物理性污染控制课程设计

一、课程设计的目的与意义1．《物理性污染控制工程》是一门技术性、应用性很强的学科，课程设计是它的一个极为重要的专业实践教学环节，课程设计的目的就是在理论学习的基础上，通过完成一个简单的工程设计方案，使学生不但能够补充和深化课堂教学内容，而且能够引导学生理论联系实际、培养学生的“工程”思想，提高学生的综合素质。

2．通过物理性污染控制工程课程设计，进一步消化和巩固本门课程所学内容，并使所学的知识系统化，培养学生运用所学理论知识进行噪声控制工程设计的初步能力。

3．通过设计，了解噪声控制工程设计的内容、方法和步骤，培养学生确定噪声控制系统的设计方案、设计计算、工程制图、使用技术资料、编写设计说明书的能力。

为今后能够独立进行某些噪声控制工程的开发设计工作打下一定的基础。

二、课程设计的任务与要求风机降噪装置的设计实验室通风系统配有风机一台（功率13kW，转速2900r/min，压头302mmH2O,风机流量5712～10652m3/h,风机叶片数为10，风机进气口和排气口尺寸均为φ190mm，风机外形尺寸为880×380×730mm），经实测，风机近声场噪声频谱如表1所示。

根据我国《工业企业设计卫生标准》（GBZ1-2002）的规定，噪声车间观察（值班）室噪声声压级为75dB（A），为了改善实验室工作环境，对风机进行降噪设计。

表1 风机噪声频谱测量结果三、课程设计正文㈠设计题目分析1.1噪声测量和频谱分析A声级能较好地反映人耳对噪声强度与频率的主观感觉，因此目前世界声学界、医学界公认用A声级作为保护听力和健康以及环境噪声的评价量。

将风机近声场噪声对不同频率的声音进行一定的加权修正并转换成A声级，得到表2风机近声场噪声A声级频谱如下：表2 风机近声场噪声A声级频谱根据A 声级计算公式：式中:Lpi ――第i 个倍频程的声压级,dB ；ΔL A i ――相应的A 计权网络的修正值，dB 。

带入相应数值得到L A eq=92.5dB从图中可以看出，风机的频谱峰值大致集中在250 ~8kHz,而在500Hz 出现频谱峰值，其原因是由于风机叶轮在旋转时，周期性的挤压气体导致叶轮周围气体产生压力脉动，这种压力脉动以声波的形式向叶轮辐射，从而产生周期性的进排气噪声。

风机旋转噪声的基频可由下式计算：Hz nzf 60=式中：n ――风机叶轮的转数，r/min ； z ――叶片数。

题目中：转速2900r/min ，风机叶片数为10 带入相应数值得到f=483.3Hz由此可证实500Hz 频率出现峰值和风机叶片的通过频率一致，说明风机的主要噪声是旋转噪声。

1.2风机噪声特性分析从风机所辐射的噪声和部位来说，风机的噪声包括空气动力性噪声和机械性噪声，而以空气动力性噪声为主，空气动力性噪声主要是从进气口和排气口辐射出来的；机械噪声主要是从电动机以及机壳和管壁辐射出来的；通过基础振动还会辐射固体噪声。

控制风机的空气动力性噪声的最有效措施是在风机进、出气口安装消声器，而固体噪声则可以通过]10lg[101)(1.0∑=∆+=ni L L A Ai pi L设计隔振装置得到控制。

1.3降噪量的确定根据我国《工业企业设计卫生标准》（GBZ1-2002）的规定，噪声车间观察（值班）室噪声声压级为75dB （A ）。

考虑到风机安装在实验室，根据上述噪声标准确定降噪量如下:)(5.17755.92A dB Lp =-=∆考虑到一定的安全额度，最终降噪量取20dB 。

㈡风机降噪设计 2.1入口消声器的设计 （1）消声器阻性部分设计消声器的阻性部分设计为填充超细玻璃棉。

该物质具有不燃烧，容重小，隔热，耐热，耐腐蚀等特点且具有良好的吸声特性。

选用密度为3/25m Kg ，厚度为15cm ，并采用穿孔板的护面层，护面钢板表3消声系数取值表由表2中可知，频率在250—4000Hz 时超过允许的声压级,对此倍频程进行降噪处理。

消声器阻性部分设计计算见下表：表4消声器阻性部分计算值应用赛宾的经验公式计算：式中：P ——消声器的通道断面周长，m ；S ——消声器的通道有效横截面积，2m ；l ——消声器的有效部分长度，m 。

l SPL 4.1A )(03.1α=则()PS L l A 4.103.1α=计算上限失效频率:fnDc 5.81= 式中：c--声速，340m/s;D —消声器通道的当量直径，m 。

