泵房噪聲治理措施

        水泵噪音治理工程的難點在于隔離和控制振動,在實施此類工程時,漢克斯噪聲治理公司以相關聲學專利技術為依托,采用了主動隔振、隔聲技術。
        1)為控制噪聲,水泵加隔音罩,罩內加排風機作為強制通風,同時加裝進、排氣消音器。針對隔聲,安裝了吸隔聲于一體的特制隔聲箱。該隔聲箱具備可拆卸、易組裝、隔聲量高等特點。考慮到水泵散熱量大,對隔聲箱內采用循環排風方法。
        2)泵體與供水管采用軟接頭連接;管道與墻體接觸的地方采用彈性支承,穿墻管道安裝彈性墊層。
        3)挖低水泥基礎,水泵機座與基礎使用阻尼鋼彈簧減振器連接(須注意的是:保證機座與基礎沒有直接接觸,水泵機座與減振器連接切勿使用焊接連接)。
        4)為了隔絕振動及固體聲傳播,提高隔振效率,水泵基礎重新進行隔振。針對隔振,應用了自主研發的新型隔振器—金屬鋼絲繩隔振器。該隔振器是一種按照國家軍用標準研制和生產的新型減振、隔振、抗沖擊元件,很適用于水泵隔振。
         選取減振器。減振器的選用如下:
        (1)確定減振器系統的總重量(包括設備架或臺座重量):W=266 kg;
        (2)設備干擾頻率: :n/60=24.7 Hz;
        (3)試選用4只同型號的zGT3—9,每只減振器的荷載量W/4=266/4:66.5 kg;
        (4)由減振器zGT3—9的特性曲線和最佳相應變形量,查找豎向自振頻率fo=2.9 Hz(注意:f./ fo>42), :f /fo:24.7/2.9=8.
        (5)隔振傳遞率:7/= 1 =0.014
        (6)隔振率:TA= (1一 )%=98.6%
        (7)從隔振率可見所選減振器滿足設計要求。
         抓住水泵房噪音治理的關鍵問題,治理的難度也就減少了,最重要的是設計合理的減振系統。
1 、多層復合結構的隔聲設計 
1.多層復合板的層次不必過多,一般3-5層即可,在構造合理的條件下,相鄰層間材料盡量作成軟硬結合的形式。
2.提高薄板的阻尼胡助于改善隔聲量。
3.表面抹一層不透氣的粉刷或粘一層輕薄的材料提高它的隔聲性能。
4.隔聲門窗的選用與設計。
5.采用多層窗時,各層玻璃要求選用不同的厚度(5-10mm),厚的朝向聲源一側,以改善吻合效應的影響。
吸聲處理技術
程序設計:
1.確定吸聲處理前室內的噪聲級和各倍頻帶的聲壓級,并了解噪聲源的特性,選定相應的噪聲標準;
2.確定降噪地點的允許噪聲級和各倍頻帶的允許聲壓級,計算所需吸聲降噪量rLp;
3.根據rLp值,計算吸聲處理后應有的室內平均吸聲系數a2;
4.由室內平均吸聲系數a2和房間可供設置吸聲材料或吸聲結構、類型、材料厚度、安裝方式等。
5.由確定吸聲面的吸聲系數,選擇合適的吸聲材料或吸聲結構、類型、材料厚度、安裝方式等。
吸聲結構選擇與設計的原則
        應盡量先對聲源進行隔聲、消聲等處理,當噪聲源不宜采用隔聲措施,或采用隔聲措施后仍達不到噪聲標準時,可用吸聲處理作為輔助手段。
對于中、高頻噪聲,可采用20-50mm厚的常規成型吸聲板,當吸聲要求較高時可采用50-80mm厚的超細玻璃棉等多孔材料后留50-100mm的空氣層,或采用80-150mm厚的吸聲層;對于低頻帶噪聲,可采用穿孔板共振吸聲結構,其板厚通常可取2-5mm,孔徑可取3-6mm,穿孔率小于5%。
