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1、泵房噪声综合节能治理措施 水泵噪音治理工程的难点在于隔离和控制振动，在实施此类工程时，汉克斯噪声治理公 司以相关声学专利技术为依托，采用了主动隔振、隔声技术。 1）为控制噪声，水泵加隔音罩，罩内加排风机作为强制通风，同时加装进、排气消音器。 针对隔声，安装了吸隔声于一体的特制隔声箱。该隔声箱具备可拆卸、易组装、隔声量高 等特点。考虑到水泵散热量大，对隔声箱内采用循环排风方法。 2）泵体与供水管采用软接头连接；管道与墙体接触的地方采用弹性支承，穿墙管道安装弹 性垫层。 3）挖低水泥基础，水泵机座与基础使用阻尼钢弹簧减振器连接(须注意的是：保证机座与 基础没有直接接触，水泵机座与减振器连接切勿使用
2、焊接连接)。 4）为了隔绝振动及固体声传播，提高隔振效率，水泵基础重新进行隔振。针对隔振，应用 了自主研发的新型隔振器金属钢丝绳隔振器。该隔振器是一种按照国家军用标准研制和 生产的新型减振、隔振、抗冲击元件，很适用于水泵隔振。选取减振器。减振器的选用如下：(1)确定减振器系统的总重量(包括设备架或台座重量)：W=266 kg；(2)设备干扰频率： ：n60=247 Hz；(3)试选用 4 只同型号的 zGT39，每只减振器的荷载量 W4=2664：665 kg；(4)由减振器 zGT39 的特性曲线和最佳相应变形量，查找竖向自振频率 fo=29 Hz(注 意：f fo42)， ：f fo：24
3、729=8(5)隔振传递率：7= 1 =0014(6)隔振率：TA= (1 一 )=986(7)从隔振率可见所选减振器满足设计要求。抓住水泵房噪音治理的关键问题，治理的难度也就减少了，最重要的是设计合理的减振 系统。多层复合结构的隔声设计 1多层复合板的层次不必过多，一般 3-5 层即可，在构造合理的条件下，相邻层间材料尽 量作成软硬结合的形式。 2提高薄板的阻尼胡助于改善隔声量。 3表面抹一层不透气的粉刷或粘一层轻薄的材料提高它的隔声性能。 4隔声门窗的选用与设计。 5采用多层窗时，各层玻璃要求选用不同的厚度（5-10mm） ，厚的朝向声源一侧，以改善 吻合效应的影响。 吸声处理技术 程序设
4、计： 1确定吸声处理前室内的噪声级和各倍频带的声压级，并了解噪声源的特性，选定相应的 噪声标准； 2确定降噪地点的允许噪声级和各倍频带的允许声压级，计算所需吸声降噪量 rLp； 3根据 rLp 值，计算吸声处理后应有的室内平均吸声系数 a2; 4由室内平均吸声系数 a2 和房间可供设置吸声材料或吸声结构、类型、材料厚度、安装 方式等。 5由确定吸声面的吸声系数，选择合适的吸声材料或吸声结构、类型、材料厚度、安装方 式等。 吸声结构选择与设计的原则应尽量先对声源进行隔声、消声等处理，当噪声源不宜采用隔声措施，或采用隔声措施后 仍达不到噪声标准时，可用吸声处理作为辅助手段。 对于中、高频噪声，可采
5、用 20-50mm 厚的常规成型吸声板，当吸声要求较高时可采用 50- 80mm 厚的超细玻璃棉等多孔材料后留 50-100mm 的空气层，或采用 80-150mm 厚的吸声 层；对于低频带噪声，可采用穿孔板共振吸声结构，其板厚通常可取 2-5mm，孔径可取 3- 6mm，穿孔率小于 5%。 对于温度较高的环境，或有清洁要求的吸声设计，可采用薄膜复面的多孔材料或单、双层 微穿孔板共振吸声结构，穿孔板的板厚及孔径均不大于 1mm，穿孔率可取 0.5%-3%，空腔 深度可取 50-200mm。 进行吸声处理时，应满足防火、防潮、防腐、防尘等工艺与安全卫生要求，还应兼顾通风、 采光、照明及装修要求，
