矿井通风机噪声控制与振动隔离设计

PAGE摘要在进行煤矿井下开采时，有害气体（一氧化碳、硫化氢、二氧化硫等）和粉尘等严重影响了工人的健康和工作效率。因此需要采用通风机设备来保证井下的通风和正常生产工作。根据煤矿的不同情况，需要因地制宜的选择好通风机设备。本文针对煤矿中通风设备的选型设计并选择与之相匹配的电动机、隔振设计和风机房的总体布局及其噪声控制工程。在风机的选型上本文采用矿用离心式通风机。设计风机和电机的隔振及整个风机房的布置和噪声控制（隔声、消声、吸声）并进行相应材料的选择，以达到隔振降噪的要求。在设计时需考虑机房内的散热通风，以达到煤矿在通风环境下降低噪声且机房中机器安全等要求。本文介绍了离心通风机设计方案的选择的基本过程，分析了离心式通风机的基本要求。对于离心式通风机的设计有一定的参考价值。关键词离心式通风机；隔振；噪声控制；吸声；隔声目录摘要1绪论11.1矿山通风设备概述11.2本课题研究的目的及意义12矿用离心式通风机设备选型设计22.1风机选型设计22.2选型设计过程93通风机房隔振的设计103.1振动的危害103.2隔振设计113.2.1设计资料113.2.2隔振方式及参数选用原则173.3隔振设计计算步骤284风机房噪声治理294.1噪声的危害294.2噪声控制的基础294.2.1噪声描述的参数294.2.2声基本评价量304.3噪声控制具体措施314.4已知设计数据334.5风机房隔声设计354.6风机房吸声设计394.7机房通风设计445结论47参考文献48致谢词49PAGE491绪论1.1煤矿通风设备概述现在煤矿生产多在井下开采，由于井下有害、有毒气体的不断涌出，再加上以爆炸的煤尘都对井下工作人员的健康非常不利，特别是当有害气体和煤尘的含量超限的，还有可能造成后果严重的瓦斯、煤尘爆炸。通风机的作用就是把地面新鲜空气送到井下，供工人呼吸，同时把有害气体从井下排除，使有害气体的浓度降低到对人体无害的程度，为此现代煤矿中称通风机为“矿井肺脏”。由于煤矿设备具有如此重要性，故对于主要通风设备提出如下要求：（1）必须安装在地面。装有风机的井口必须封闭严密；（2）必须装备两部同等能力的通风机，其中一部作为备用。必要时，备用通风机必须能在10分钟内启动；（3）为保证通风机供电，要有两条专用供电线路；（4）必须装有使风流反向的装备或具有反风能力，而且能在10分钟内改变巷道中的风流方向，反向后的风量应不小于正常风量的40%；（5）装有主通风机的出风进口必须安装防爆门。其面积不得小于该井的断面积，并且必须正对风井风流方向；1.2本课题研究的目的及意义控制噪声与振动污染是环境保护防治的四大污染之一。近20年来我国噪声与振动技术取得了迅速的发展,国家也制定了噪声与振动的标准。本课题的研究不仅有实际的工程应用价值，而且还有理论研究的意义。并且对于各类型的风机以及风机房的隔振与噪声控制和其他发生件多，分布面广，污染影响大的工业噪声控制均有一定得参考价值。

2矿用离心式通风机设备选型设计2.1风机选型设计2.1.1设计数据表1.1设计数据前期后期风井瓦斯等级供电电压通风量负压通风量负压1400009501400001400做箕斗提升低380V2.2选型设计过程计算风源必须产生的风量和风压：由于原始资料提供的矿井通风的风量和风压，并不包括通风设备中风源以外的风道装置漏风和阻力损失。因此，要求风源必须产生的风量Qy=kQ(m3/s)式（1.1）Q—原始资料提供的通风量(m3/s);K—设备漏风系数.当风井不作提升时，k=1.1～1.15;兼作箕斗井时，k=1.15～1.20;当风井不作提升时，k=1.25～1.30;依[4]《规范》第2-133条：由于风井做箕斗提升，k=1.15～1.20;则风源必须产生的风量为Qy=kQ=（1.15～1.20）×140000=（1.61～1.68）×=其产生的风压为，因离心式风机常提供全压特性前期：=1210pa后期=1650pa（1）预选风机：目前，风机制造厂在提供轴流式风机的同时，随机提供扩散器，离心式风机则不提供扩散器。提供的特性曲线也不统一，对于轴流式风机装置，通常是装置的静压特性，对于离心风机则是风机的全压特性，轴流风机静压特性的装置所含的内容也不一样。总的来说，选择风机有两种方法：其一，利用风源类型特性选择；其二，利用风源个别特性选择。风机选择注意事项：1.在一个井筒中应尽量采用单一风机工作制，确有困难时，采用两台并联，最好是同类型同型号。2.选择的风机应满足第一水平各个时期的负压变化，并适当照顾下一水平的通风要求，负压变化较大时，可考虑分期选配电机，初装电动机的使用年限不宜少于10年；3.选用轴流式风机时，在最大负压和风量时，用的叶片安装角应比最大安装角小5度。4.选择的风机，应有足够的调节范围，以满足使用年限内，工况不超出工业利用取得的要求。根据风源产生的工况参数，预选4-72-11型No.20B离心通风机：转数560r/min。（2）配置扩散器选用对称的平面扩散器选用对称平面扩散器，选用扩散比n=2.2，扩散角，此时相对长度=2，全损失系数。换算风机装置静压特性：风机和配置的扩散器组成风机装置，可用式[4]（3-13）求得，该式中自风机外形尺寸图查得截面积；将F值、全部损失系数ξk和密度ρ之值代入[4]（3-13）得，式中Q以计算则上式改写为：式（1.2）相应装置静效率：式（1.3）自4-72-11-NO.20B风机全压特性曲线和功率特性曲线上去可以全面表征特性的诸工况，其参数见下表表1.2风机全压特性曲线和功率特性曲线参数124500135600146700157800168900180000H（Pa）188018401780170016001490182817801708161815051382N(KW)70.4674.1975.4677.8180.85830.8950.9020.9210.9100.8730.833（3）确定调节方式装置的静压特性曲线并不穿过工况k'和k"，为了得到此两工况，必须进行调节。