum Immissionspunkt gerechnet. Folgende Einflüsse
werden üblicherweise hierbei berücksichtigt [1]:
• Richtwirkmaß,
• Dämpfung durch geometrische Ausbreitung,
• Dämpfung durch Bodeneffekte,
• Dämpfung durch Abschirmung,
• Dämpfung durch Luftabsorption,
• Meteorologische Korrekturen,
• Pegelerhöhung durch Reflexion,
• Einwirkzeiten.
Durch diese Angaben kann für jede Emissionsquelle der Anteil an den verschiedenen
Immissionsorten zugeordnet werden.
324
Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
1.4. Überschlagsformeln
Für viele Aggregate lassen sich durch empirische Formeln Schallleistungspegel recht
genau prognostizieren. Allein hierdurch kann festgestellt werden, welche Schallminderungsmaßnahmen erforderlich sind, um den genehmigten bzw. angestrebten
Immissionspegel einzuhalten.
Für die Abschätzung des Schallleistungspegels z.B. von Ventilatoren kann die folgende
Formel angewendet werden [2].
LW = LWS + 10 x log V + 20 x log p(5)
Bei der Verwendung der Einheiten m³/s für den Volumenstrom und Pa für die Gesamtdruckdifferenz kann der spezifische Schallleistungspegel LWs für z.B. Radialventilatoren mit rückwärts gekrümmten Schaufeln, wie sie in Saugzugventilatoren häufig
eingesetzt werden, zu 34 dB eingesetzt werden. Der so ermittelte Schallleistungspegel
gilt für den optimalen Betriebspunkt eines Ventilators. Außerhalb dieses Bereiches
oder sogar außerhalb der Kennlinie ist mit einem deutlichen Pegelanstieg zu rechnen.
Für einen Saugzugventilator mit einem Volumenstrom von 20 m³/s und einer Gesamtdruckdifferenz von 8.000 Pa ergibt sich ein Schallleistungspegel von:
LW = 34 + 10 x log 20 + 20 x log 8.000
entsprechend: 125 dB.
(6)
Auf Basis dieser Abschätzung lassen sich zum Beispiel Schalldämpfer und Isolierung
auslegen.
Sollte die Anzahl der Schaufeln eines Ventilators bekannt sein, kann hiermit der
Drehklang ermittelt werden. Die erste harmonische Schwingung errechnet sich aus
der Schaufelanzahl multipliziert mit der Drehzahl in s-1.
Bei einem Ventilator mit zum Beispiel 11 Schaufeln und einer Drehzahl von 1.490 min-1
entsprechend 24,83 s-1 ergibt sich eine Frequenz von 273 Hz. Subharmonische und
Oberschwingungen sind üblicherweise ohne Relevanz. Mit diesem einfachen Zusammenhang lassen sich aus gemessenen Schallspektren schnell die Schwingungen, die
direkt dem Ventilator zuzuordnen sind, erkennen.
Ebenfalls lassen sich mit ähnlichen Berechnungen Eigenfrequenz Wirbel im Kessel
ermitteln. Quer angeströmte Rohre können durch Wirbelablösungen der Strömung,
den so genannten Karman-Wirbeln, zu Schwingungen angeregt werden. Stimmt die
Wirbel-Ablösefrequenz mit der akustischen Schwingung des Wärmetauschers überein,
so bilden sich durch Reflexion an den Wänden stehende akustische Wellen aus [5].
Mit einer bekannten Kesselgeometrie und den Betriebsdaten lassen sich die Frequenzen errechnen, die durch die Ablösung der Wirbel an den Kesselrohren entstehen.
Selbst wenn diese Berechnungen einige Abschätzungen erfordern und damit die Genauigkeit ggf. abnimmt, können hierdurch Schallemissionen einem Bauteil zugeordnet
werden.
325
Emissionsminderung
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
2. Emittenten
Aus der Vielzahl von Schallemittenten werden nachfolgend einige beschrieben, die in
Industrieanlagen häufig verwendet werden.