        對于溫度較高的環境,或有清潔要求的吸聲設計,可采用薄膜復面的多孔材料或單、雙層微穿孔板共振吸聲結構,穿孔板的板厚及孔徑均不大于1mm,穿孔率可取0.5%-3%,空腔深度可取50-200mm。
        進行吸聲處理時,應滿足防火、防潮、防腐、防塵等工藝與安全衛生要求,還應兼顧通風、采光、照明及裝修要求,也要注意埋設件的布置。
消聲處理技術
        消聲設計適用于降低空氣動力性機器,設備的噪聲。主要為空氣動力機構設備(如鼓風機、通風機、壓縮機及各種排氣放空設備等)。
設計原則
(1) 根據噪聲源所需要的消聲量、空氣動力性能要求以及空氣動力設備管道中的防潮、耐油、防火、耐高溫等要求,選擇消聲器的類型。
        對低、中頻為主的噪聲源(如離心通風機等),可采用陰性或阻抗復合式消聲器;
        對帶寬噪聲源(如高速旋轉的鼓風機、燃氣輪機等),可采用阻抗復合式消聲器;
        對脈動性低頻噪聲源(如空燃機、內燃機等),可采用抗性消聲器或微穿孔板消聲器;
        對高壓、調整排氣放空噪聲,可采用小孔板消聲器;
        對潮濕、高溫、油霧、有火焰的空氣動力設施,可采用抗性消聲器或微穿孔板消聲器。
(2)根據噪聲源空氣動力性能的要求,考慮消聲器的空氣動力性能,把消聲器的阻力損失控制在能使訪機械設備正常工作的范圍內。
(3)設計消聲器時,應考慮消聲器可能產生的氣流再聲噪聲的影響,使消聲器的氣流再生噪聲級低于訪環境允許的噪聲級。
工礦企業整體隔聲降噪技術適用范圍
        漢克斯噪聲治理工程范圍有柴油發電機組、移動基站、大型風機、中央空調房、水泵房、冷卻塔、新風機豎井、鍋爐排氣(汽)、變電站、變壓器、壓縮機、高爐鼓風機放空等、印刷設備;體育場館、數字錄音室、大型會議室、娛樂場所;專業性較強的基礎發動機測試試驗室、控制室、大型電廠、鋼廠、石油石化、地鐵等噪聲較強且復雜的噪聲控制工程。
        噪控產品有隔聲門、隔聲窗、隔聲屏障、消聲器、消聲通風百葉、隔聲氈、隔聲防滑踏板、吸聲體等,該系列產品廣泛用于移動通信、冶金礦山、供熱、發電、制藥、商廈、賓館、民用建筑裝修等;高速公路、立交橋、鐵路和廠礦企業圍墻等用的隔聲屏障;以及廣播、影視、娛樂、體育場館、高噪聲車間等室內噪聲治理所用的各式吸聲和隔聲構件。
        目前大部分中央空調組合機組末端用的空調離心通風機,噪聲都不盡理想。例如: 雙吸多翼前傾風機、雙吸機翼型后傾風機、雙吸單板圓弧后傾風機等安裝在空調組合機組末端,在沒有特殊處理或無隔聲裝置的情況下,在距風機出風口處1m左右測得的噪聲一般可達90~110dB(A),有些高壓、大流量的空調離心風機,噪聲甚至達120~130dB(A)。根據國際標準化組織(ISO)建議:在工業廠區內,噪聲要求不超過85dB(A); 在公共建筑、飯店、賓館、精密儀器儀表等領地,噪聲要求不超過75dB(A)。根據人們對噪聲所能承受的程度,距離風機最近的住宅區,白天要求噪聲不超過50~60dB(A),晚上要求噪聲不超過40~45dB(A) 。
  因此,對于當今較為普及的中央空調組合機組末端用的空調離心通風機噪聲的產生要進行深入研究,識別噪聲源,從而實現噪聲的有效控制是有意義的。
2 空調風機噪聲產生的機理分析
2.1 空調風機的機械噪聲
   一般說來 , 空調風機大部分采用雙進風型式,風機的軸及軸上的葉輪等零件都較重,各生產廠家事先均經過較嚴格的平衡(靜平衡和動平衡)試驗后才投入使用。但風機轉速一般較高,經過一段時間的運轉后 , 會產生多種機械噪聲。
