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工業、交通運輸業以及城市建設迅速發展，環境噪聲又成為一個新的污染源，已成為影響最大的公害之一。20 世紀50 年代起，噪聲污染成為一種主要的環境污染源，嚴重危害人們正常的工作、學習和生活[1]。GBJ87-85 《工業企業噪聲控制設計規范》規定了對于工業企業廠區內各類地點的噪聲A 聲級噪聲限制值。 在使用鼓風機的產業中，噪聲的危害更加嚴重，在一些車間內的噪聲達到了100 多dB ，某些地方甚至達到130 多dB ，惡化了工人的工作條件，污染了工作環境，降低了工作質量，對工人的身心健康造成了嚴重損害。 風機噪聲污染已引起了人們的重視，眾多學者已對風機噪聲的產生機理和控制策略進行了研究，并取得了很大進步。賈世福[2]、國大非[3]、肖輝進[4]、任國芬[5]等分別對風機噪聲的特點進行了分析，并提出相應的治理措施。蔡紅梅[6]從理論和試驗分析了羅茨鼓風機噪聲的主要來源及其噪聲產生機理，并對某風機噪聲進行了測量分析。 風機噪聲由產生機理可分為：空氣動力性噪聲（包括旋轉噪聲和渦流噪聲）、風機殼體以及電機軸承輻射的機械噪聲、電動機的電磁噪聲等，其中空氣動力性噪聲占主導地位，是噪聲控制過程中需要重點考慮的。 本文就某鼓風機廠的某型號羅茨鼓風機（以下簡稱風機）的噪聲分布進行測量分析，對該風機原有的隔聲罩產品進行設計改進，理論計算得出所設計隔聲罩的理論隔聲量為27. 7957 dB ，符合公司的隔聲要求。 1 風機噪聲測量 根據GB/T 2888-1991 《風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法》和GB/T 17248.5-1999 《聲學機器和設備發射的噪聲工作位置和其他指定位置發射聲壓級的測量環境修正法》，對風機裸機周圍各點噪聲進行測量，測量時各測點的位置如圖1 所示，為了更好地了解風機周圍噪聲的分布情況，對風機出口軸線方向兩處位置的噪聲也進行了測量，測量條件見表1 ，實際測量點位置見圖2 ，其中C4 點和C5 點是設定的附加測點。 表1 風機工況表
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1.1 主要測量儀器 丹麥Bruel&kjaer 公司的2230 型聲級計和南京安正軟件工程有限公司的振動及動態信號采集系統（CRAS V6.1 ）。 1.2 測量內容 測量風機外部1m ，高度為1.55m 以及風機中心軸線處6 個位置的噪聲，測量中心頻率為63Hz 、125 Hz 、250 Hz 、500 Hz 、1000 Hz 、2000 Hz 、4000 Hz 、8000 Hz 。 1.3 噪聲數據 各測點倍頻程聲級測量值見表2 ，并根據標準HJ/T 2.4-1995 《環境影響評價技術導則聲學環境》中“倍頻程聲壓級合成A 聲級計算公式”的規定進行各倍頻帶聲壓級以及總聲壓級的換算，得到風機中心和1.55m 水平面噪聲頻譜圖（圖3 ）。 表2 1.55m 水平面各測點倍頻帶聲壓級( A 聲壓級/dB )
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由以上噪聲數據看出，風機總噪聲為108.60dB ，在各個位置風機噪聲值都超過了105dB ，以風機中心水平面為界，風機外部噪聲分布大體為：自下而上各測點位置噪聲值逐漸增大，且低頻帶噪聲有明顯增大（低頻聲波的頻率低，尤其對人體有害，且波長長，聲波的穿透力比較強，比較難消除）的趨勢。在風機整體中心水平面內的噪聲值高頻分量較大，低頻帶噪聲值較小；在1.55m 高度水平面內整體噪聲提高很大，低、高頻噪聲值都大
幅度提高。風機和電機軸線方向上，尤其是電機附近的M1 點的噪聲值較大，由于受到電動機電磁噪聲及電動機風扇噪聲的影響，噪聲分貝值較大，這個位置的噪聲達到了111.65dB ，從各頻段來看，低頻到高頻風機噪聲值都逐漸增大。高頻噪聲可以通過吸聲材料進行減弱，250Hz 處的噪聲不易減弱，可使用削弱低頻噪聲的吸聲結構進行控制。 2 隔聲罩設計方案 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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2.1 吸聲材料的選擇 隔聲罩內不安裝吸聲材料，罩內輻射噪聲的聲能就會不斷積聚，導致最后輻射噪聲與從隔聲罩內透射的聲能相等，隔聲罩就會失去隔聲作用，因此隔聲罩內部必須安裝吸聲材料，設計中選用密度為32kg/m3 ，厚度為40mm 的玻璃棉作為吸聲材料。 2.2 吸聲材料背后空腔設計 文獻[7-8] 介紹了吸聲材料背后空氣層對于吸聲特性的影響，其規律是隨著空氣層厚度的增大，最大吸聲系數峰值頻率向低頻移動。 