Lärmemissionen und Lärmschutz bei IndustrieanlagenKlaus Niemann und Jörg Tiedemann

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Emissionsminderung

Lärmemissionen und Lärmschutz bei Industrieanlagen

Klaus Niemann und Jörg Tiedemann

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 Planungs- stadium 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 Fördereinrich- tungen jeglicher Art sowie diese Fördereinrichtungen selber, aber auch Strömungsgeräu- sche 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.

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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 verständli- chen, Büchern eingehend behandelt. Darüber hinaus gibt es die Technische Anleitung zum Schutz gegen Lärm- TA Lärm, die die Anforderungen an Anlagen, die den Anfor- derungen 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

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 Verdich- tungsdruck 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 Wirkungs- grad 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 Schall- drucks zu dem Hörschwellendruck. Der Hörschwellendruck des menschlichen Ohres liegt bei 2 *10^-4 µbar. Das heißt, ein Geräusch dieser Lautstärke ist gerade eben wahr- nehmbar. 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 SchalldruckHörschwellendruck (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

2 ^• 10^-4 µbar = 120 dB (2)

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:

L_W = 10 x log N

N0 (3)

mit Leistungen in Watt, angegeben in Dezibel.

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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:

L_W = L_P + 10 x log S

S₀ (4)

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].

1.2. Bewertung des Schalls

120

100

80

60

40

20

0 Schalldruck dB

120 110 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

Phon

20 50 100 500 1.000 Frequenz 5.000 10.000 Hz

im Bild sind die Kurven gleicher Lautheitseindrücke dargestellt.

Bewertungstabelle:

Oktavmittenfrequenz

Bewertung nach 63 125 250 500 1.000 2.000 4.000 8.000

A -26,1 -16,1 -8,6 -3,2 ±0 +1,2 +1,0 -1,1

B -9,4 -4,3 -1,4 -0,3 ±0 -0,2 -0,8 -3,0

C -0,8 -0,2 ±0 ±0 ±0 -0,2 -0,8 -3,0

Bild 1: Kurven gleicher Lautstärke, Differenzwerte

Quelle: Ventilatoren-Fibel, ISBN 3-00-003293-2

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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) vergli- chen 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.

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 be- rücksichtigen, ob es Abschattungen durch Gebäude oder Pflanzen gibt.

Mittels dieser Kenntnisse ist es möglich, nicht nur von den Emissionen auf die Immis- sionen 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.

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1.4. Überschlagsformeln

Für viele Aggregate lassen sich durch empirische Formeln Schallleistungspegel recht genau prognostizieren. Allein hierdurch kann festgestellt werden, welche Schall- minderungsmaßnahmen 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 = LW_S + 10 x log V + 20 x log p (5) Bei der Verwendung der Einheiten m³/s für den Volumenstrom und Pa für die Ge- samtdruckdifferenz kann der spezifische Schallleistungspegel L_W_s für z.B. Radialven- tilatoren 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 Gesamt- druckdifferenz von 8.000 Pa ergibt sich ein Schallleistungspegel von:

LW = 34 + 10 x log 20 + 20 x log 8.000 (6) entsprechend: 125 dB.

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 Zusam- menhang 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 Frequen- zen errechnen, die durch die Ablösung der Wirbel an den Kesselrohren entstehen.

Selbst wenn diese Berechnungen einige Abschätzungen erfordern und damit die Ge- nauigkeit ggf. abnimmt, können hierdurch Schallemissionen einem Bauteil zugeordnet werden.

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2. Emittenten

Aus der Vielzahl von Schallemittenten werden nachfolgend einige beschrieben, die in Industrieanlagen häufig verwendet werden.

2.1. Axialventilatoren

Bei den schallemittierenden Einrichtungen sind an erste Stelle Ventilatoren zu nen- nen. 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. zusätz- lich 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

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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 Schwin- gungsübertragung 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 Grö- ßenordnung.

Bei Radialventilatoren kommen neben den Primärmaßnahmen, wie eine strömungs- günstige Konstruktion und geräuscharme Antriebe eine Vielzahl von Sekundärmaß- nahmen 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 Ar- maturen 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).