Emissionsminderung
2.1. Axialventilatoren
Bei den schallemittierenden Einrichtungen sind an erste Stelle Ventilatoren zu nennen. So werden große Axialventilatoren z.B. in Luftkondensationsanlagen eingesetzt
(Bild 2). Diese Lukos stehen häufig an exponierter Stelle, so dass eine ungehinderte
Schallabstrahlung erfolgen kann. Weiterhin verbietet sich auf Grund der Funktion die
Einhausung diese Aggregate. Für die Einhaltung der zulässigen Schallleistungspegel
sind geräuscharme Motoren und Getriebe, Frequenzumrichter mit Filter ggf. zusätzlich eine Kapselung der Getriebe und strömungstechnisch optimierte Profile für die
Lüfterflügel zu wählen. Die Verwendung von Schalldämmkulissen im Ansaugbereich
eines Luftkondensators ist mit hohem Aufwand verbunden. Außerdem wird die freie
Ansaugfläche hierdurch verringert, was eine geänderte Auslegung der Ventilatoren
zur Folge hat. Hierdurch erhöht sich der Schallleistungspegel. Somit ist einem sehr
strömungsgünstigen Lüfterprofil, einem störungsarmen Anströmbereich und sehr
geräuscharmen Motoren der Vorzug zu geben bevor durch Sekundärmaßnahmen die
Schallemissionen reduziert werden.
Bild 2:
Lüfter Luftkondensator
2.2. Radialventilatoren
Radialventilatoren (Bild 3) erzeugen Geräusche, die aerodynamische und mechanische
Ursachen haben. So führen Turbulenz- und Wirbelgeräusche und Vibrationen der
Schaufeln und Lagerungen sowie des Motors zu Schallemissionen. Da typischerweise
die Ventilatoren sowohl saug- als auch druckseitig an ein Kanalsystem angeschlossen
sind, erfolgt keine direkte Luftschallabstrahlung. Diese Schallabstrahlung erfolgt bei
Verbrennungsluftventilatoren auf der Ansaugseite und bei Sauzugventilatoren an der
326
Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
Emissionsminderung
Schornsteinmündung. Im direkten Umfeld des Ventilators bestimmt der Körperschall
die Geräusche. Zur Minderung des Körperschalls erfolgt üblicherweise eine mechanische Entkoppelung der angeschlossenen Kanäle durch weiche Kompensatoren.
Die Aufstellung des Ventilators erfolgt mittels Federelementen, so dass eine Schwingungsübertragung in das Gebäude verringert wird. Weiterhin wird eine Isolierung des
Gehäuses eingesetzt.
Bild 3:
Radialventilator
Bei der Schallabstrahlung vom Ventilator in die angeschlossenen Kanäle ist zu beachten,
dass die Strömungsgeschwindigkeit sehr viel kleiner ist als die Schallgeschwindigkeit.
Somit erfolgt die Abstrahlung auf die Saug- wie auf die Druckseite in gleicher Größenordnung.
Bei Radialventilatoren kommen neben den Primärmaßnahmen, wie eine strömungsgünstige Konstruktion und geräuscharme Antriebe eine Vielzahl von Sekundärmaßnahmen in Betracht, um die Schallemissionen zu mindern. An erster Stelle seien
die Schalldämpfer in den angeschlossenen Kanalsystemen genannt. Schalldämpfer
können saug- wie druckseitig eingesetzt werden. Insbesondere bei drehzahlgeregelten
Antrieben haben sich Kulissendämpfer gut bewährt. Diese Bauart gestattet es, Schall
in einem weiten Frequenzbereich zu mindern. Die Körperschallabstrahlung wird
durch eine Isolierung der Oberflächen vermindert. Zusätzlich kann eine Kapselung
des Ventilators erfolgen.
2.3. Rohrleitungen
In Ausblaseleitung hinter z.B. Sicherheitsventilen werden oftmals Rohrschalldämpfer
verbaut, um die Schallemissionen der mit Schallgeschwindigkeit durchströmten Armaturen zu verringern. Dies ist deshalb sinnvoll, da die durchströmte Armatur einen
beträchtlichen Schallleistungspegel aufweist. So hat z.B. ein Sicherheitsventil, das
10 t/h Dampf bei 150 °C ausbläst, einen Schallleistungspegel von etwa 133 dB(A). Ein
Rohrschalldämpfer (Bild 4) kann diesen Pegel deutlich verringern. Bei Einsatz eines
35 dB Rohrschalldämpfers auf etwa 98 dB(A).