  (1) 葉輪磨損不均勻或因風壓導致零件的變形 , 使整個轉子不平衡而產生的噪聲。
  (2) 軸承在運行后由于磨損 , 與軸相互產生的噪聲。
  (3) 由于安裝不良或各零件聯接松動而產生的噪聲。
  (4) 葉輪高速旋轉產生振動 , 導致機體某一部分共振而產生的噪聲。
2.2  電機噪聲
  在空調的整個通風系統中,電機是其中一個重要組成部分,但一般風機的生產廠家采用的電機均由電機生產廠家提供,風機生產廠家一般不作電機內部處理,但電機的噪聲種類繁多,本文簡述如下:
  (1) 軸承本身精度不夠而產生的軸承噪聲;
  (2) 徑向交變的電磁力激發的電磁噪聲;
  (3) 換向器整流子碳刷摩擦導電環而產生的摩擦噪聲;
  (4) 整流子的打擊噪聲;
  (5) 由于某些部件振動使自己的固有頻率與激勵頻率產生共振 , 形成很強的窄帶噪聲;
  (6) 轉子不平衡或電磁力軸向分量產生的軸向串動聲;
  (7) 電機冷卻風扇產生的空氣動力噪聲。
2.3  風機噪聲產生的機理
  當多個葉片的風機葉輪繞軸旋轉時,旋轉的葉片對氣流不斷施加作用力,作用力的平均部分對應于維持氣流運動的推力,而其交變部分則對應于產生氣流噪聲的激發力。
  (1)旋轉噪聲產生的機理旋轉噪聲又稱葉片噪聲,或稱離散頻率噪聲。葉片繞軸旋轉時,風機葉片相對于氣流運動,迎風側與背風側所受壓力不同。在旋轉葉輪的葉片通道出口處沿周向的氣動壓力與氣流速度都有很大變化,旋轉的葉片通道掠過較窄的蝸舌處,就會出現周期性的壓力和速度脈動,從而產生噪聲。葉片在自由空間旋轉時,對于葉片鄰近的某固定空間位置來說,每當一個葉片通過時,空氣受到葉片及其壓力場的激勵,壓力就會起伏變化一次,旋轉的葉片不斷地逐個通過,相應逐個地產生脈沖 , 向周圍輻射噪聲。
  在給定空間位置產生的壓力,并不按正弦規律隨時間變化,而是按脈沖形式。除基頻外還有許多諧波成分 , 其頻率為基頻的整數倍。如果壓力脈沖很尖銳,在聲頻范圍內可以有許多諧波成分。旋轉噪聲的頻率為
f = inz / 60   
式中 n ———每分鐘的轉速
   z ———葉片數
   i
———頻率諧波序號,i = 1 時的頻率為基頻
   由式(1)可以看出,若將葉片數增加1倍而轉速保持不變時,由于基頻增加1倍,原來的奇次諧波成分被取消,假定各諧波成分的強度近似相同,理論上旋轉噪聲的強度將降低一半。即使壓力脈沖不很尖稅,葉片數的增多對降低噪聲也是有利的。
  旋轉噪聲的聲壓與風機的功率成正比,而與葉輪的半徑成反比。所以,當功率與葉片尖端的圓周速度給定時,從降低噪聲的角度應盡量使葉輪半徑大一些。葉片尖端的圓周速度對旋轉噪聲的聲壓非常敏感,隨圓周速度的提高 ,旋轉噪聲的聲功率迅速地增加。
  (2) 渦旋噪聲產生的機理
  渦旋噪聲又稱渦流噪聲,或稱紊流噪聲。風機葉片相對于氣流運動時,氣流受到葉片阻擋即繞流時,沿葉片表面的流線會在背面脫體,從而形成一個陰影區。在該區內的氣體一般處于相對靜止的狀態,并不隨氣流向下游方向運動,而該區與氣流間的邊界是不穩定的,氣流通過切向粘滯力而產生卷吸作用,帶動靜止的氣體運動,在背面的分叉點附近形成了渦旋胚,并逐漸成長,渦流的范圍越來越大,到一定程度后渦旋胚就從葉片背面滑脫,而隨氣流向下游運動。當渦旋胚滑脫時,在該區另一側分叉點附近形成一個新的渦旋胚,從而開始同上相似的過程,見圖1。
  圖 1a 表示氣流在葉道中的徑向流動
  圖 1b 表示氣流在葉片通道中形成的環流胚