鉴于风机本身无调节机构，必须借助外部装置来改变风机的转速，已获得各预期的工况。通过k'和k"做比例曲线。该两曲线的表达式分别为：式（1.4）和式（1.5）式中Q以计算。利用此两式求出的两条比例曲线坐标曲线参数列于表中。两比例曲线分别穿过工况k'和k"并分别交装置静压特性曲线于ke'和ke"。此两点的坐标参数分别为表1.3坐标参数124500135600146700157800168900180000714847100511631332151397311541259145716691895图2.1由图2.1得：对应于同一比列曲线上的两点k'和ke'，以及另一比列曲线上的两点k"和ke"。运用比例定律，求得各通风时期的转速工况的转速工况的转速（4）确定工况：分别求出通风容易时期和通风困难时期的工况，以检查是否满足通风要求，根据计算得到的风源必须产生的风量和风压，可以求得相应等效网路特性，讲求得的各时期的等效网路特性，绘在风源特性图上，它与相应的风压特性的交点，即为各时期的工况点，通风机选择正确，工况点位于工业利用区内。在通风容易时期，风机以转速运转时，其装置静压特性曲线必穿过点。无疑在时期等效网络特性也必然穿过点。因此，两特性曲线的交点必然是预计的工况点点，同理，在通风困难时期，风机以转速运转时，工况点为点。工况点参数列于下表。表1.4工况点参数通风容易时期工况点(Pa)16100014505110.8972.9通风困难时期工况点（Pa）1620015705530.84583.6（5）选择电机：在各个时期必须输出的功率，决定电机容量时，应考虑到由于矿井网路特性不够精确，所需功率有可能不足的情况，增加10～20%的备用量，除此之外，还应考虑由于电机负载小，对功率因数cos的不良影响。若拟采用同步电动机，则应按同步电动机服务年限内最大功率选择，以改善功率因数。假若通风机困难时期发生在电机服务年限内，则电机功率为采用感应电动机时，则应按同步电机服务年限内最大功率选择，以改善功率因数。通风容易时期要求电机必须输出的功率分别为：功率比所以整个通风时期可以选用一台电机，其功率为：故选用JS126-8型电动机。（6）计算平均年耗电量：串激调速装置的无极调速功能，可以保证由通风容易时期到困难时期的全部变动范围内，在风量不变的条件下，使工况由到，假定随着运转时间的延续，风压呈线性规律变化。由于通风网路阻力系数随着开采工作的推移而变化，工况点和电耗也随之而变。因此，难以非常精确的计算电耗。对于通风网路阻力系数变化不大，而且中期无需进行调节的通风机。则按下式计算平均年电耗量式中ηd——电机效率；ηw——电网效率；r——每天工作小时数；T—每年工作昼夜数。（7）决定主要设备按[4]《规定》第2-131条规定，沼气突出的矿井和高沼气的矿井的主要通风设备，以及低沼气的大、中型矿井主要通风设备必须配备两套，一套工作，一套备用。低沼气小型矿井主要通风机，宜采用皮带传动，一般装一台，但另设一台备用电机，并应有迅速倒换电机的措施。根据规定，所以各风井应配备两台4-72-11型NO20B风机，一台备用，一台工作，供电电压6KV，可选用JS126-8型电机两台，各风机配备一台，该电动机功率110KW，电压6KV，同步转速560r/min。串级调速装置可选用一套，两台风机共用。

3通风机房隔振的设计在振动控制技术中，隔振是目前振动控制工程上应用最为广泛和有效的措施，利用隔振器以降低因机器本身的扰力作用引起机器支撑结构或地基的振动，成为积极隔振，本设计即为积极隔振，为减少精密仪器和设备或者其他隔振体在外部震源的作用下的振动，成为消极隔振。3.1振动的危害（1）振动对机械设备的危害在工业生产中，机械设备运转发生的振动大多是有害的。振动使机械设备本身疲劳和磨损，从而缩短机械设备的使用寿命，甚至使机械设备的构件发生刚度和强度破坏。对于机械加工机床，如振动过大，就会使加工精度降低；飞机机翼的震颤，机轮的摆振和发动机的异常震动，往往会造成严重的事故。这些机械设备的振动，不但自身危害甚大，而振动辐射强烈的噪声会严重污染环境。当然振动不是都有害，也有可利用的一方面。如矿山用的振动筛，工业用的抛光机，建材用的振动器，它们均是利用振动原理设计的。（2）振动对人体健康的影响人体可近似看成弹性体，骨骼近似一般固体，但比较脆，肌肉比较柔弱，并有一定弹性。实验表明，人体各部分器官都有固定频率。如人全身约是6赫兹，当身体各部分的器官固有频率与外界传来的振动频率一直和接近时，就会引起器官的共振，此时器官受到的影响和危害最大。在矿山工厂水电等许多行业，有相当数量的工人从事振动作业，在工作中需要紧握强烈振动的工具和设备。这些操作者及其他有关工作人员，由于长期工作，会患振动职业病。其病症一般是手麻手无力重症患者手指变形，下肢冠状动脉和脑血管扩张。除此以外，振动还能造成听力损害。当振动频率在125-250赫兹内，长时间的振动能导致语言听力下降。3.2隔振设计3.2.1设计资料1.设备的型号，规格及轮廓的尺寸图等。2.设备的质心位置、质量和质量惯性矩。3.设备底座外廓图、附属设备、底座厚度地脚螺栓和预埋件的位置。4.与设备和其基础连接的有关的管路图。5.当隔振器支撑在楼板或支架上时需有支撑结构的图。若隔振器设置在基础上时则需有地质资料、地基动力参数和相邻基础的有关资料。6.动力设备为周期性扰力时，需要有工作频率及设备启动和停止时频率增减情况的资料，若为冲击扰力时，需有冲击扰力作用时间和两次冲击扰力的时间间隔。7.对积极隔振要知道动力设备正常运转时所产生的扰力的大小及其作用的位置。