科技学院课程设计报告( 2011--2012年度第一学期)名称：物理性污染控制工程课程设计题目：风机降噪装置的设计院系：动力工程系班级：环工09K1 学号： ************ 学生姓名：***指导教师：***设计周数： 1周成绩：目录一、课程设计的目的与意义 (3)二、课程设计的任务与要求 (3)三、课程设计正文 (3)四、整体工艺要求 (10)五、总结 (10)六、参考文献 (10)一、课程设计的目的与意义《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。

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。

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物理性污染控制工程课程设计包括以下内容：1．噪声测量和频谱分析，确定声源性质、噪声污染程度及范围。

2．根据相应的噪声标准确定降噪量。

对主要噪声源及其传播途径的分析，结合噪声控制标准，确定降噪量。

3．根据噪声性质、现场实际情况的分析，确定噪声控制方案。

4.编写设计说明书。

主要包括工程概况的说明、设计指导思想、设计依据、设计资料和噪声控制方案的说明。

5.编写设计计算书，要求有阻性消声器、抗性消声器的计算，列出所采用的全部计算公式和采用的计算数据，并附相应计算示意图；6．工程制图：（1）绘出平面布置图；（2）绘出降噪设备或设施的结构图。

7．文字要求：（1）字迹工整，文句通顺,可以打印也可手写；（2）图纸描绘规整，即按工程制图要求制图，有能力的同学采用计算机制图。

三、课程设计正文⁄,压头302mmH2O,风机流量实验室通风系统有风机一台（13KW功率,转速2900r min3070~4300m3h⁄，风机叶片数为10，风机进气口和排气口尺寸均为∅190mm，风机外形尺寸为880×380×730mm），经实测，风机近声场噪声频谱，根据我国《工业企业设计卫生标准》（GBZ1-2002）的规定，工业企业的生产车间和实验室等作业场所的噪声标准为75dB(A)，为了改善实验室噪声污染，对该风机进行噪声控制工程设计。

一、噪声的测量与分析1.1噪声频谱分析A计权的频谱相应与人耳对宽频带的声音的灵敏度相当，目前A计权已被所有机构和工业部门的管理条例所普遍采用，成为最为广泛应用的评价参量。

所有把测得的频带声压级转换成A计权声压级。

风机近声场噪声频谱测量结果和转换如下表：利用总声压级计算公式计算风机的总A 计权声压级：L Aeq =10lg (∑100.1(L Pi +∆L Ai )ni=1)所以，L Aeq =93.16dB 。

从图中可看出，风机的频谱峰值大致集中在250~4000Hz ，而在500Hz 出现频率峰值。

其原因是由于风机叶片在高速旋转时与空气产生的旋转噪声所致。

风机旋转噪声的主要峰值频率可由下式计算：f=n∙z60=483(Hz)式中，n—叶轮转数，2900r min⁄z—叶片数，该风机为10片因此可证实500Hz频率出现的峰值和叶轮机叶片的通过频率基本一致，即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产生噪声的机理和机组向外辐射的噪声来分析，风机运转时主要产生以下几种不同类型的噪声：（1）由于风机运转而引起的振动所造成的固体噪声。

（2）风机运转时机壳轴承节等发出的机械噪声。

（3）由于气流通过风机尺寸不一致的进出口时发生压力变化引起气体脉动而造成的气流噪声。

在上述噪声中，其中以气流噪声占主导地位，是治理的重点，其次是基座传递的固体噪声，在对风机进行噪声控制时应主要考虑这两部分的影响。

二、降噪量的确定根据《工业企业设计卫生标准》（GBZ1-2002）中5.2.3.6生产性噪声传播至非噪声作业地点的噪声声级的卫生限制不得超过75(dB)的规定。

考虑到风机安装在实验室，根据上述噪声标准确定降噪量∆L P如下：∆L P=93.16−75=18.16dB(A)考虑到一定的安全额度，最终降噪量取19dB三、风机降噪设计3.1隔振设计由于加工、制造和安装上的原因，风机旋转不见高速旋转时，会产生振动发出噪声。

为了减小振动能量传递，降低因为振动而产生的噪声，在安装前应该对风机机座采取隔振措施。

（1）质量减振根据风机尺寸(mm)：880×380×730，设计一个较大的混凝土基座，尺寸(mm)：1200×1200×1200，将风机安装在基座上，以减少风机振动。

（2）隔振垫将风机与基座的接触面处安装20mm厚的橡胶垫，使风机与基座无刚性接触，以便消减振幅，从而达到消减固体声的目的。

（3）防振沟若要达到更好的消声效果，可以在基座四周挖出防振沟，其中可以填充木屑等低廉的吸声材料，如果经济允许，可以填充吸声效果更好的吸声棉。

这样就防止振动沿地面传播，从而达到更好的降噪效果。

风机基础土建具体结构可以见下图：橡胶垫电机3.2消声器设计设计消声器首先要满足以下几点要求：（1）声学上的要求：要有良好的消声效果，即具有良好的消声频率特性，在所在消声范围内有足够大的消声量。