  以此類推,渦旋在葉片上側不斷地形成、發展和滑脫,產生一系列順流而下的旋渦。由于渦旋的中心與邊緣的壓力是不相同的,因此在渦旋脫體的過程中,渦流分裂,使氣體發生擾動,葉片受到交變氣體擾動作用力。上述過程中,葉片要不斷地向氣體施加周期性的反作用力,形成氣流的壓縮與稀疏過,從而向周圍輻射聲波,產生渦旋噪聲。渦旋噪聲的頻率為
    f m = i β v/ L              (2)
式中  β ———斯特勞哈爾( St rouhal)系數,β =0. 14 ~ 0. 2 , 一般隨雷諾數的增加
而緩慢地增加,計算中一般可取β= 0. 185
    v ———氣流與葉片的相對速度
    L ———葉片正表面的寬度在垂直于速度平面上的投影
    i ———頻率諧波序號
  由式(2)可知,渦旋噪聲的頻率取決于葉片與氣體的相對速度,而旋轉葉片的圓周速度則隨著與圓心的距離而變化。從圓心到圓周,速度連續變化。葉片旋轉所產生的渦旋噪聲就具有連續的噪聲頻譜,頻帶寬度也將隨雷諾數的提高而緩慢地增大。從聲源特性上說,渦旋噪聲屬偶極子源,聲功率與偶極子源振速幅值v m的平方成正比,與波數k的4次方成正比,因此,渦旋噪聲的聲功率按流速v的6次方規律變化。  實際空調中使用的各種系列離心風機,旋轉噪聲與渦旋噪聲總是同時存在。若葉片尖端的圓周速度相應的馬赫數小于0.4,渦旋噪聲則占主導地位 , 若葉片尖端的圓周速度相應的馬赫數大于 0.4,旋轉噪聲則占主導地位。
3 空調風機噪聲的控制途徑
3.1 機械噪聲的控制
  正常運行的空調機組中的風機系統,機械噪聲相對于氣體動力噪聲和電機噪聲來說,相對較小,在混合噪聲中,機械噪聲可以忽略不計。
3.2 電機噪聲的控制
  在設計制造或選用電機時要側重考慮降低電機噪聲;在使用電機時則要側重考慮控制電機噪聲。
  (1)葉片聲和笛聲的控制 葉片不平衡或葉片與導風圈的間隙太小,只需校正或調整即可;若葉片與風道溝共振產生笛聲,須改變葉片數,葉片最好采用質數片。
  (2)適當減小風扇直徑,合理選擇風扇尺寸參數,可降低風扇渦流噪聲。
  (3)電磁噪聲在低頻段與電機剛度有關,高頻段與槽配合有關。若出現電網頻率的低頻電磁聲,說明電機定子有偏心、氣隙不均勻,應返修改進;若負載出現兩倍滑差頻率的噪聲,說明轉子有缺陷,應更新或返修。
  (4)采用消聲隔聲措施 以消聲為主的常用于小型電機,以隔聲為主的常用于大型電機。一要注意電機的散熱,二要注意消聲罩的隔振與減振。
3.3 風機噪聲的控制
  空調組合機組末端的通風系統是一個非常復雜的噪聲源,沿風機的各個方向向外傳播,如圖2。對于風機設計、生產廠家,既要保證整個系統的低噪聲,又要保證風機的高效率。我公司目前研制開發的 KHF系列風機就是基于上述觀點而設計的,主要用于組合機組配套。
  (1) 機殼處的噪聲控制
  在風機機殼內側固定一層穿孔板,其穿孔率約為20%,內襯一種超細玻璃棉,作為吸聲材料,其密度為15~20kg/m3,整個襯墊厚度為50~100mm。可以有效減小音調強度和隨機噪聲。
  此方法筆者在寧波一家風機公司工作時,應客戶降低噪聲的要求而設計并制作過一批,計6臺,機號為 KHF-900、KHF-1000。件1和件7為1.5mm 鍍鋅板,件4為1.0mm 鍍鋅板,件3 、件5和件6為0.8mm穿孔網板,穿孔率為20%,中間填充工業用超細玻璃棉。經前后性能對比,由于穿孔板的摩擦系數比普通鍍鋅板略高,風機流量下降1.2%~2.5%,內功率也同時降低1.4%~1.8%,其噪聲降低8~10dB(A)。也可以做成雙層微穿孔板吸聲結構,層與層之間的間隙為60mm,通過氣流的一層穿孔率為20%,另一層為2%,夾層中間不加填料,經測試,性能與上述方法基本相同。如果空調箱內的空間足夠,也可以將襯墊貼附在整個機殼的外側,其降噪的效果也較為明顯。