若无扰力或扰力矩的资料，则必须有机器运转部件的质量、几何尺寸、传动方式及机器转动部分的质量偏心矩等资料。8.所选用或设计的隔振器的特性（如承载力、压缩极限、刚度和阻尼比等）以及使用的环境条件。9.隔振器所处位置的空间大小、最低和最高温度及酸、碱、油等侵蚀介质发生的可能性。表3.1风机相关参数风机型号电机型号产地隔振效率4-42-1120BJS126-8北京≥853.2.2隔振方式及参数选用原则（1）隔振台座的位置隔振器可直接设置在机器的机座下，也可设置在与机座刚性连接的基础下面，通常称与机座刚性连接的基础为隔振台座或刚性台座。刚性台座从材料角度可分为两类：一类为槽钢角码等焊接而成；另一类是由钢筋混凝土浇铸而成。在下列情况下，应设置刚性台座。机器机座的刚度不足；直接在机座下设置隔振器有困难；为了减少被隔振对象的振动，需要增加隔振体系得质量和质量惯性矩；4)被隔振对象是由几部分或几个单独的机器组成。（2）隔振方式的选择隔振方式：通常分为支撑式、悬挂式、和悬挂支撑式。支撑式，隔振器设置在被隔振设备机座或刚性台座下。悬挂式，被隔振设备安装在两端为铰的刚性吊环悬挂的刚性台座或直接将隔振设备的底座挂在刚性吊环上。悬挂式可用于隔离水平方向振动。在考虑隔振方式的同时，应考虑下列要求：便于隔振器安装、观察、维修以及更换所需要的空间。2)有利于生产和操作。3)应尽可能的缩短隔振体系得重心和扰力用线之间的距离。隔振器在平面上的布置，应力求使其刚度中心与隔振体系（包括隔振对象和刚性台座）的重心在同一垂直线上。对于积极隔振，当难于满足上述要求时则刚度中心与重心的水平距离不应大于所在边长的5%，此时垂直向振幅的计算可不考虑回转的影响。对消极隔振，应使隔振体系的重心与刚度中心重合。对于附带有各种管道系统的机组设备，除了机组设备本身要采用隔振器外，管道和机组设备之间应加柔性；管道和天花板、墙体等建筑构件连接处均应安装弹性接件（如弹性吊架或弹性托架），必要时，导电电线也应采用多股软线或其他措施。隔振体系的固有频率应低于干扰圆频率，至少应满足/＞1.41。一般情况下，/比值在2.2～4.5范围内选取，当振源为矩形或三角形时，脉冲作用时间与隔振体系固有周期T之比，应分别符合/T≤0.1或0.2。在下列情况之一时，隔振体系应具有足够的阻尼1.在开机和停机的过程中，扰频经过共振区时，需避免出现过大的振动位移，一般阻尼比取0.06～0.10。2.对冲击振动，阻尼比在0.15～0.30范围内选择，一般取0.25左右。3．消极隔振的台座因操作原因产生振动时，应有阻尼，以使其迅速平稳一般阻尼比在0.06～0.15范围内选取。隔振参数选用的步骤：隔振的基本参数是隔振体系的质量m和质量惯性矩J，隔振器的刚度k和阻尼比，隔振体系的传递率和隔振体系的容许振动线位移（或容许振动速度）。在正式详细的进行隔振计算之前，隔振体系的基本参数的选择，可假定隔振体系为单自由度体系（对一般的简单隔振工程,如刚性台座制作合适，隔振器布置合理，也可视为单自由度体系），按下列步骤进行：根据实际工程需要，确定振动传递率，则隔振效率为=1-，由传递率求出隔振体系的固有频率（rad/s）：根据实际结构的情况，假定隔振体系总参振质量m（包括机组及台座等）。按下列公式计算隔振体系得总刚度k式中k——隔振体系总刚度（KN/m）；m——隔振体系总质量（t）5.按下列式计算隔振器数量N：式中k——所选用单个隔振器的刚度（KN）。6.按下式核算隔振器的总承载能力式中Pi——单个隔振器容许承载力（KN）；W——隔振体系总质量（KN）；m——隔振体系总质量（t）；g——重力加速度（9.81m/s2）；Pd——作用在隔振器上的干扰力（KN）7.根据隔振器的布置情况，按本篇等有关公式，试计算隔振体系上要求振动控制点的最大振动线位移Amax（或最大振动线速度等），使之满足：式中[A]——容许振动线位移8.调整调整参振总质量m、总刚度k等，最终满足传递率u和控制点的最大线位移。9.阻尼比的选择积极隔振体系所需的阻尼比，可根据机器转速的增减速度和通过共振区时隔振体系容许的最大振动位移Av与当量静位移Aev的比值。（3）隔振体系固有频率隔振体系动力计算是比较复杂的，在保证一定的计算精度下，需要做出某些计算简化，如对支撑式隔振体系，在计算中假定：支撑隔振体系得支撑刚度为无限大；隔振只考虑刚度和阻尼，刚度为常量，不考虑质量；台座和设备只考虑质量，不计弹性；台座和设备的总质心和刚度中心在同一铅垂线上。（4）耦合情况：在隔振设计时，通过科学的台座设计和合理的隔振器布置，尽可能使隔振体系所有的振型为单自由度的独立振型。如有困难，可考虑耦合振型，但不宜超过两个自由度。各种隔振方式与其振型耦合情况如下：支撑式当隔振体系得重心Cg与隔振体系得刚度中心在同一垂直轴线上，但不在同一水平轴线上时，z和轴向为独立振型，x与轴耦合，y与轴向相耦合。当重心与刚度中心重合于一点时，x、y、z、和所有轴向均为独立振型。刚性吊环悬挂式当吊环的平面位置在半径为R的圆周上时，x，y轴向为独立振型，其余轴向均受约束；当吊环的平面位置不全在半径为R的圆周上时，x、y轴向为独立振型，其余轴向均受约束。当吊杆与隔振器的平面位置在半径R的圆周上时，z和轴向为独立振型，x与轴向相耦合，y与轴向相耦合。当吊杆与隔振器的平面位置不全在半径为R的圆周上时，z轴向为独立振型，x与轴向相耦合，y与轴向相耦合，轴向受约束。（5）隔振材料与隔振器机械设备和基础之间选择合理的隔振材料或隔振装置，防止振动的能量以噪声的形式向外传递。作为隔振材料和隔振装置必须具备支撑机械设备动力载荷和良好的弹性回复性能这两方面的要求。一般从降低传递系数这方面考虑，希望其静压缩量大些。然而，对于许多弹性材料和隔振装置来说，往往承受大负载的其压缩量较小，而承受负载小的其压缩量大。在实际应用中，必须根据工程设计要求适当的选择。