327
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
D
DN
A
L
Bild 4:
Emissionsminderung
Rohrschalldämpfer
Oft wird jedoch vergessen, dass der Mündungsschall der aus der Fassade austretenden Rohrleitung ebenfalls beträchtlich ist. Wählt man für dieses Beispiel eine Ausblaseleitung, so würde diese zu etwa DN 400 dimensioniert. Der Mündungsschall
dieser Leitung beträgt dann etwa 136 dB(A), also mehr als das eigentliche Ventil. Der
Gesamt-Pegel beträgt, unter Vernachlässigung des Rauschens der Rohrleitung etwa
136 dB(A). Eine Schallreduzierung kann also nicht erreicht werden. Ohne Einsatz des
Rohrschalldämpfers wäre der Gesamt-Pegel 138 dB(A). Hier muss dann ein MündungsSchalldämpfer zum Einsatz kommen. Dieser am Ende der Rohrleitung angebrachte
Schalldämpfer reduziert auch den Mündungsschall effektiv. Ein Rohrschalldämpfer ist
bei Ausblaseleitungen wenig effektiv. Der Mündungsschall kann ebenfalls durch eine
Erweiterung der Ausblasemündung, und der damit einhergehenden Reduzierung der
Strömungsgeschwindigkeit, reduziert werden.
3. Praxiserfahrungen
Nachfolgend soll über einige Erfahrungen aus der Praxis berichtet werden, in denen
durch eine enge Zusammenarbeit zwischen Betreiber, Schallgutachter, ggf. Lieferfirmen
und Ingenieurbüro die Ursache für erhöhte Schallemissionen ermittelt und Sanierungskonzepte erarbeitet wurden. Die Ursache für die erhöhten Schallemissionen lag
häufig in Nachrüstmaßnahmen im Bereich Wasser-Dampf-Kreis oder Abgasreinigung.
Nicht immer waren die Veränderungen von vorn herein abzusehen, sondern wurden
erst nach den Umbaumaßnahmen festgestellt. Somit war eine schnelle Ermittlung der
Ursachen und Realisierung von Abhilfemaßnahmen geboten.
3.1. Erhöhte Schallemissionen über die Abdampfleitung
Im Rahmen einer Baumaßnahme zur verbesserten energetischen Nutzung wurde eine
Dampfturbine in einem separaten Gebäude einer Müllverbrennungsanlage nachgerüstet (Bild 5). In der unmittelbaren Nähe erfolgte die Aufstellung des Lukos. Wegen der
unmittelbar angrenzenden Wohnbebauung sind nur sehr niedrige Schallemissionen
zulässig. Nur so können die zulässigen Immissionsgrenzwerte eingehalten werden.
Der Luko und das Rückkühlwerk wurden konsequent mit geräuscharmen Ventilatoren
ausgerüstet. Durch eine sehr große Kühlfläche können niedrige Luftgeschwindigkeiten realisiert werden. Die Schallemissionen der Lüfter liegen hierdurch unterhalb des
Wertes, der in der Schallausbreitungsberechnung angenommen wurde.
328
Bei Betrieb mit der Turbine ist der über die Abdampfleitung abgestrahlte Schall ebenfalls
innerhalb der angenommenen Werte. Bei Umleitbetrieb konnte diese Werte jedoch
nicht eingehalten werden. Der Umleitbetrieb kann jederzeit erfolgen, somit auch zur
Nachtzeit. Die Schallemissionen waren deutlich wahrzunehmen und durch die Tonhaltigkeit zuzuordnen. Messungen belegten, dass die Einhaltung der Immissionspegel für
den Fall des Umleitbetriebs nicht gewährleistet war. Als Sofortmaßnahme wurde ein
Parallelbetrieb beider Umleitstationen eingerichtet, da hierdurch eine deutlich geringere
Schallleistung auftrat. Als endgültige Maßnahme wurde die Isolierung der gesamten
Abdampfleitung einschließlich des Dampfverteilers veranlasst. Andere Maßnahmen,
wie der Einsatz von Schalldämpfern in der Abdampfleitung waren nicht möglich.