6、也要注意埋设件的布置。 消声处理技术 消声设计适用于降低空气动力性机器，设备的噪声。主要为空气动力机构设备（如鼓风机、 通风机、压缩机及各种排气放空设备等） 。 设计原则 （1） 根据噪声源所需要的消声量、空气动力性能要求以及空气动力设备管道中的防潮、 耐油、防火、耐高温等要求，选择消声器的类型。 对低、中频为主的噪声源（如离心通风机等） ，可采用阴性或阻抗复合式消声器； 对带宽噪声源（如高速旋转的鼓风机、燃气轮机等） ，可采用阻抗复合式消声器； 对脉动性低频噪声源（如空燃机、内燃机等） ，可采用抗性消声器或微穿孔板消声器； 对高压、调整排气放空噪声，可采用小孔板消声器； 对潮湿、高温、油雾、
7、有火焰的空气动力设施，可采用抗性消声器或微穿孔板消声器。 （2）根据噪声源空气动力性能的要求，考虑消声器的空气动力性能，把消声器的阻力损失 控制在能使访机械设备正常工作的范围内。 （3）设计消声器时，应考虑消声器可能产生的气流再声噪声的影响，使消声器的气流再生 噪声级低于访环境允许的噪声级。 工矿企业整体隔声降噪技术适用范围汉克斯噪声治理工程范围有柴油发电机组、移动基站、大型风机、中央空调房、水泵房、 冷却塔、新风机竖井、锅炉排气（汽） 、变电站、变压器、压缩机、高炉鼓风机放空等、印 刷设备；体育场馆、数字录音室、大型会议室、娱乐场所；专业性较强的基础发动机测试 试验室、控制室、大型电厂、钢厂
8、、石油石化、地铁等噪声较强且复杂的噪声控制工程。噪控产品有隔声门、隔声窗、隔声屏障、消声器、消声通风百叶、隔声毡、隔声防滑踏 板、吸声体等，该系列产品广泛用于移动通信、冶金矿山、供热、发电、制药、商厦、宾 馆、民用建筑装修等；高速公路、立交桥、铁路和厂矿企业围墙等用的隔声屏障；以及广 播、影视、娱乐、体育场馆、高噪声车间等室内噪声治理所用的各式吸声和隔声构件。目前大部分中央空调组合机组末端用的空调离心通风机,噪声都不尽理想。例如: 双吸多翼 前倾风机、双吸机翼型后倾风机、双吸单板圆弧后倾风机等安装在空调组合机组末端,在没 有特殊处理或无隔声装置的情况下,在距风机出风口处 1m 左右测得的噪声一
9、般可达 90110dB(A),有些高压、大流量的空调离心风机,噪声甚至达 120130dB(A)。根据国际标 准化组织(ISO)建议:在工业厂区内,噪声要求不超过 85dB(A); 在公共建筑、饭店、宾馆、精 密仪器仪表等领地,噪声要求不超过 75dB(A)。根据人们对噪声所能承受的程度,距离风机最 近的住宅区,白天要求噪声不超过 5060dB(A),晚上要求噪声不超过 4045dB(A) 。 因此,对于当今较为普及的中央空调组合机组末端用的空调离心通风机噪声的产生要进 行深入研究,识别噪声源,从而实现噪声的有效控制是有意义的。 空调风机噪声产生的机理分析 . 空调风机的机械噪声一般说来 ,
10、空调风机大部分采用双进风型式，风机的轴及轴上的叶轮等零件都较重, 各生产厂家事先均经过较严格的平衡(静平衡和动平衡)试验后才投入使用。但风机转速一 般较高,经过一段时间的运转后 , 会产生多种机械噪声。(1) 叶轮磨损不均匀或因风压导致零件的变形 , 使整个转子不平衡而产生的噪声。(2) 轴承在运行后由于磨损 , 与轴相互产生的噪声。(3) 由于安装不良或各零件联接松动而产生的噪声。(4) 叶轮高速旋转产生振动 , 导致机体某一部分共振而产生的噪声。 2.2 电机噪声在空调的整个通风系统中,电机是其中一个重要组成部分,但一般风机的生产厂家采用的 电机均由电机生产厂家提供,风机生产厂家一般不作电
11、机内部处理,但电机的噪声种类繁多, 本文简述如下:(1) 轴承本身精度不够而产生的轴承噪声;(2) 径向交变的电磁力激发的电磁噪声;(3) 换向器整流子碳刷摩擦导电环而产生的摩擦噪声;(4) 整流子的打击噪声;(5) 由于某些部件振动使自己的固有频率与激励频率产生共振 , 形成很强的窄带噪声;(6) 转子不平衡或电磁力轴向分量产生的轴向串动声;(7) 电机冷却风扇产生的空气动力噪声。 . 风机噪声产生的机理当多个叶片的风机叶轮绕轴旋转时,旋转的叶片对气流不断施加作用力,作用力的平均部 分对应于维持气流运动的推力,而其交变部分则对应于产生气流噪声的激发力。(1)旋转噪声产生的机理旋转噪声又称叶片
