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工业、交通运输业以及城市建设迅速发展，环境噪声又成为一个新的污染源，已成为影响最大的公害之一。20 世纪50 年代起，噪声污染成为一种主要的环境污染源，严重危害人们正常的工作、学习和生活[1]。GBJ87-85 《工业企业噪声控制设计规范》规定了对于工业企业厂区内各类地点的噪声A 声级噪声限制值。 在使用鼓风机的产业中，噪声的危害更加严重，在一些车间内的噪声达到了100 多dB ，某些地方甚至达到130 多dB ，恶化了工人的工作条件，污染了工作环境，降低了工作质量，对工人的身心健康造成了严重损害。 风机噪声污染已引起了人们的重视，众多学者已对风机噪声的产生机理和控制策略进行了研究，并取得了很大进步。贾世福[2]、国大非[3]、肖辉进[4]、任国芬[5]等分别对风机噪声的特点进行了分析，并提出相应的治理措施。蔡红梅[6]从理论和试验分析了罗茨鼓风机噪声的主要来源及其噪声产生机理，并对某风机噪声进行了测量分析。 风机噪声由产生机理可分为：空气动力性噪声（包括旋转噪声和涡流噪声）、风机壳体以及电机轴承辐射的机械噪声、电动机的电磁噪声等，其中空气动力性噪声占主导地位，是噪声控制过程中需要重点考虑的。 本文就某鼓风机厂的某型号罗茨鼓风机（以下简称风机）的噪声分布进行测量分析，对该风机原有的隔声罩产品进行设计改进，理论计算得出所设计隔声罩的理论隔声量为27. 7957 dB ，符合公司的隔声要求。 1 风机噪声测量 根据GB/T 2888-1991 《风机和罗茨鼓风机噪声测量方法》和GB/T 17248.5-1999 《声学机器和设备发射的噪声工作位置和其他指定位置发射声压级的测量环境修正法》，对风机裸机周围各点噪声进行测量，测量时各测点的位置如图1 所示，为了更好地了解风机周围噪声的分布情况，对风机出口轴线方向两处位置的噪声也进行了测量，测量条件见表1 ，实际测量点位置见图2 ，其中C4 点和C5 点是设定的附加测点。 表1 风机工况表
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1.1 主要测量仪器 丹麦Bruel&kjaer 公司的2230 型声级计和南京安正软件工程有限公司的振动及动态信号采集系统（CRAS V6.1 ）。 1.2 测量内容 测量风机外部1m ，高度为1.55m 以及风机中心轴线处6 个位置的噪声，测量中心频率为63Hz 、125 Hz 、250 Hz 、500 Hz 、1000 Hz 、2000 Hz 、4000 Hz 、8000 Hz 。 1.3 噪声数据 各测点倍频程声级测量值见表2 ，并根据标准HJ/T 2.4-1995 《环境影响评价技术导则声学环境》中“倍频程声压级合成A 声级计算公式”的规定进行各倍频带声压级以及总声压级的换算，得到风机中心和1.55m 水平面噪声频谱图（图3 ）。 表2 1.55m 水平面各测点倍频带声压级( A 声压级/dB )
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由以上噪声数据看出，风机总噪声为108.60dB ，在各个位置风机噪声值都超过了105dB ，以风机中心水平面为界，风机外部噪声分布大体为：自下而上各测点位置噪声值逐渐增大，且低频带噪声有明显增大（低频声波的频率低，尤其对人体有害，且波长长，声波的穿透力比较强，比较难消除）的趋势。在风机整体中心水平面内的噪声值高频分量较大，低频带噪声值较小；在1.55m 高度水平面内整体噪声提高很大，低、高频噪声值都大
幅度提高。风机和电机轴线方向上，尤其是电机附近的M1 点的噪声值较大，由于受到电动机电磁噪声及电动机风扇噪声的影响，噪声分贝值较大，这个位置的噪声达到了111.65dB ，从各频段来看，低频到高频风机噪声值都逐渐增大。高频噪声可以通过吸声材料进行减弱，250Hz 处的噪声不易减弱，可使用削弱低频噪声的吸声结构进行控制。 2 隔声罩设计方案 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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2.1 吸声材料的选择 隔声罩内不安装吸声材料，罩内辐射噪声的声能就会不断积聚，导致最后辐射噪声与从隔声罩内透射的声能相等，隔声罩就会失去隔声作用，因此隔声罩内部必须安装吸声材料，设计中选用密度为32kg/m3 ，厚度为40mm 的玻璃棉作为吸声材料。 2.2 吸声材料背后空腔设计 文献[7-8] 介绍了吸声材料背后空气层对于吸声特性的影响，其规律是随着空气层厚度的增大，最大吸声系数峰值频率向低频移动。 