Der Aufwand für die Isolierung war recht hoch, da neben einer hohen Isolierdicke
(120 mm Isolierung, 80 mm Luftschicht) sehr schwere Bleche (Alu-Zink-Blech mit
Entdröhnung) eingesetzt wurden (Bild 6). Hierdurch konnten die Schallemissionen
sicher unter das zulässige Maß realisiert werden. Das Dämpfungsmaß der Isolierung
ist deutlich größer als die erforderlichen 26 dB(A).
Bild 5: Längsschnitt durch eine Turbinenanlage
Bild 6:
Isolierarbeiten am Luft-
kondensator
329
Emissionsminderung
Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
Emissionsminderung
Rechnerisch hätten die Schallimmissionen ohne Isolierung ggf. eingehalten werden
können, da es sich beim Umleitbetrieb um Einzelereignisse handelt. Es wurde bewusst
die zusätzliche Isolierung gewählt, um Störungen der Anwohner zu minimieren.
Eine Prognose in einer frühen Planungsphase konnte nicht erfolgen, da die genaue
Schallleistung der Umleitstationen nicht bekannt war und diese maßgeblich von der
Einbausituation abhängt. Weiterhin wurde festgestellt, dass für die Berechnung der
Schallausbreitung in einer dickwandigen Rohrleitung keine Vorgaben verfügbar waren.
Zusätzliche Kosten sind durch die verbessert ausgeführte Isolierung nicht aufgetreten,
da noch keine Vorleistungen für den vorgesehenen Wärmeschutz durchgeführt wurden.
Durch Messungen und Berechnungen konnte eine sichere Festlegung der erforderlichen
Maßnahmen getroffen werden. Darüber hinaus konnten durch die Bewertung der
Schallemissionen in Abhängigkeit von der Einbausituation im Vergleich mit anderen
Anlagen nützliche Erkenntnisse für zukünftige Auslegungen gewonnen werden.
3.2. Parker-Resonanzen, Kesselsingen
In einem Müllheizkraftwerk traten an neu eingebauten Mitteldruck-Dagavos in den
Abgaskanälen tieffrequente Geräuschemissionen auf. Messungen ergaben eine deutliche
Tonalität. Die Intensität und Frequenzlage der Töne variierten je nach Betriebszustand
der Anlage. Durch die exponierte Lage dieser Wärmetauscher gibt es eine direkte Einwirkung auf einen der Immissionsaufpunkte. Eine Kapselung des gesamten Bereiches ist
nur mit sehr hohem Aufwand realisierbar. Somit wurde gemeinsam mit dem Betreiber,
Lieferfirma, Schallgutachtern und Planer nach den Ursachen gesucht, um so ggf. eine
einfachere Schallminderungsmaßnahme realisieren zu können.
Wie aus Bild 7 ersichtlich ist, befindet sich der Mitteldruck -Dagavo in der Abgasleitung
zwischen dem Wäscher-Ventilator und der Anlage zur Stickoxidminderung. Am Eintritt
der Stickoxidminderung befindet sich ein Glasrohr-Wärmetauscher. Aufgrund des
hohen Wartungsaufwands soll dieser Glasrohr-Wärmetauscher mittelfristig ausgebaut
werden. Der neue Mitteldruck-Dagavo wurde so ausgelegt, dass die Eintrittstemperatur in den Stahl-Wärmetauschern der Stickoxidminderung gleich bleibt und somit
Korrosionsprobleme auch ohne Glasrohr-Wärmetauscher sicher vermieden werden.
Der Ventilator nach Wäscher und der DeNOx-Ventilator sind als Radialventilatoren
ausgeführt.
In einem ersten Schritt wurde das subjektive Schallempfinden durch Messungen bei
definierten Betriebsbedingungen erfasst. Hierzu wurde eine Verbrennungslinie außer
Betrieb genommen, so dass die Abgasreinigungslinie begehbar ist. An dieser Linie war
der Glasrohrwärmetauscher noch installiert.
Der Versuchsablauf sah vor, dass die Ventilatoren zunächst langsam hochgefahren
werden, während Schallmessungen mit Frequenzanalyse am MD-Dagavo durchgeführt
werden. Diese Messungen erfolgten mit einfachen, nicht kalibrierten Geräten.