若要使隔振材料或隔振装置在低频范围内起作用，则在允许负载内，希望得到较大的变形。同时，也应考虑到经久耐用，稳定性好，维护方便等实际因素。工程上常用的隔振材料或隔振装置主要有刚弹簧，橡胶，玻璃纤维板等。目前使用最广泛的是金属弹簧和剪切橡胶。但以空气弹簧的隔振效率最好，发展前景乐观。在工程实际中，也长将这些隔振材料互相复合使用，如刚弹簧—橡胶减振器，就是常用的一种隔振装置。1钢弹簧隔振器钢弹簧有较大的静压缩量，因此能使隔振系统获得很低的固有频率，适宜低频隔振；有较大的承载能力，且性能稳；此外钢弹簧还有结实耐用，尺寸小，耐温高，耐腐蚀能优点。缺点是本身阻尼较低，一般c/=0.005,一致使共振区传递系数较大，易于传递高频振动，因此，采用粘滞阻尼器或簧丝表面附加阻尼材料来弥补这一不足。安装钢弹簧隔振器，应注意以下两点：第一，应使个弹簧的自由高度尽量一致，基础底面要平整，使个弹簧，在平面上均匀对称，受压均衡：第二，机组的重心一定要落在个弹簧的几何中心上，整个振动系统的重心要尽量低，以保证机组运行的稳定性。2橡胶隔振器橡胶隔振器主要是由橡胶制成，橡胶的配料和制造工艺不同，橡胶的性能差别还是很大的，因此橡胶隔振器的性能参数变化很大。橡胶承受的载荷应力宜控制在1范围内，较软的橡胶允许承受较低的应力值；较硬的橡胶允许承受较高的应力值。软橡胶的阻尼比较小，阻尼比大多在2%一下，而硬的橡胶内阻尼相当高，阻尼比可达15%以上。橡胶隔振器是由硬度合适的橡胶材料制成，其形状，面积和高度根据受力情况进行设计。橡胶隔振器适宜压缩，剪切。或切压状态，不适用于拉伸情况，受剪切的隔振效果比受压缩的隔振效果好。橡胶隔振器根据实际需要可制成不同的形状，如平压型，碗型，筒型等。3.3隔振设计计算步骤（1）设计数据：通风机型号4-72-11-20B查有关风机手册，机壳质量m1´=1785kg叶轮、轴、轴承箱质量m2´=2296kg风机带轮质量m3´=412.5kg其中叶轮质量m01=844kg转速n01=560r/min配用电机型号JS126-8查有关电机手册，电机质量m5´=1310kg电机带轮质量m4´=196kg其中转子质量m02=393kg滑轨质量m6´=210kg转速n02=735r/min（2）挠力计算查表8.4-1，通风机取r01＝0.4mm，电机取r02＝0.2mm代入式（8.4-1）扰力P01=1.1×10-5m2´r01n2＝1164NP02＝1.1×10-5m02r02n2＝467N总扰力P0=1164+467=2470N扰力作用位置和体系质心位置如下图所示。图3.1扰力作用位置图3.2体系质心位置要求隔振效率β＝85％，隔振台座质量m2、质心和质量惯性距1)台座尺寸和总质量由风机的允许振动[υ]=15mm/s,确定台座质量m2.设备质量m1==1785+2296+412.5+196+1310=6000kg计算表明，可不设台座，仅有的设备质量已能满足要求，现根据风机的外形尺寸和台座质心与机组质心重合的要求，隔振台座选用钢筋混泥土板3000×5000×300，板的质量m2=3×5×0.3×2500=11250kg，总质量m=6000+11250=17250kg2）质心位置各部分质量的坐标位置如下表：表3.2各部分质量的坐标位置质量/kg坐标/cmm1´m2´m3´m4´m5´m6´m217852296412.5196131021011250yi041.512012082820xi32002782782780zi23523523541.541.52015总质心：3）隔振体系质量惯性矩通风机质量惯性矩，风机的外型尺寸A=392.7cm,B=152cm,H=331.75cm。风机质量为4500kg，查表[2]8.5-1的公式 电机质量惯性矩电机外型尺寸：L=106cm,直径d=89cm,电机及其带轮质量为1310kg+196kg=1506kg.则台座质量惯性矩台座质量m2=11250kg,总质量惯性矩：要求隔振器选用及有关参数的计算1)由于要求隔振效率β≥85%,振动传递率μ<1-0.85=0.15.要求隔振器的垂直刚度，采用六个隔振器，每个隔振器的刚度和承载力分别为由[2]第十三篇查图，选用6只ZTGП-39型弹簧隔振器。自振频率ƒz==2.20Hz.垂直刚度每个支点的垂直刚度水平刚度与垂直刚度相等时kx=ky=N/cm每个支点水平刚度kxi=kyi=4535隔振器布置如图3.4，隔振器回转和扭转刚度、、分别为=计算启动和关机通过共振所需的阻尼。通风机的允许振动速度[υ]=15mm/s,则允许振幅：因此，通过共振时允许振幅[Amax]=5×0.015165cm=0.075825cm要求阻尼比而ZTGП-39型隔振器的阻尼比为0.03～0.15远大于0.01735，可以充分满足。隔振体系的固有频率计算由式[2]（8.5-31）～（8.5-36）计算由查[2]图8.5-6得μJx=0.78μJy=0.85查[2]图8.5-8得则ω1x=0.56ωx=7ƒ1x=1.12Hzω2x=1.2ωx=15ƒ2x=2.39Hzω1y=0.86ωy=10.8ƒ1y=1.72Hzω2y=1.3ωy=16.33ƒ2y=2.60Hz表3.3干扰频率ƒzƒψzƒ1xƒ2xƒ1yƒ2y2.202.341.122.391.722.60振动验算电机和风机取用抵的干扰频率ƒ=6.5Hz由以及ξ=0.03～0.15查[2]表8.6-1,ηz=0.128ηψz=0.148η1x=0.080η2x=0.154η1y=0.118η2y=0.190由[2]式（8.6-2）得由[2]式（8.6-6a）得由[2]式（8.6-13）和（8.6-14）得由水平力产生由[2]式（8.6-9）和式（8.6-10）得绕X轴转动的转角转轴处C点的振幅由[2]式（8.6-22）得图3.3坐标图由重力产生同样可由[2]式（8.6-9）和[2]式（8.6-10）得转轴处C点的振幅由[2]式（8.6-22）得水平轴对Z轴产生C点y方向总振动（取最大值）垂直力对Y轴的弯矩垂直力对Y轴的转角C点Z向总振动C振动速度隔振体系图见图。图3.4隔振体系图