隔聲罩內龍骨架采用10 號熱軋槽鋼，圖5 為槽鋼截面圖，h =100mm ，b =48mm ，d =5.3mm ，理論質量10.007kg/m 。在實際生產中，在保證剛度的情況下，可選用2mm 或2.5mm 厚的鋼板折疊而成。 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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設計過程中，采用自由阻尼層方式。阻尼層厚度為鋼板厚度的2 ～3 倍。厚度太小，起不到應有的阻尼效果，但厚度也不宜太大，因為厚度超過一定值后，其阻尼效果的增加便不明顯，同時還浪費材料[9] ，因此本設計取阻尼層厚度為5mm 。 2.4 穿孔板 穿孔板的吸聲原理是亥姆霍茲共振理論，聲波傳到共振器時，小孔頸中的氣體在聲波壓力下往返運動，運動氣體具有一定質量，它抗拒運動速度的變化。聲波進入小孔時，因為孔壁的摩擦和阻尼，使部分聲能轉化為熱能而消耗掉。 穿孔板采用穿孔鍍鋅鋼板，在孔徑d =5mm ，板厚度t =0.5mm ，板后空氣層厚度D =95mm 時，穿孔板共振頻率和穿孔率有如圖7 所示關系，可以看出，穿孔率越小，共振頻率越低，穿孔率越大，共振頻率越高，類似于拋物線關系。 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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風機的中頻噪聲主要集中在1100 Hz 附近，由于當穿孔板的穿孔率大于20% 時，不論穿孔以何種幾何形狀排列，其聲質量都很小，其聲學作用降低，它已不起共振吸聲作用，而主要起護面或罩面作用[10]，這時所保護的吸聲材料層是整個吸聲結構的主體?！ ∥墨I[11] 中，也說明穿孔板后面的材料的吸聲系數一般隨穿孔率的提高而上升，但是當穿孔率大于20% 時，穿孔板的吸聲性能將下降。 選擇穿孔板穿孔率為20% ，圓孔排列為三角形排列方式，孔徑為5mm 的穿孔板進行設計，由式 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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2.5 護面玻璃布 巖棉的兩個表面都要用護面材料進行保護，以防止巖棉脫落，同時在穿孔板和吸聲材料后面緊貼一層玻璃布，可以展寬吸聲頻帶的寬度。用玻璃布進行防護的時候，玻璃布一定要緊貼穿孔板。 原機械工業部第九設計院和四川省玻纖廠根據微穿孔板吸聲結構理論設計的微孔玻璃布吸聲結構，具有較好的性能。清華大學測試表明，采用這種微孔玻璃布，可以在較寬的頻帶范圍內獲得較高的吸聲系數。 2.6 薄板共振 利用微穿孔板消除低頻噪聲雖然有較好的效果，但費用較高，因此考慮采用薄板共振吸聲結構。 薄板共振吸聲結構的共振頻率f 0 一般在80 ～300Hz 之間。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 或空氣層厚度D ，皆可使共振頻率下移；反之，則升高。選用三合板，龍骨間距45cm × 45cm 的薄板共振吸聲結構，空氣層厚度為5cm 。此種薄板振動結構在250Hz 附近具有較好的吸聲效果，利于消除風機噪聲中250Hz 附近的低頻噪聲。 3 加工制作中應注意的事項 （1 ）玻璃布護面應該緊緊貼在穿孔板上。 （2 ）玻璃棉吸聲材料必須緊密貼在玻璃布上。 （3 ）三合板必須壓緊吸聲材料。 （4 ）瀝青阻尼層須牢固貼在外壁2mm 鋼板上。 4 隔聲罩理論隔聲量的計算 隔聲罩外壁使用普通碳素鋼，其密度為7850kg/m 3 ，鋼板厚度為2mm ，則其面密度為15.7kg/m 2 ，玻璃棉和吸聲結構共同作用時，在各頻段的平均吸聲系數見表3 。
表3 玻璃棉和薄板共振吸聲結構在各頻段的吸聲系數
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由此可見隔聲效果明顯好于原有隔聲罩設計，符合設計要求。 5 結論 通過測量分析某型號鼓風機的噪聲分布，了解了該風機噪聲的噪聲頻譜分布，明確了風機周圍的噪聲分布規律，提出了相應的噪聲治理方法，針對特定頻段的噪聲提出了相應的消聲結構，對每種結構的消聲原理和消聲特性進行了介紹，設計了針對該風機的隔聲罩，經過計算所設計的隔聲罩的理論隔聲量大約可以達到20.8695dB ，隔聲性能好于原有隔聲罩，符合設計要求，對實際的消聲工程有一定的參考價值，可作為風機隔聲罩設計的一般規范 |