Die erste Messung wurde während der Luftfahrt bei etwa 50prozentiger Saugzugleistung
durchgeführt. Die Frequenzanalyse dieser Messung, die eine Hauptfrequenz von etwa
150 Hz aufweist, ist in Bild 8 dargestellt.
330
Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
DenoxVentilator
MD-Dagavo
Glasrohr-Wärmetauscher
Abgas
WäscherVentilator
Stahl-Wärmetauscher
Stahl-Wärmetauscher
Stahl-Wärmetauscher
Emissionsminderung
Katalysator
HD-Dagavo Brenner AmmoniakZugabe
Bild 7: Verfahrensskizze der Stickoxidminderung
Druck
dB
-24
-30
-36
-42
-48
-54
-60
-66
-72
-78
-84
-90
Bild 8: 11
20
40
62
100
200
400
1.000
Frequenz Hz
Position: 151 Hz (D3) = -23 dB Spitze 148 Hz (D3) = -21,9 dB
2.000
4.000
10.000
Frequenzanalyse Messung 3 an Linie 3 bei 50 Prozent Saugzugleistung
Anschließend wurde die Luftmenge erhöht. Bei etwa 70 Prozent Saugzuglast wurde
eine Veränderung des Klangs festgestellt. Die dazugehörige Frequenzanalyse ergibt
eine Hauptfrequenz von etwa 200 Hz, wie in Bild 9 dargestellt ist.
331
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
Druck
dB
-24
-30
-36
-42
-48
-54
-60
-66
-72
Emissionsminderung
-78
-84
11
20
40
62
100
200
400
1.000
2.000
Frequenz Hz
Position: 204 Hz (G#3) = -22 dB Spitze 199 Hz (G3) = -20,6 dB
Bild 9: 4.000
10.000
Frequenzanalyse Messung 4 an Linie 3 bei 70 Prozent Saugzugleistung
Bei Maximallast des Saugzuges bei einer Luftmenge von etwa 100.000 Nm3/h ist das
Dröhnen nicht mehr wahrzunehmen. Es ist nur eine Zunahme der Strömungsgeräusche
festzustellen. Die dazugehörige Frequenzanalyse kann keine dominierende Frequenz
mehr nachweisen, wie in Bild 10 dargestellt ist.
Druck
dB
-18
-24
-30
-36
-42
-48
-54
-60
-66
-72
-78
11
200
400
1.000
2.000 4.000
Frequenz Hz
Position: 18.806 Hz (D10) = -78 dB Spitze 18.806 Hz (D10) = -79,4 dB
Bild 10: 332
20
40
62
100
10.000
Frequenzanalyse Messung 5 an Linie 3 bei 100 Prozent Saugzugleistung
Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
Die Frequenz von etwa 300 Hz liegt im Bereich des Drehklangs des Ventilators.
Durch diese Messungen konnte festgestellt werden, dass nicht der Drehklang des
Ventilators die Ursache für die erhöhten Schallemissionen ist, sondern Resonanzen im
Abgassystem. Zur weiteren Untersuchung wurde ein Meßinstitut beauftragt.
Es wurden Messungen am Mitteldruck -Dagavo und im DeNOx-Gebäude beim Hochund Runterfahren der Anlage durchgeführt.
Bild 11 zeigt den zeitlichen Verlauf des Frequenzspektrums beim Runterfahren (oberes
Diagramm) und beim Hochfahren (unteres Diagramm).
Hz
dB(Linear)
400
70
Emissionsminderung
350
60
300
250
50
200
40
150
100
Hz
400
13:20:00
13:30:00
13:40:00
13:50:00
14:00:00
30
14:10:00
dB(Linear)
70
350
60
300
250
50
200
40
150
30
100
14:20:00
Bild 11: 14:30:00
14:40:00
14:50:00
15:00:00
15:10:00
Zeitlicher Verlauf des Frequenzspektrums
333
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
Die in Bild 11 mit dunkelblauen Pfeilen gekennzeichnete Frequenzlinie entspricht der
Drehtonfrequenz des Wäscher-Ventilators. Diese Kurve wurde zur besseren Erkennbarkeit blau nachgezeichnet. Der Wäscher-Ventilator verfügt über 16 Schaufeln. Bei einer
Drehzahl von 1.100 min-1 ergibt sich mit der oben beschriebenen Formel eine Frequenz
für den Drehklang von 293 Hz. Diese Drehzahl wurde um 14:20 Uhr gefahren. Die aus
dem Diagramm abgelesene Frequenz beträgt etwa 300 Hz, es ist also eine eindeutige
Zuordnung möglich. Weiterhin kann ein ähnlicher Kurvenverlauf bei halber Frequenz
erkannt werden. Hierbei handelt es sich um eine Subharmonische, die deshalb entsteht,
da das Ventilatorlaufrad über 16 Schaufeln verfügt, von denen 8 zurückversetzt sind.