设计取值D=0.425m 得到fn=1480Hz在2000Hz 、4000Hz 出现高频失效，失效后的消声量按下式计算：L nL ∆-=∆33' 式中：'L ∆－-高于失效频率的某倍频带的消声量, dB ；L ∆－-失效频率处消声量, dB ；n －-高于失效频率的倍频程频带数。

消声器的阻性部分是以超细玻璃棉粘贴在消声器通道的穿孔钢板后面，1000Hz 及以上频率部分均已消除，共振穿孔板用以消除低频。

气流在生噪声的验算：气流速度v =S Q =d Q 24π， 气流再生噪声 式中：W L ――倍频带气流再生噪声，dB; ν――气流速度，m/s;f ――倍频带中心频率，Hz 。

题目中f 取500Hz, 得W L ＜75dB,合格。

（2）穿孔板共振吸声结构的设计在工程设计中，穿孔板共振吸声结构的穿孔率P 设计在1-10％的范围内，最高不超过20%，因为P 在20%以上时，否则穿孔板就只起到护面作用，吸声性能变差。

选择孔径为6㎜，厚度为2㎜，穿孔率为3%。

另外，设计目的主要在中心频率f ＝250Hz 频带上的△L ＝20－12.8=7.2dB （A ）的降噪量，具体计算结果如下，穿孔板采用正方形排列，有穿孔率公式：24⎪⎭⎫⎝⎛=B d P πfv L wlg 20lg 6072-+=则孔心距B=πPd4=0.031m ① 流通面积为S=42dπ由频带的消声量公式 ，R L =7.2dB 求得K ≈1.5 ② 共振腔容积V=KS cfrπ=0.0183m共振腔传导率V cf G r ⨯=2)2(π=0.384m ③ 设计为与原管道同轴的圆筒形共振腔，其内径1d 为190mm ，外径2d 为400mm共振腔长度为l =)(42122d d V-π=0.185m因为选用l=2㎜厚的钢板，孔径d=6㎜,由公式G=dt nS 8.00+求得开孔数n=0)8.0(S d l G +=92④ 验算VGc f r π2==250Hz Dcf 22.1=上=1037Hz 可见在所需要范围内不会高频失效问题。

共振频率波长r r f c=λ=1.36m 3r λ=0.453m 所设计的共振腔消声器的最大几何尺寸小于共振波长的1/3，符合要求。

综上所述，消声器的共振腔部分的长度为0.185m ，开孔数为92，内外径分别为190mm 和400mm ，孔心距为31mm ，孔径为6㎜，厚度为2㎜，穿孔率为3%。

2.2出口消声器的设计因风机出口和入口尺寸一样，出口入口消声器面积相同。

采用穿孔钢板相同，共振腔容积相同，内外径长度相同，阻性部分设计一样，即出口入口设计消声器相同。

入口和出口消声器设计见下图：()221lg 10K L R +=2.3隔振设计由于加工、制造和安装的原因,风机旋转,风机高速旋转时会产生振动噪声.为了减小振动能量传递,降低振动产生的噪声,在安装前对风机机座采取隔振措施.（1）质量隔振根据风机尺寸(mm):880*380*730，设计一较大的混凝土基座（mm）1200*1200*1200，将风机安装在基座上，减小风机的振动。

（2）隔振垫在风机与基座的接面处安装20mm厚的橡胶隔振垫，使风机与基座无钢性接触，消减风机振幅，从而达到消减固体声的目的。

（3）防振沟为达到更好的消声效果，在基座四周开有一定宽度和深度的沟槽，里面填以松软物质（如木屑、沙子）用来隔离振动的传递。

风机基础土建具体结构见下图四、整体工艺要求1、各部件尺寸大小符合要求，加工时可以根据实际情况做适当调整。

2、各部件之间连接牢固，防止连接不牢固引起的激励振动，减弱消声、隔声的效果。

3、使用超细玻璃棉时，其防护层要结实牢固，防止松散隔声材料漏出。

4、选择吸声材料时，要注意影响吸声材料的因素，如空气流阻、材料的空隙率和结构因子等，这样才能产生良好的吸声效果。

五、总结在风机的噪声治理过程中，我们要进行全面的测量和分析，确切地掌握噪声的特性并进行治理，是行之有效地办法。

而且通过隔振治理，发现木屑，沙结构在隔振降噪治理中是经济而有效的。

此次课程设计考验了我对实际问题的解决能力，实际问题有时候并不是能够照搬课本，需要自己选择材料等，还要不断尝试使得设计结果最优化。

六、参考文献1.《噪声控制及应用实例》周新祥编著，海洋出版社；2．《噪声与振动控制技术》赵良省编著，化学工业出版社；3．《工业噪声与振动控制》徐世勤王樯编著，冶金工业出版社。