4风机房噪声治理4.1噪声的危害噪音又称噪声，从物理学上讲，它是一种由多个频率组成的并具有非周期性振动的复合声音。它的声波波形不规则，听起来刺耳。从心理意义上讲，一般是指不恰当或者不舒服的听觉刺激、凡是妨碍人们学习、工作和休息并使人产生不舒适感觉的声音，都可以称为噪声。噪声污染成为21世纪主要的环境问题之一。工业噪声、城市交通噪声和生活噪声构成了环境噪声的主要来源。噪声对人体健康的危害与影响是多方面的，噪声会使听力受到损失，会引起神经系统、心血管系统、消化系统的疾病，噪声妨碍人们交谈，影响休息和睡眠，干扰工作。4.2噪声控制的基础4.2.1噪声描述的参数在工程上均用声压级或声功率级表示噪声的大小，取对数标度来表示声压、声强或声功率的大小。以lg表示以10为底的常用对数。声音的特性各种各样的声音都起源于物体的振动。凡是能产生声音的振动物体统称为声源。从物体的形态来分，声源可分为固体声源，液体声源和气体声当声源振动时，就会引起声源周围弹性介质空气分子的振动。这些振动分子又会使周围的分子产生振动。这样声源产生的振动就以声波的形式向外传播。声波不仅可以在空气中传播，也可以在液体和固体中传播。但是声波不能在真空中传播，因为在真空中不存在能够产生振动的弹性介质。4.2.2声基本评价量（1）A声级针对不同的应用场合，常见的有四种不同的频率计权网络，分别叫A、B、C、D计权网络。A计权网络是效仿倍频程等响曲线中的40方曲线而设计的，它较好的模仿了人耳对低频段不敏感，而对1000～5000Hz敏感的特点。用A计权测量的声级来代表噪声的大小，就称为A声级，记作分贝（A）或dB（A）。A声级也可以由8个倍频带声压级计算，其计算步骤如下]：先列出8个中心频率的衰减值，然后分别将8个倍频带声压级减去相应的衰减值，再将其8个噪声级加起来，即为A声级。表4.1A声级计算表倍频带中心频率（Hz)631252505001k2k3k4k计权衰减值（dB)-26.2-16.1-8.6-3.20+1.2+1-1.1以上介绍的是稳态声场的噪声评价，对于有起伏或间歇，或随时间变化的噪声声场，又提出等效连续A声级为噪声的评价标准。所谓等效连续A声级，是指在声场中的某一位置上，用一段时间内能量平均的方法。即将间歇暴露的几个不同A声级，以一个A声级表示该段时间的噪声的大小，这个声级就是等效连续A声级，它的计算公式是：式（4.1）式中：T——某段时间的总量（s）；L——声级变化的瞬时值（dB）。由上式可以看出，对于一段时间内稳定不变的噪声，其A声级就是等效连续声级。4.3噪声控制具体措施噪声污染是一种物理污染，它的特点是局部性的和短暂的噪声在环境中只造成空气物理性质的暂时变化。当噪声源的声输出停止后，污染立即消失，不留下残余物质。声学系统是由声源—传声途径—接收组成。噪声控制也涉及这几个方面，从声源—传播途径—接收系统，控制也要针对这几个环节进行，通常采用以下几种基本方法：1降低声源噪声，即对声源进行噪声控制。有两条途径，一是改进结构，提高部件的加工精度和装配质量，采用合理的操作方法，以降低声源的噪声发射功率；二是采用吸声、隔声、减振以及安装消声器等技术措施来控制声源的噪声辐射。2噪声传播途径的控制，如利用障壁、吸声材料、微穿孔板消声器等，使噪声局限在声源附近，以及阻尼、隔振等改变其传播途径和耗散其能量。3接收器的防护措施，如个人听力保护的耳塞、头盔等，对高频噪声问题降低15-40dB，一般在90dB以上强噪声的环境下工作时，就应戴上防护罩。4使用特殊场合的有源吸声措施，根据声波干涉原理，利用电子线路产生、发射一个与噪声相近，相位相反的声音(这个装置叫作电子消声器)，使在一定范围内两种声音相消，以达到降低噪声的目的。在噪声系统里主要矛盾是声源，声源不发出噪声就根本没有噪声问题，所以从声源控制噪声是基本，在这方面采取技术措施是根本性的，也是清洁生产和绿色产品的需要。但由于技术上和经济上的原因，很多情况下不能从声源上控制噪声，只能采用吸声、消声和隔声等办法来控制噪声，在高噪声房间内悬挂空间吸声体，或把吸声材料贴在房间的内表面，可以显著降低噪声。常用的吸声材料是多孔性材料主要是超细玻璃棉和矿渣棉。声波进人材料后空气在微孔中发生摩擦而消耗能量，吸声性质和压紧程度有关，另一类是薄板材料和微穿孔板。声波激发薄板的振动由于薄板内部阻尼而消耗能量，通过微穿孔板或薄板，声能变为热能而被吸收。使用扩散消声和小孔消声实际上只是改变声源，具体设计要根据具体条件。扩散消声和小孔消声也可使用。下面是噪声治理的具体措施：1进行隔声间的降噪处理，采用厚实心砖墙，保证有足够的隔声量。吸声吊顶不仅降低了风机房内的混响噪声，而且提高了隔声薄弱的屋顶的隔声量。四周墙壁布置吸声材料。吸声材料选用超细玻璃棉+穿孔板。2计算设计多层结构隔声门，合理布置消声器，消声器有效长度增加，可提高消声量。机房隔声设计机房噪声主要是电动机和风机的运转形成的机械噪声，电磁噪声和空气动力性噪声，需要设置隔声间对噪声进行处理。隔声间也称为隔声室，隔声间隔声间的大小以能符合工作需要的最小空间为宜。隔声间的墙体和顶棚材料可采用木板、砖料、混凝土预制板或薄金属板，隔声间的内表面，应覆以吸声系数高的材料作为吸声饰面。常用的吸声材料是超细玻璃棉或矿棉，外面包以稀疏的薄玻璃布或塑料薄膜，而用穿孔的薄金属板或薄塑料板覆面，也可用双层塑料窗纱覆面，隔声间的面积应尽量小些，密封应尽量好些。可以采用橡皮条、毡条等作为密封材料。如果单层窗的隔声量不足，可用双层窗。