隔声罩内龙骨架采用10 号热轧槽钢，图5 为槽钢截面图，h =100mm ，b =48mm ，d =5.3mm ，理论质量10.007kg/m 。在实际生产中，在保证刚度的情况下，可选用2mm 或2.5mm 厚的钢板折叠而成。 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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设计过程中，采用自由阻尼层方式。阻尼层厚度为钢板厚度的2 ～3 倍。厚度太小，起不到应有的阻尼效果，但厚度也不宜太大，因为厚度超过一定值后，其阻尼效果的增加便不明显，同时还浪费材料[9] ，因此本设计取阻尼层厚度为5mm 。 2.4 穿孔板 穿孔板的吸声原理是亥姆霍兹共振理论，声波传到共振器时，小孔颈中的气体在声波压力下往返运动，运动气体具有一定质量，它抗拒运动速度的变化。声波进入小孔时，因为孔壁的摩擦和阻尼，使部分声能转化为热能而消耗掉。 穿孔板采用穿孔镀锌钢板，在孔径d =5mm ，板厚度t =0.5mm ，板后空气层厚度D =95mm 时，穿孔板共振频率和穿孔率有如图7 所示关系，可以看出，穿孔率越小，共振频率越低，穿孔率越大，共振频率越高，类似于抛物线关系。 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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风机的中频噪声主要集中在1100 Hz 附近，由于当穿孔板的穿孔率大于20% 时，不论穿孔以何种几何形状排列，其声质量都很小，其声学作用降低，它已不起共振吸声作用，而主要起护面或罩面作用[10]，这时所保护的吸声材料层是整个吸声结构的主体。 文献[11] 中，也说明穿孔板后面的材料的吸声系数一般随穿孔率的提高而上升，但是当穿孔率大于20% 时，穿孔板的吸声性能将下降。 选择穿孔板穿孔率为20% ，圆孔排列为三角形排列方式，孔径为5mm 的穿孔板进行设计，由式 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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2.5 护面玻璃布 岩棉的两个表面都要用护面材料进行保护，以防止岩棉脱落，同时在穿孔板和吸声材料后面紧贴一层玻璃布，可以展宽吸声频带的宽度。用玻璃布进行防护的时候，玻璃布一定要紧贴穿孔板。 原机械工业部第九设计院和四川省玻纤厂根据微穿孔板吸声结构理论设计的微孔玻璃布吸声结构，具有较好的性能。清华大学测试表明，采用这种微孔玻璃布，可以在较宽的频带范围内获得较高的吸声系数。 2.6 薄板共振 利用微穿孔板消除低频噪声虽然有较好的效果，但费用较高，因此考虑采用薄板共振吸声结构。 薄板共振吸声结构的共振频率f 0 一般在80 ～300Hz 之间。f 0 可用式(1) 估算： | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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由式（1 ）可知，增加薄板的面密度m 或空气层厚度D ，皆可使共振频率下移；反之，则升高。选用三合板，龙骨间距45cm × 45cm 的薄板共振吸声结构，空气层厚度为5cm 。此种薄板振动结构在250Hz 附近具有较好的吸声效果，利于消除风机噪声中250Hz 附近的低频噪声。 3 加工制作中应注意的事项 （1 ）玻璃布护面应该紧紧贴在穿孔板上。 （2 ）玻璃棉吸声材料必须紧密贴在玻璃布上。 （3 ）三合板必须压紧吸声材料。 （4 ）沥青阻尼层须牢固贴在外壁2mm 钢板上。 4 隔声罩理论隔声量的计算 隔声罩外壁使用普通碳素钢，其密度为7850kg/m 3 ，钢板厚度为2mm ，则其面密度为15.7kg/m 2 ，玻璃棉和吸声结构共同作用时，在各频段的平均吸声系数见表3 。
表3 玻璃棉和薄板共振吸声结构在各频段的吸声系数
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由此可见隔声效果明显好于原有隔声罩设计，符合设计要求。 5 结论 通过测量分析某型号鼓风机的噪声分布，了解了该风机噪声的噪声频谱分布，明确了风机周围的噪声分布规律，提出了相应的噪声治理方法，针对特定频段的噪声提出了相应的消声结构，对每种结构的消声原理和消声特性进行了介绍，设计了针对该风机的隔声罩，经过计算所设计的隔声罩的理论隔声量大约可以达到20.8695dB ，隔声性能好于原有隔声罩，符合设计要求，对实际的消声工程有一定的参考价值，可作为风机隔声罩设计的一般规范 |