在使用鼓風機的產業中，噪聲的危害更加嚴重，在一些車間內的噪聲達到了100 多dB ，某些地方甚至達到130 多dB ，惡化了工人的工作條件，污染了工作環境，降低了工作質量，對工人的身心健康造成了嚴重損害。
風機噪聲污染已引起了人們的重視，眾多學者已對風機噪聲的產生機理和控制策略進行了研究，并取得了很大進步。賈世福[2]、國大非[3]、肖輝進[4]、任國芬[5]等分別對風機噪聲的特點進行了分析，并提出相應的治理措施。蔡紅梅[6]從理論和試驗分析了羅茨鼓風機噪聲的主要來源及其噪聲產生機理，并對某風機噪聲進行了測量分析。
風機噪聲由產生機理可分為：空氣動力性噪聲（包括旋轉噪聲和渦流噪聲）、風機殼體以及電機軸承輻射的機械噪聲、電動機的電磁噪聲等，其中空氣動力性噪聲占主導地位，是噪聲控制過程中需要重點考慮的。
本文就某鼓風機廠的某型號羅茨鼓風機（以下簡稱風機）的噪聲分布進行測量分析，對該風機原有的隔聲罩產品進行設計改進，理論計算得出所設計隔聲罩的理論隔聲量為27. 7957 dB ，符合公司的隔聲要求。
1 風機噪聲測量
根據GB/T 2888-1991 《風機和羅茨鼓風機噪聲測量方法》和GB/T 17248.5-1999 《聲學機器和設備發射的噪聲工作位置和其他指定位置發射聲壓級的測量環境修正法》，對風機裸機周圍各點噪聲進行測量，測量時各測點的位置如圖1 所示，為了更好地了解風機周圍噪聲的分布情況，對風機出口軸線方向兩處位置的噪聲也進行了測量，測量條件見表1 ，實際測量點位置見圖2 ，其中C4 點和C5 點是設定的附加測點。
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由式（1 ）可知，增加薄板的面密度m 或空氣層厚度D ，皆可使共振頻率下移；反之，則升高。選用三合板，龍骨間距45cm × 45cm 的薄板共振吸聲結構，空氣層厚度為5cm 。此種薄板振動結構在250Hz 附近具有較好的吸聲效果，利于消除風機噪聲中250Hz 附近的低頻噪聲。 3 加工制作中應注意的事項 （1 ）玻璃布護面應該緊緊貼在穿孔板上。 （2 ）玻璃棉吸聲材料必須緊密貼在玻璃布上。 （3 ）三合板必須壓緊吸聲材料。 （4 ）瀝青阻尼層須牢固貼在外壁2mm 鋼板上。 4 隔聲罩理論隔聲量的計算 隔聲罩外壁使用普通碳素鋼，其密度為7850kg/m 3 ，鋼板厚度為2mm ，則其面密度為15.7kg/m 2 ，玻璃棉和吸聲結構共同作用時，在各頻段的平均吸聲系數見表3 。
表3 玻璃棉和薄板共振吸聲結構在各頻段的吸聲系數
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由此可見隔聲效果明顯好于原有隔聲罩設計，符合設計要求。 5 結論 通過測量分析某型號鼓風機的噪聲分布，了解了該風機噪聲的噪聲頻譜分布，明確了風機周圍的噪聲分布規律，提出了相應的噪聲治理方法，針對特定頻段的噪聲提出了相應的消聲結構，對每種結構的消聲原理和消聲特性進行了介紹，設計了針對該風機的隔聲罩，經過計算所設計的隔聲罩的理論隔聲量大約可以達到20.8695dB ，隔聲性能好于原有隔聲罩，符合設計要求，對實際的消聲工程有一定的參考價值，可作為風機隔聲罩設計的一般規范。 |
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由式（1 ）可知，增加薄板的面密度m 或空氣層厚度D ，皆可使共振頻率下移；反之，則升高。選用三合板，龍骨間距45cm × 45cm 的薄板共振吸聲結構，空氣層厚度為5cm 。此種薄板振動結構在250Hz 附近具有較好的吸聲效果，利于消除風機噪聲中250Hz 附近的低頻噪聲。 3 加工制作中應注意的事項 （1 ）玻璃布護面應該緊緊貼在穿孔板上。 （2 ）玻璃棉吸聲材料必須緊密貼在玻璃布上。 （3 ）三合板必須壓緊吸聲材料。 （4 ）瀝青阻尼層須牢固貼在外壁2mm 鋼板上。 4 隔聲罩理論隔聲量的計算 隔聲罩外壁使用普通碳素鋼，其密度為7850kg/m 3 ，鋼板厚度為2mm ，則其面密度為15.7kg/m 2 ，玻璃棉和吸聲結構共同作用時，在各頻段的平均吸聲系數見表3 。
表3 玻璃棉和薄板共振吸聲結構在各頻段的吸聲系數
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由此可見隔聲效果明顯好于原有隔聲罩設計，符合設計要求。 5 結論 通過測量分析某型號鼓風機的噪聲分布，了解了該風機噪聲的噪聲頻譜分布，明確了風機周圍的噪聲分布規律，提出了相應的噪聲治理方法，針對特定頻段的噪聲提出了相應的消聲結構，對每種結構的消聲原理和消聲特性進行了介紹，設計了針對該風機的隔聲罩，經過計算所設計的隔聲罩的理論隔聲量大約可以達到20.8695dB ，隔聲性能好于原有隔聲罩，符合設計要求，對實際的消聲工程有一定的參考價值，可作為風機隔聲罩設計的一般規范。 |