隔声间的设计主要包括机房墙体的设计，隔声门，隔声窗的设计，组合墙体的隔声量计算，室内吸声设计等内容。4.4已知设计数据机房噪声：表4.2机房噪声A声级倍频程声压级31.5631252505001k2k4k8k977785103989392837565机房噪声内小于90dB(A)，机房外20m厂界噪声≤50dB(A)，风机隔振效率≥85%，值班室噪声≤70dB(A)4.4.1国家相关标准表4.3GBJ87—1985《工业企业厂区内各类各地点噪声标准》序号地点类别限值备注1生产车间及作业场所（工人每天联系接触8h）901.本表所列噪声限值，均应按现行国家标准测量确定。2.对于工人每天接触噪声不足8h的场所，可根据实际接触噪声的时间，按接触时间减半噪声限值增加3dB的原则。3.本表所列的背景噪声级，指在室内无声源发声的条件下，从室外经由墙、门、窗传入室内平均噪声级。2高噪声车间设备的值班室、观察室、休息室无电话通信要求时75有电话通信要求时703精密装配线、精密加工车间的工作地点、计算机房（正常工作状态）704车间所属办公室、实验室、设计室（室内背景噪声）705主控制室、集中控制室、通信室、电话总机室、消防值班室（室内背景噪声）606厂部所属办公室、会议室、设计室、中心试验室（包括实验、化验、计量室）（室内背景噪声）607医务室、教室、托儿所。55表4.4卫生部国家劳动总局《工业企业噪声卫生标准》新建、扩建、改建企业、参照表现有企业暂时达不到标准，参照表每个工作日接触噪声时间（小时）允许噪声[dB（A）]每个工作日接触噪声时间（小时）允许噪声[dB（A）]885890488493291296294292最高不得超过

115最高不得超过

115表4.5城市区域环境噪声标准GB3096-93类别昼间夜间0504015545260503655547055各类标准的适用区域0类：适用于疗养区、高级别墅区、高级宾馆区等特别需要安静的区域。1类：适用于以居住、文教机关为主的区域。2类：适用于居住、商业、工业混杂区。3类：适用于工业区。4类：适用于城市中的道路交通干线道路两侧区域，穿越城区的内航道两侧区域4.5风机房隔声设计（1）隔声技术及原理用构件将噪声源和接收者分开，阻断空气声的传播，从而达到降噪目的的措施称作隔声。隔声是噪声控制中最有效的措施之一。空气声和固体声的阻断是性质不同的两种方法。隔声所采用的方法如制作隔声罩，将吵闹的机器设备用能够隔声的罩形装置密封或局部密封起来；或者在声源与接收者之间设立屏障；或者在吵闹的环境中开辟一个安静的环境，建立隔声间，如隔声操作室，休息室以保护工人不受噪声干扰，保护仪器不受损害等等。隔声原理声波在通过空气传播途径中，遇到一匀质屏蔽物时，由于两分界面特性阻抗的改变，使部分声能被屏蔽物反射回去，一部分被屏蔽物吸收，只有一部分声能可以透过屏蔽物传到另一个空间里去。显然，透射声能只是入射声能的一部分，因此，设置适当的屏蔽物便可以使大部分声能反射回去，从而降低噪声的传播。具有隔声能力的屏蔽物称作隔声构件或隔声结构，如砖砌的隔墙、水泥砌块墙、隔声罩体等等。（2）隔声设计隔声间墙体与屋顶设计隔声间墙体选择二四墙，两边抹灰，厚为250mm，房顶为钢筋砼屋面，其隔声量见下表表4.6隔声量项目倍频程频率1252505001k2k4k240mm424349576462屋顶41.645.248.852.45659.6（3）隔声门的设计隔声门是隔声结构中的重要机构，它常常是隔声的薄弱环节，对隔声间的隔声效果起着控制作用，因此，合理设计隔声门是极其重要的。隔声门多采用轻质隔声结构，一般隔声门的隔声性能能够达到较理想的设计要求，隔声门的隔声性能取决于门与门框的搭接处的密封程度。为了提高门的隔声能力，将门设计成多层或者是双层结构，并在层与层之间填充吸声材料，门的隔声效果还与门缝的密封程度有关，一般在门与门框的搭接处用橡皮条密封。隔声间的尺寸设计为21m×7m×9m隔声门隔声性能表4.7隔声门隔声性能项目125250500100020004000门41.541.334.336.945.258.0隔声门尺寸及个数：尺寸为1500mm×2000mm的隔声门两个，尺寸为880×2050的隔声门2个。（4）隔声窗的设计隔声窗常采用双层或多层玻璃制成。玻璃板要紧紧地嵌在弹性衬垫中，以防止阻尼板面的振动，层间四周边框宜作吸声处理；相邻两层玻璃宜不平行布置，朝声源一侧玻璃有一定倾角，以便减弱共振效应；并须选用不同厚度的玻璃，以便错开吻合效应的频率，削弱吻合效应的影响。隔声窗隔声性能表4.8隔声窗隔声性能项目倍频程频率1252505001k2k4k隔声窗30.136.446.757.257.453隔声窗尺寸及个数：尺寸为1500×1600，个数为12个；组合墙体隔声量根据以上尺寸，计算可得：隔声门面积：2×2+2×0.88×2.05=7.6㎡隔声窗面积：1.5×1.6×12=20.8㎡屋顶总面积：21×7=147㎡总面积：21×7+21×9×2+9×7×2=651㎡隔声强面积：21×9×2+9×7×2-1/4××3×3.14-7.6-28.8=462.3㎡计算公式：（透射系数）式（4.2）（平均透射系数）式（4.3）平均隔声量：式（4.4）机房隔声构件包括墙体，隔声门，隔声窗，各构件的隔声性能见下表表4.9各构件的隔声性能项目倍频程频率125250500墙体6.3×5×1.3×屋顶6.9×3×1.32×隔声门7.1×7.4×3.7×隔声窗9.8×2.3×2.1×平均透射系数10.44×4.4×1.7×平均隔声量Al39.8dB43.5dB47.7dBA计权衰减-16.1dB-8.6dB-3.2dBAl+A23.7dB34.9dB44.5dB项目100020004000墙体2×4×6.3×屋顶5.8×2.5×1.1×隔声门2×3×1.6×隔声窗2×2×5×平均透射系数0.68×2.04×0.934×平均隔声量Al51.7dB56.9dB60.3dBA计权衰减01.21Al+A51.7dB58.1dB61.3dB平均隔声量由以上结果得知隔声间噪声治理已经满足要求。