在使用鼓风机的产业中，噪声的危害更加严重，在一些车间内的噪声达到了100 多dB ，某些地方甚至达到130 多dB ，恶化了工人的工作条件，污染了工作环境，降低了工作质量，对工人的身心健康造成了严重损害。
风机噪声污染已引起了人们的重视，众多学者已对风机噪声的产生机理和控制策略进行了研究，并取得了很大进步。贾世福[2]、国大非[3]、肖辉进[4]、任国芬[5]等分别对风机噪声的特点进行了分析，并提出相应的治理措施。蔡红梅[6]从理论和试验分析了罗茨鼓风机噪声的主要来源及其噪声产生机理，并对某风机噪声进行了测量分析。
风机噪声由产生机理可分为：空气动力性噪声（包括旋转噪声和涡流噪声）、风机壳体以及电机轴承辐射的机械噪声、电动机的电磁噪声等，其中空气动力性噪声占主导地位，是噪声控制过程中需要重点考虑的。
本文就某鼓风机厂的某型号罗茨鼓风机（以下简称风机）的噪声分布进行测量分析，对该风机原有的隔声罩产品进行设计改进，理论计算得出所设计隔声罩的理论隔声量为27. 7957 dB ，符合公司的隔声要求。
1 风机噪声测量
根据GB/T 2888-1991 《风机和罗茨鼓风机噪声测量方法》和GB/T 17248.5-1999 《声学机器和设备发射的噪声工作位置和其他指定位置发射声压级的测量环境修正法》，对风机裸机周围各点噪声进行测量，测量时各测点的位置如图1 所示，为了更好地了解风机周围噪声的分布情况，对风机出口轴线方向两处位置的噪声也进行了测量，测量条件见表1 ，实际测量点位置见图2 ，其中C4 点和C5 点是设定的附加测点。
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由式（1 ）可知，增加薄板的面密度m 或空气层厚度D ，皆可使共振频率下移；反之，则升高。选用三合板，龙骨间距45cm × 45cm 的薄板共振吸声结构，空气层厚度为5cm 。此种薄板振动结构在250Hz 附近具有较好的吸声效果，利于消除风机噪声中250Hz 附近的低频噪声。 3 加工制作中应注意的事项 （1 ）玻璃布护面应该紧紧贴在穿孔板上。 （2 ）玻璃棉吸声材料必须紧密贴在玻璃布上。 （3 ）三合板必须压紧吸声材料。 （4 ）沥青阻尼层须牢固贴在外壁2mm 钢板上。 4 隔声罩理论隔声量的计算 隔声罩外壁使用普通碳素钢，其密度为7850kg/m 3 ，钢板厚度为2mm ，则其面密度为15.7kg/m 2 ，玻璃棉和吸声结构共同作用时，在各频段的平均吸声系数见表3 。
表3 玻璃棉和薄板共振吸声结构在各频段的吸声系数
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由此可见隔声效果明显好于原有隔声罩设计，符合设计要求。 5 结论 通过测量分析某型号鼓风机的噪声分布，了解了该风机噪声的噪声频谱分布，明确了风机周围的噪声分布规律，提出了相应的噪声治理方法，针对特定频段的噪声提出了相应的消声结构，对每种结构的消声原理和消声特性进行了介绍，设计了针对该风机的隔声罩，经过计算所设计的隔声罩的理论隔声量大约可以达到20.8695dB ，隔声性能好于原有隔声罩，符合设计要求，对实际的消声工程有一定的参考价值，可作为风机隔声罩设计的一般规范。 |
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由式（1 ）可知，增加薄板的面密度m 或空气层厚度D ，皆可使共振频率下移；反之，则升高。选用三合板，龙骨间距45cm × 45cm 的薄板共振吸声结构，空气层厚度为5cm 。此种薄板振动结构在250Hz 附近具有较好的吸声效果，利于消除风机噪声中250Hz 附近的低频噪声。 3 加工制作中应注意的事项 （1 ）玻璃布护面应该紧紧贴在穿孔板上。 （2 ）玻璃棉吸声材料必须紧密贴在玻璃布上。 （3 ）三合板必须压紧吸声材料。 （4 ）沥青阻尼层须牢固贴在外壁2mm 钢板上。 4 隔声罩理论隔声量的计算 隔声罩外壁使用普通碳素钢，其密度为7850kg/m 3 ，钢板厚度为2mm ，则其面密度为15.7kg/m 2 ，玻璃棉和吸声结构共同作用时，在各频段的平均吸声系数见表3 。
表3 玻璃棉和薄板共振吸声结构在各频段的吸声系数
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由此可见隔声效果明显好于原有隔声罩设计，符合设计要求。 5 结论 通过测量分析某型号鼓风机的噪声分布，了解了该风机噪声的噪声频谱分布，明确了风机周围的噪声分布规律，提出了相应的噪声治理方法，针对特定频段的噪声提出了相应的消声结构，对每种结构的消声原理和消声特性进行了介绍，设计了针对该风机的隔声罩，经过计算所设计的隔声罩的理论隔声量大约可以达到20.8695dB ，隔声性能好于原有隔声罩，符合设计要求，对实际的消声工程有一定的参考价值，可作为风机隔声罩设计的一般规范。 |