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Bild 4:

Rohrschalldämpfer

D DN

A

L

Oft wird jedoch vergessen, dass der Mündungsschall der aus der Fassade austreten- den Rohrleitung ebenfalls beträchtlich ist. Wählt man für dieses Beispiel eine Aus- blaseleitung, 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 Mündungs- Schalldämpfer 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 Sanie- rungskonzepte 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 nachgerüs- tet (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 Luftgeschwindigkei- ten realisiert werden. Die Schallemissionen der Lüfter liegen hierdurch unterhalb des Wertes, der in der Schallausbreitungsberechnung angenommen wurde.

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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 Tonhal- tigkeit 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

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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 Ein- wirkung 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 Eintrittstempe- ratur 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.

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Bild 8: 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.

Denox- Ventilator

Glasrohr-Wärmetauscher

Stahl-Wärmetauscher Stahl-Wärmetauscher Wäscher-

Ventilator

MD-Dagavo Abgas

Stahl-Wärmetauscher

HD-Dagavo Brenner Ammoniak- Zugabe

Katalysator

Bild 7: Verfahrensskizze der Stickoxidminderung

Druck dB -24 -30 -36 -42 -48 -54 -60 -66 -72 -78 -84

-90 11 20 40 62 100 200 400 1.000 2.000 4.000 10.000

Frequenz Hz Position: 151 Hz (D3) = -23 dB Spitze 148 Hz (D3) = -21,9 dB

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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

Frequenz Hz

11 20 40 62 100 200 400 1.000 2.000 4.000 10.000

-24 -30 -36 -42 -48 -54 -60 -66 -72 -78 -84

Position: 204 Hz (G#3) = -22 dB Spitze 199 Hz (G3) = -20,6 dB

Druck dB

Frequenz Hz

11 20 40 62 100 200 400 1.000 2.000 4.000 10.000

-18 -24 -30 -36 -42 -48 -54 -60 -66 -72 -78

Position: 18.806 Hz (D10) = -78 dB Spitze 18.806 Hz (D10) = -79,4 dB

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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 Hoch- und Runterfahren der Anlage durchgeführt.

Bild 11 zeigt den zeitlichen Verlauf des Frequenzspektrums beim Runterfahren (oberes Diagramm) und beim Hochfahren (unteres Diagramm).

400

350

300

250

200

150

100

Hz dB(Linear)

70

60

50

40

30 13:20:00 13:30:00 13:40:00 13:50:00 14:00:00 14:10:00 400

350

300

250

200

150

100

Hz dB(Linear)

70

60

50

40

30 14:20:00 14:30:00 14:40:00 14:50:00 15:00:00 15:10:00

Bild 11: Zeitlicher Verlauf des Frequenzspektrums

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Die in Bild 11 mit dunkelblauen Pfeilen gekennzeichnete Frequenzlinie entspricht der Drehtonfrequenz des Wäscher-Ventilators. Diese Kurve wurde zur besseren Erkennbar- keit 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.

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 grö- ßeren Bereich konstant verlaufen, das heißt, sich nicht proportional mit der Abgasmenge ändern. Wird die Abgasmenge weiter erhöht oder verringert, springen diese Schallemis- sionen 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 Schallabstrah- lung 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 DeNOx- Anlage ergaben keinerlei Hinweise auf stehende Wellen, die durch Resonanzen in den

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Mitteldruck-Dagavos entstanden sein könnten. Als Entstehungsort der o. g. Parker- Resonanzen scheiden die Mitteldruck-Dagavos daher aus.

Die Resonanzen entstehen in den Wärmetauschern der DeNOx-Anlage. Als Haupt- entstehungsort 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.

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.

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 Frequenz- bereich 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 Pla- nungsphase 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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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

[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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Bibliografische Information der Deutschen Nationalbibliothek Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.dnb.de abrufbar

Karl J. Thomé-Kozmiensky, Margit Löschau (Hrsg.):

Immissionsschutz, Band 5

– Recht – Umsetzung – Messung – Emissionsminderung – ISBN 978-3-944310-23-7 TK Verlag Karl Thomé-Kozmiensky

Verlag: TK Verlag Karl Thomé-Kozmiensky • Neuruppin 2015

Redaktion und Lektorat: Professor Dr.-Ing. habil. Dr. h. c. Karl J. Thomé-Kozmiensky, Dr.-Ing. Stephanie Thiel, M.Sc. Elisabeth Thomé-Kozmiensky

Erfassung und Layout: Sandra Peters, Ginette Teske, Anne Kuhlo Druck: Beltz Bad Langensalza GmbH

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