（2）空气动力性能的要求：要具有良好的空气动力性能，对气流阻力要小，安装后增加的阻力损失要控制在实际允许的范围内。

（3）结构性能上的要求：消声器体积要小，重量轻，结构简单，便于加工，并且要坚固耐用。

（4）外形和装饰：除消声器几何尺寸和外形应符合实际安装空间的允许外，消声器的外形应美观大方，表面装饰应与设备的总体相协调。

（5）价格费用的要求：选材、加工等要考虑减少材料的损耗，在具有一定消声量的同时，消声器应价格便宜，使用寿命长。

针对风机噪声的特点，消声器设计为阻性-共振腔复合消声器。

3.2.1入口消声器的设计（1）消声器阻性部分的设计该消声器的阻性部分是填充的超细玻璃棉（其消声性能参数参考《噪声控制学》，马大猷主编，科学出版社，1987）。

该物质具有不燃烧，容重小，隔热，耐热和耐腐蚀等特点，且具有良好的吸声特性。

选用容重为15Kg m3⁄，厚度为10cm的超细玻璃棉，并且采用穿孔板的护面形式。

护面钢板的厚度为1mm，穿孔率为25%，孔径为6mm。

假设消声器外径为D=430mm。

则消声器的通道断面周长L=πD=1.351m,消声器的通道有效横截面积S=πD 24=0.145m2。

应用赛宾公式计算：L A=1.03(α̅)1.4L S l隔振沟L——消声器的通道断面周长，m；S——消声器的通道有效截面积，m2；l——消声器的有效部分长度，m。

l=L A S 1.03(α̅)1.4L经计算可得数据如下表：取最长的长度为消声器的有效部分长度，即1.870m，该长度下的消声量为：计算上限失效频率f上:f 上=1.85cDc——声速，m∙s−1。

此处取340m s⁄；D——消声器通道的当量直径，m。

此处为0.43m。

计算得f上=1462Hz，即该消声器在2000Hz和4000Hz的消声频带上会出现高频失效现象。

当频率高于失效频率时，每增加一个倍频带，消声量下降约13⁄，按下式估算：∆L′=3−n3∆L∆L′——高于失效频率的某倍频带的消声量，dB；∆L——失效频率处的消声量，dB；n——高于失效频率的倍频程频带数。

计算得，2000Hz处消声量为9.2dB，4000Hz处的消声量为4.6dB。

修正后，得到的该消声器有效长度下的消声量为：从中可以看出，修正后的失效频率处的消声量仍能够满足国家规定的要求。

该消声器阻性部分是以超细玻璃棉粘贴在消声器通道通道穿孔钢板后面，用以消除风机中的中、高频成分；共振穿孔板部分用以消除低频。

气流再生噪声的验算L W=72+60lgv−20lgfL W——倍频带的气流再生噪声，dB；f——倍频带的中心频率，Hz，此处即500Hz；v——气流速度，m s⁄。

v=QS=4QπD2Q——风机流量，m3h⁄，此处取最大流量4300m3h⁄；D——消声器通道的当量直径，m。

此处为0.43m。

计算得，气流再生噪声L W=72.8dB，符合国家标准。

（2）穿孔共振吸声结构的设计在工程设计中，通常把穿孔共振吸声结构的穿孔率P设计在1−10%的范围内，最高不能超过20%，因为当P在20%以上时，穿孔结构几乎没有共振吸声作用，仅仅为护面板而已。

选择孔径d0为5mm，厚度t为2mm的钢板，穿孔率P为8%。

另外，设计目的主要在中心频率f0= 250Hz频带上的∆L P=5.4dB。

①穿孔采用三角型排列，穿孔率公式：P=022√3B2则B=√022√3P，算得孔心距B=20.2mm。

②风机管道的内截面积S=π(D2−d2)4d——共振腔直径，m；D——消声器通道的当量直径，m。

此处为0.43m。

共振腔直径d取260mm，继而算得风机管道的内截面积s=0.092m2③由频带消声公式∆L P=10lg(1+2K2)，算得K=1.12,取较大K=1.2。

由共振吸收频率公式：f r=c2π√GV和计算K值公式：K =√GV2s所以共振腔容积：V =cπf rKs 共振腔传导率：G =(2πf r c)2V所以，共振腔容积为V =0.048m 2，共振腔传导率为G =1.024。

又因为共振腔长度l =4Vπd 2，其中d 为共振腔直径为260mm ，算得共振腔长度为0.904m 。

④因选用厚度为t =2mm 的钢板，孔径d 0=6mm ，由G =ns 0t +0.8d 0开孔数为n =G (t +0.8d 0)s 0因此开孔数n =246。

⑤验算 共振吸收频率：f r =c 2π√G V 得f r =299.9Hz ，与主要消除噪声所在频率相符。

上限频率：f 上=1.22cdd ——共振腔直径，m ，此处为260mm 。

得f 上=1595Hz 。

可见，在所需消声范围内不会出现高频失效问题。

共振频率的波长λr =cf r，λr =1.36m ，λr 3=⁄453mm 。

所以符合设计要求。

综上所述，消声器的共振腔部分的长度为0.904mm ，开孔个数为246个，直径为260mm ，5mm ，孔心距为20.2mm ，开孔率为8%。

在共振腔两端添加消声尖劈，在消声尖劈上附着一层消声材料。

这样，既符合空气动力学的要求减少了气流阻力的损失，又进一步增强了消声器的消声效果。