Emissionsminderung
Die Drehzahl des Ventilators ist proportional zur Abgasmenge, so dass über die Frequenz
des Drehklangs ein qualitativer Verlauf des Abgasvolumenstroms erkennbar ist. Über
die vorhandene Betriebsdatenerfassung stehen natürlich exakte Daten zu den gefahrenen
Betriebsbedingungen zur Verfügung.
Wie bereits in den Vorversuchen sind Frequenzen gut zu erkennen, die über einen größeren Bereich konstant verlaufen, das heißt, sich nicht proportional mit der Abgasmenge
ändern. Wird die Abgasmenge weiter erhöht oder verringert, springen diese Schallemissionen auf eine andere Frequenz.
Ursache hierfür sind Wirbelablösungen an Wärmetauscherrohren, die mit der Form des
Abgaskanals zu Resonanzen führen. Liegt die Frequenz der Wirbelablösungen in der Nähe
einer akustischen Quermode des Abgaskanals, synchronisiert sich die Wirbelablösung
an den Wärmetauscherrohren.
Die Wirbelablösefrequenz ist proportional zur Strömungsgeschwindigkeit. Dies führt
dazu, dass mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit die Resonanz von einer Mode zur
nächsthöheren springt. Zwischen diesen Sprüngen bleibt die Frequenz nahezu konstant.
In der Literatur wird dieses Phänomen als Wärmetauscher- oder Kesselbrummen bzw.
als Parker-Resonanz bezeichnet.
Es konnte bestätigt werden, dass die vom Wäscher-Ventilator erzeugten Einzeltöne zwar
messtechnisch deutlich nachweisbar sind, für die Immission in der Nachbarschaft jedoch
nur eine untergeordnete Rolle spielen. Dominierend sind die Resonanzen.
Die Abstrahlung der tonalen Geräusche erfolgt ausschließlich von der Oberfläche des
Mitteldruck-Dagavos, wobei es lokale laute und leise Stellen gibt, deren Position je nach
Frequenz unterschiedlich ist. Von den Rohrleitungen ist keine relevante Schallabstrahlung festzustellen.
Ergänzend wurden auch Messungen am Mitteldruck-Dagavo mit Bypassbetrieb der
DeNOx durchgeführt. Hierbei wird der Mitteldruck-Dagavo durchströmt, nicht aber
die DeNOx-Wärmetauscher. Durch Beobachtung des Frequenzspektrums während
der Messung wurde festgestellt, dass beim Bypassbetrieb die in Bild 8 und 9 gezeigten
Resonanzen nicht auftreten.
Messungen im Nahbereich der Mitteldruck-Dagavos im Bypassbetrieb der DeNOxAnlage ergaben keinerlei Hinweise auf stehende Wellen, die durch Resonanzen in den
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Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen
Mitteldruck-Dagavos entstanden sein könnten. Als Entstehungsort der o. g. ParkerResonanzen scheiden die Mitteldruck-Dagavos daher aus.
Die Resonanzen entstehen in den Wärmetauschern der DeNOx-Anlage. Als Hauptentstehungsort der Resonanz bei 120 Hz wird der Glasrohr-Wärmetauscher vermutet.
Die übrigen Resonanzen entstehen vermutlich in den anderen Wärmetauscherstufen
zwischen dem Glasrohr-Wärmetauscher und dem DeNOx-Katalysator. Diese Vermutung
wird dadurch unterstützt, dass an der Linie, an der der Glasrohrwärmetauscher bereits
demontiert ist, diese Resonanzfrequenz deutlich schwächer ausgeprägt ist.