（5）值班室隔声值班室隔声采用隔声门和隔声窗，值班室内噪声在经过吸声后很容易降低到70dB的数值，所以此处不再作单独计算。4.6风机房吸声设计吸声技术及原理能够吸收声能的材料或结构统称作吸声材料。利用吸声材料吸收声能以降低噪声的办法称为吸声降噪，通常简称做吸声。吸声是是一种最基本的减弱声传播的技术措施。(1)吸声原理在材料表面和内部有无数的微细空隙，这些空隙互相贯通并且与外界相通的吸声材料称作多孔吸声材料。其固体部分在空间组成骨架，称作筋络。当声波入射到多孔吸声材料的表面时，可沿着对外敞开的微孔射入，并衍射到内部的微孔内，激发孔内空气与筋络发生振动，由于空气分子之间的粘滞阻力，空气于筋络之间的摩擦阻力，使声能不断转化为热能而消耗；此外，空气与筋络之间的热交换也消耗部分声能。结果使反射出去的声能大大减少。这就是吸声的机理。(2)吸声系数和吸声量吸声材料或结构吸声能力的大小通常用吸声系数α表示。α值的变化一般在0—1之间。α=0，表示声能全反射，材料不吸声；α=1，表示声能全部被吸收，无声能反射。α值越大，材料的吸声性能越好。通常α大于等于0.2的材料方可称为吸声材料。吸声系数的大小与吸声材料本身的结构、性质、使用条件、声波入射的角度和频率有关。吸声量亦称等效吸声面积。吸声量规定为吸声系数与吸声面积的乘积，即：A=式中：A——吸声量；α——某频率声波的吸声系数S—吸声面积。室内设计吸声结构，主要是消除机房内的混响声。要求吸声体不仅满足吸声要求，而且具有一定的装饰性。吸声材料的性能主要用吸声系数来表示，即材料吸收的声能与人射声能的比值。对于不同倍数程频率声波的平均吸声系数大于0.2的材料，才能叫做吸声材料。吸声材料是吸声体的重要组成部分。吸声体的选择和填充是吸声效率的关键。目前国内生产的吸声体大多采用超细玻璃棉作为吸声材料一般情况下，吸声材料采用4cm到5cm左右为宜。高频平均吸声系数已达0.85-0.9左右。再增加吸声材料厚度，对吸声效果已无明显影响。除厚度外，材料的容重、温度、湿度等，对吸声材料的性能也有重要影响。房间噪声的降低值；一般来讲，用吸声的方法降低房间噪声不会超过6dB到10dB，只能吸收声源在房间内的反射声，(还不是全部反射声)，对于声源发出的直达声没有什么作用，对于大房间吸声处理效果不明显。1)作吸声处理前的原机房平均吸声系数计算根据隔声间及所选门窗的尺寸，计算吸声处理前的原机房的各部分的面积为：房门面积：7.6m2；窗户面积：28.8m2；砼地面与砼房顶面积分别为：147m2，147m2；砖墙面积：463.3m2总面积：798m2平均吸声系数计算：α=∑Siαi/∑S式（4.5）式中：S——面积，m2；αi——吸声系数。由公式计算各频率的平均吸声系数，计算结果见表表4.10各频率的平均吸声系数项目各倍频程吸声系数1252505001k2k4k砖墙0.020.020.020.030.030.04砼地面0.010.010.020.020.020.04砼房顶0.010.010.020.020.020.04房门0.160.150.100.100.100.10窗户0.350.250.180.120.070.04前0.030.0260.0260.030.0280.04作吸声处理后的原机房平均吸声系数计算表4.11作吸声处理后的原机房平均吸声系数序号设计项目与计算内容各倍频中心频率下的设计参数备注1252505001k2k4k1机房内的声压级/dB1039893928375实测值2噪声控制声压级/dB9992888483_NR853各倍频带设计降噪量D/dB4658__1行—2行4吸声处理前的平均吸声系数0.030.0260.0260.030.0280.04式（6-129）5吸声处理后的平均吸声系数0.0750.100.080.190.0280.04式（7-18）6现有吸声量/㎡23.9420.7520.7523.9422.3431.927应有吸声量/㎡60.1382.665.6151.122.3431.928增加吸声量/㎡36.1961.8544.85127.2007行-6行9选穿孔板+超细玻璃棉结构0.110.360.890.710.790.75查吸声产品手册10需要吸声材料的数量329171.85039179008行÷9行11考虑遮盖时吸声材料的数量/㎡338.9180.458.94188.9——10行+329×4行通过计算，室内加装338.9的组合吸声结构，即可达到NR85的要求。但上述计算是在按原有壁面在处理后仍然保持原有吸声量考虑，而实际安装方式使吸声材料遮盖原有壁面，计算时应扣除遮盖部分。这样表第十一行就是考虑遮盖影响后，所应铺设的吸声材料，如在125Hz处，吸声材料的数量为329+329×0.03=338.9那么实际铺设329的吸声结构，就足以满足NR85的要求。吸声降噪量的计算房门面积：7.6m2；窗户面积：28.8m2；砼地面与砼房顶面积分别为：147m2，147m2；砖墙面积：463.3m2总面积：798m2式（4.6）式中：作吸声处理前机房前机房平均吸声系数；作吸声处理后机房平均吸声系数由公式及以上计算结果，计算室内吸声降噪量，计算结果见表表4.12吸声降噪量项目各倍频程中心频率1252505001000200040004658--A计权-16.1-8.6-3.201.21A声级/dB-12.1-2.6-1.881.21A声级/dB8.5dB平均吸声量则机房内噪声为：97-8.5=88.5所以采取吸声处理以后使得机房内噪声降低到90(dB)以下，经过吸声设计使得隔声间噪声治理满足设计要求。