12、噪声,或称离散频率噪声。叶片绕轴旋转时, 风机叶片相对于气流运动,迎风侧与背风侧所受压力不同。在旋转叶轮的叶片通道出口处沿 周向的气动压力与气流速度都有很大变化,旋转的叶片通道掠过较窄的蜗舌处,就会出现周期 性的压力和速度脉动,从而产生噪声。叶片在自由空间旋转时,对于叶片邻近的某固定空间位 置来说,每当一个叶片通过时,空气受到叶片及其压力场的激励,压力就会起伏变化一次,旋转 的叶片不断地逐个通过,相应逐个地产生脉冲 , 向周围辐射噪声。在给定空间位置产生的压力,并不按正弦规律随时间变化,而是按脉冲形式。除基频外还 有许多谐波成分 , 其频率为基频的整数倍。如果压力脉冲很尖锐,在声频范围内可以有
13、许多 谐波成分。旋转噪声的频率为 f = inz / 60 (1) 式中 n 每分钟的转速z 叶片数i 频率谐波序号,i = 1 时的频率为基频 由式(1)可以看出,若将叶片数增加 1 倍而转速保持不变时,由于基频增加 1 倍,原来的奇 次谐波成分被取消,假定各谐波成分的强度近似相同,理论上旋转噪声的强度将降低一半。即 使压力脉冲不很尖税,叶片数的增多对降低噪声也是有利的。旋转噪声的声压与风机的功率成正比,而与叶轮的半径成反比。所以,当功率与叶片尖端 的圆周速度给定时,从降低噪声的角度应尽量使叶轮半径大一些。叶片尖端的圆周速度对旋转噪声的声压非常敏感,随圆周速度的提高 ,旋转噪声的声功率迅速地
14、增加。(2) 涡旋噪声产生的机理涡旋噪声又称涡流噪声,或称紊流噪声。风机叶片相对于气流运动时，气流受到叶片阻 挡即绕流时,沿叶片表面的流线会在背面脱体，从而形成一个阴影区。在该区内的气体一般 处于相对静止的状态,并不随气流向下游方向运动,而该区与气流间的边界是不稳定的,气流 通过切向粘滞力而产生卷吸作用,带动静止的气体运动,在背面的分叉点附近形成了涡旋胚, 并逐渐成长,涡流的范围越来越大,到一定程度后涡旋胚就从叶片背面滑脱,而随气流向下游 运动。当涡旋胚滑脱时,在该区另一侧分叉点附近形成一个新的涡旋胚,从而开始同上相似的 过程,见图 1。 图 1a 表示气流在叶道中的径向流动图 1b 表示气流
15、在叶片通道中形成的环流胚以此类推,涡旋在叶片上侧不断地形成、发展和滑脱,产生一系列顺流而下的旋涡。由于 涡旋的中心与边缘的压力是不相同的,因此在涡旋脱体的过程中,涡流分裂,使气体发生扰动, 叶片受到交变气体扰动作用力。上述过程中,叶片要不断地向气体施加周期性的反作用力,形 成气流的压缩与稀疏过,从而向周围辐射声波,产生涡旋噪声。涡旋噪声的频率为 f m = i v/ L (2) 式中 斯特劳哈尔( St rouhal)系数, =0. 14 0. 2 , 一般随雷诺数的增加 而缓慢地增加,计算中一般可取 = 0. 185 v 气流与叶片的相对速度L 叶片正表面的宽度在垂直于速度平面上的投影i 频
16、率谐波序号由式(2)可知,涡旋噪声的频率取决于叶片与气体的相对速度,而旋转叶片的圆周速度则 随着与圆心的距离而变化。从圆心到圆周,速度连续变化。叶片旋转所产生的涡旋噪声就具 有连续的噪声频谱,频带宽度也将随雷诺数的提高而缓慢地增大。从声源特性上说,涡旋噪声 属偶极子源,声功率与偶极子源振速幅值 v m 的平方成正比,与波数 k 的 4 次方成正比,因此, 涡旋噪声的声功率按流速 v 的 6 次方规律变化。 实际空调中使用的各种系列离心风机, 旋转噪声与涡旋噪声总是同时存在。若叶片尖端的圆周速度相应的马赫数小于 0.4,涡旋噪 声则占主导地位 , 若叶片尖端的圆周速度相应的马赫数大于 0.4,旋转噪声则占主导地位。 空调风机噪声的控制途径 3.1 机械噪声的控制正常运行的空调机组中的风机系统,机械噪声相对于气体动力噪声和电机噪声来说,相对 较小,在混合噪