Zu erklären ist dieses durch die unterschiedlichen Dämpfungen von runden und
geraden Oberflächen. Bei gleichem Wandaufbau ist die Durchgangsdämpfung einer
geraden Fläche deutlich schlechter als die einer gekrümmten Fläche. Durch den Einbau
der Mitteldruck-Dagavos ist ein etwa 6 m langes Teilstück der runden Abgasleitung
durch ein großflächiges, rechteckiges Bauteil mit geraden Wänden und relativ geringer
Durchgangsdämpfung ersetzt worden. Die Schallabstrahlung der gesamten im Freien
verlaufenden Abgasführung hat sich also durch den Einbau der Mitteldruck-Dagavos
verstärkt, wobei die Mitteldruck–Dagavos selber eine ausschließlich passive Rolle spielen.
Es sind folgende Geräuschminderungsmaßnahmen realisierbar.
Es kann ein Schalldämpfer in die Abgasleitung vor dem Eintritt in die DeNOx eingebaut
werden. Der Schalldämpfer muss auf die Frequenzen der verbleibenden Resonanzen
ausgelegt sein.
Eine zweite Minderungsmaßnahme besteht im Einbau sogenannter Schallbleche in
die Wärmetauscher. Dabei wird durch parallel zur Strömung ausgerichtete Bleche der
akustisch wirksame Kanalquerschnitt soweit verkleinert, dass im relevanten Frequenzbereich keine Eigenformen mehr auftreten können. Diese Maßnahme hat sich in vielen
Praxiseinsätzen gut bewährt. Sie bringt keinen zusätzlichen Druckverlust mit sich und
benötigt keinen zusätzlichen Platz.
Durch eine weitere Messung sollen die gewonnenen Erkenntnisse abgesichert werden, um
dann die Umbaumaßnahmen festzulegen. Die Voraussetzungen sind sehr gut, um auf eine
Kapselung verzichten zu können. Der Aufwand für die Ermittlung der Ursachen ist u.E.
in jedem Fall gerechtfertigt, da nur so eine passgenaue Lösung erarbeitet werden kann.
4. Schlussbemerkung
Die Zusammenarbeit zwischen Schallgutachter und Planer sollte ab einer frühen Planungsphase durchgeführt werden. Durch diese enge Abstimmung kann auch festgestellt
werden, welche Komponenten in besonderem Maße zum Schall am Immissionsort
beitragen. Es können Schallminderungsmaßnahmen ausgeschrieben werden, die mit
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Emissionsminderung
Dies bedeutet, dass die tieffrequenten Einzeltöne auch schon vor dem Einbau der
Mitteldruck-Dagavos in den Abgasleitungen vorhanden gewesen sind. Die Beobachtung,
dass diese Geräusche erst nach dem Einbau der Mitteldruck-Dagavos auftraten, scheint
dem zu widersprechen.
Klaus Niemann, Jörg Tiedemann
geringem Aufwand einen hohen Nutzen erreichen. Da das Schallgutachten häufig
Bestand eines Genehmigungsantrags ist, sollten die gewählten Ansätze belastbar sein,
bzw. es sollten Reserven vorgesehen werden, um die sichere Einhaltung des Schalls am
Immissionsort zu gewährleisten.
Sollte es nach der Realisierung von Baumaßnahmen zu Schallproblemen kommen,
ist möglichst gemeinsam mit Betreiber, Lieferfirma, Schallgutachter und Planer eine
Lösung zu erarbeiten, um Abhilfe zu schaffen. Die Suche nach den Ursachen sollte
Vorrang haben, da so ggf. deutlich günstigere Lösungen erarbeitet werden können,
als nur die Auswirkungen zu mindern.
5. Quellen
Emissionsminderung
[1] Dämpfung des Schalls bei der Ausbreitung im Freien, DIN ISO 9613-2
[2] Geräuscherzeugung und Lärmminderung in Raumlufttechnischen Anlagen, VDI 2081
[3] Technische Anleitung zum Schutz gegen Lärm
[4] Ventilatoren-Fibel, ISBN 3-00-003293-2
[5] Wärmetauscher, ISBN 3-8023-1787-4
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