4.7机房通风设计电动机在运行过程中产生大量的热量，引起电机构件的温度高于周围介质的温度。为了使电动机保持在一定得允许温度范围内，必须对风机房进行通风设计。通风量确定配套电机型号为 JS126-8，功率N=110×2=220KW效率η=96%电机散热量计算公式：Q=860N(100−η)/η式（4.7）式中： N——电动机额定功率，kw；η——电动机效率，%；Q——电动机散热量，kcal/h。由公式（5.14）及上述数据，计算电机的散热量为(kal/h)电动机通风量计算式式（4.8）式中： ρ——空气密度，㎏/m3；cp——空气比热；cp=0.24；tπ=60℃；tg——进气温度，℃；tg=0.71+0.29tmax；tp——最热月平均气温，28℃；tmax——最高气温，40℃。空气密度ρ=1.2kg/m3，空气比热Cp=0.24，tπ=600C，tg=31.480C由公式计算机房通风量为：机房通风隔声间换气量计算公式：L=n⋅V式（4.9）式中：n——换气次数，n=30次/h；V——隔声间容积，m3。由公式计算隔声间换气量为L=30×21×7×9=3960所需通风面积为：实施方案为使新鲜空气进入机房，同时机房内的热空气排出机房，靠自然通风达不到热交换的目的，故必须进行强制通风。根据换气量可选择轴流风机4台用于机房通风散热。并设计通风排气系统，在通风管道中，安装4台JX型进气排气消声器和4台PX型排气消声器具体情况见隔声间布置图。

5结论为期两月的毕业设计使我对噪声知识有了更深刻的理解，通过对通风机的噪声控制设计，使我从课本知识走向实际的工程设计，很好了培养了自己的工程素养，这对于将来走向工作岗位有很大的帮助。而且我也充分认识到噪声对生产生活的危害和噪声治理的必要性和重要性。为了达到风机房综合治理各方面的要求，我采用了隔振、吸声、隔声等多种有效的技术措施。治疗后，该风机房的隔振效率达到要求，并且风机房的噪声降低，达到了工业企业噪声卫生标准中对设备的要求，机房周围的环境噪声也达到了工业区域厂区噪声的环境标准。总之，通过噪声治理，避免了对周围环境的污染，同时也节约了大量的能源，取得了良好的经济效益和社会效益。厂区内的职工和附近的居民，反映良好。在完成毕业设计的过程中，我巩固了以前所学的大学专业知识，并通过查阅相关专业知识，很好的锻炼了自己的自学能力，这也为将来走向工作岗位提供了一次锻炼的机会！

参考文献[1]程居山.《矿山机械》徐州：中国矿业大学出版社，2000.[2]马大猷.《噪声与振动控制工程手册》中国机械工业出版社，1994[3]顾强.《噪声控制工程》煤炭工业出版社，2002[4]白铭声.《流体机械》煤炭工业出版社，1986[5]周新祥.《噪声控制及应用实例》海洋出版社，1999[6]韩宝坤.《机械振动与噪声分析基础》国防工业出版社，2006[7]任文堂.《厂矿业噪声和环境噪声》，北京，冶金工业出版社，1983.[8]方丹群.《空气动力性噪声与消声器》，北京:轻工业出版社，1978[9]智乃刚.《风机噪声控制技术》，机械工业出版社，1985[10]刘德生.环境监测[M]，北京，化学工业出版社，2001.[11]张邦俊.环境噪声学[M]，浙江：浙江大学出版社，2001.[12]胡海岩.《机械振动基础》。北京，北京航空航天大学出版社，2005[13]张庆卡.风机房噪声分析与控制[D]，重庆：重庆大学，2003.[14]LongleyJP.AReviewofNon-SteadyFlowModelsforCompressorStability1993.[15]Tokhi.n.D，Activenoisecontrol[M]，ClarendonPress，1992.8 ～12.

致谢在进行论文的设计过程中，由任保明老师精心指导，这对于我们将理论和实践相结合起来，起到了很大的作用,并且为后期的设计工作准备好了铺垫。在设计过程中，感谢老师的悉心指导，根据毕业设计要求，按照老师的讲解，我采用了隔振、吸声、隔声等措施，使风机房的噪声控制达到了国家标准的要求。在此，对老师表示深深的感谢！目录第一章总论11、项目名称及承办单位12、编制依据43、编制原则54、项目概况65、结论6第二章项目提出的背景及必要性81、项目提出的背景82、项目建设的必要性9第三章项目性质及建设规模131、项目性质132、建设规模13第四章项目建设地点及建设条件171、项目建设地点172、项目建设条件17第五章项目建设方案251、建设原则252、建设内容253、工程项目实施33第六章节水与节能措施371、节水措施372、节能措施38第七章环境影响评价391、项目所在地环境现状392、项目建设和生产对环境的影响分析393、环境保护措施……404、环境影响评价结论……………..……………42第八章劳动安全保护与消防441、危害因素和危害程度442、安全措施方案443、消防设施…………...45第九章组织机构与人力资源配置461、组织机构462、组织机构图46第十章项目实施进度481、建设工期482、项目实施进度安排483、项目实施进度表48第十一章投资估算及资金筹措491、投资估算依据492、建设投资估算49目录TOC\o"1-2"\p""\h\z\u第一章总论 11.1项目概况 11.2研究依据及范围 31.3主要技术经济指标 41.4研究结论及建议 4第二章项目建设的背景和必要性 62.1项目建设的背景 62.2项目建设的必要性 8第三章项目服务需求分析 11第四章项目选址与建设条件 134.1选址原则 134.2项目选址 134.3建设条件 144.4项目建设优势条件分析 15第五章建设方案 18HYPERLINK\l"_Toc30084