  (2) 進、出風口處的噪聲控制
  經測試,空調風機在進風口與出風口,其噪聲最大。一般的方法是利用聲的阻抗失配原理,在進風口前和出風口后安裝吸聲式消聲裝置來減低風機噪聲。
   在進風口位于機殼內部的外圍,設計防渦旋的整流結構,見圖4 。
   葉輪中葉片出風口的尺寸大于進風口位于前盤處的尺寸,氣流在風室中流動時,在進風口圓弧段會形成許多小股團的渦旋,與機殼、進風口發生多次沖擊而最后脫離,因連續多次的沖擊而向周圍輻射噪聲。增設整流圈和擋板,能有效防止氣流在進風口旁形成渦旋,卡門渦街、二次流產生的噪聲有明顯降低。在KHF系列風機中,經同比性能測試,不僅噪聲降低6~8dB(A),且風量、全壓也增加2%~4%,風機效率也有所提高。
   在出風口處,除安裝消聲器外,還可以設置吸聲板來降低噪聲,如圖5,這種方法也可應用在進風口處。
        (3) 蝸舌結構的改進
  由于存在著葉片尾跡,在葉輪出口處的切向速度分布曲線呈現明顯的最大值和最小值。蝸舌尖端半徑的大小及蝸舌與葉輪外徑的間距大小對出風口處的噪聲影響較大。在 KHF 系列風機蝸舌板的設計中,除選擇適當的蝸舌尖端半徑和蝸舌與葉輪外徑的間距外,并對蝸舌結構進行了改進。一種方法是在風舌的內側固定一層穿孔板,內襯一種超細玻璃棉作為吸聲材料,其結構與前面的機殼襯層相似。另一種方法是改變蝸舌的邊緣。一般風機蝸舌的邊緣是平行于主軸,讓葉輪流出的周向不均勻的氣流同時作用在蝸舌上,使蝸舌受到很大的脈沖力而向外輻射較強的噪聲。現改用如圖6所示的蝸舌板,蝸舌邊緣線與主軸傾斜,其傾斜的程度根據葉片的氣動模型計算出葉片出風口處風速的切線方向,讓兩個葉片出來的氣流同時作用在蝸舌上。在 KHF 系列風機中,蝸舌邊緣與主軸的傾斜角為18°,使作用在蝸舌上的脈沖氣流相互錯開,減少蝸舌上的脈沖力,有效降低風機的旋轉噪聲。
  (4)葉輪氣體流道的改進
  在KHF系列風機葉輪的設計中,葉輪的進口速度和葉輪中的減速程度,是特別值得關注的問題。降低葉輪中的進口速度和增大葉輪中的減速程度,可使葉輪中的流速減小,減少流動損失,提高葉輪的流動效率,還可以有效地降低噪聲。為此,將葉片設計為后掠式扭曲葉片,如圖7所示。
   采用后掠式扭曲葉片,葉片在出風口處適度前傾,在進風部位后掠,可以避免流道的急劇擴張,防止氣流嚴重分離,讓葉片背面產生的紊流附面層和分界層所形成的渦旋胚以最快的速度解體,從而提高了氣流在葉道中的流動效率 ,也減少了渦旋所產生的噪聲。經同型號風機性能測試比較,KHF 系列風機的效率提高了3%~5%,噪聲同時下降8~10dB(A),尤其在大風量區,效率高,噪聲低,其氣動性能在國內外同類型風機中趨于領先地位,是空調組合機組中理想的配套風機。
4 結束語 
  風機系統產生的是一個非常復雜的噪聲源,要通過對噪聲的測量、分析、診斷技術等來確定主要噪聲源,依據輕重緩急的原則,采取幾項合理的治理措施 , 才會有良好的效果。目前,空調組合機組主要安裝在工業區和人口集中的住宅區,其中風機系統產生的噪聲是組合機組中的主要噪聲,有效控制風機系統中噪聲的產生、傳播,可以減輕周圍環境的噪聲污染,提高人們的生活質量。 


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