供熱用燃氣熱風爐設備間噪聲控制技術研究與應用

包宏 張復光 薛慶生

（鐵法煤業（集團）有限責任公司，遼寧調兵山市112700）

供熱用燃氣熱風爐設備間噪聲控制技術研究與應用

包宏 張復光 薛慶生

（鐵法煤業（集團）有限責任公司，遼寧調兵山市112700）

鐵煤集團機機械公司生產車間供熱用燃氣熱風爐設備間，由于熱風爐和相關設備運行，在廠界處產生83dBa的噪聲，影響廠區作業工人和周邊居民的正常工作和休息。本文在檢測與計算基礎上，確定了聲源特性和目標降噪量，采用了復合吸聲結構為主體的治理方案。方案實施后，廠界噪聲完全達到了GB12348---2008和GB3096---2008規定的一類混合區標準，即晝間55DBA，夜間45 DBA。

引言

鐵煤集團機械公司生產車間供熱用燃氣熱風爐設備間位于鐵法市城區內，廠界周圍是居住區和空地。生產車間采暖用熱風爐投入運轉以來，在廠界處產生83dBa的噪聲污染，使周圍的環境質量下降，影響了廠區作業工人和周邊居民的正常工作和休息。本文將供熱用燃氣熱風爐設備間作為噪聲源，通過噪聲源的頻譜測試與降噪量計算，確定了聲源特性和目標降噪量，并進一步采用復合吸聲結構為主體的治理方案，對該噪聲源進行治理。

1 噪聲源分析與目標降噪量計算

1.1 噪聲源描述：

該噪聲源由熱風爐本體、供風離心鼓風機、排煙引風機及配風管線組成。其中熱風爐由燃燒器和熱交換器構成。鼓風機型號為AY7-41-5.60，風量Q=25760m3/h，轉速n=1450rpm,電機功率N=75KW。引風機型號為9-26-100，風量Q=7078m3/h，轉速n=2200rpm,電機功率N=7.5KW。

熱風爐等設備安裝在房間內，房間立墻為370mm空心磚混結構，墻內外抹灰20mm,頂棚為120保溫彩鋼。

在諸多設備運轉單元中，能夠引起空氣在聽閾范圍（20—2000Hz）內振動的部分為熱風爐燃燒器、鼓風機、引風機、配風管線及排風口。這些單元就是污染環境的噪聲源。

1.2 噪聲源特性分析

1.2.1 噪聲源頻譜特征

圖1是該噪聲源的頻譜測試結果。結合生產現場實際作業環境，分析認為該噪聲源的噪聲主要由燃燒噪聲、空氣動力噪聲、摩擦噪聲、板殼振動及電磁噪聲構成。該聲源屬于寬頻穩態噪聲。

1.2.2 聲場分析：

熱風爐啟動運轉后，由于機械、電磁及空氣動力振動，產生聲波。設設備間的長、寬、高分別為lx、ly、lz。在直角坐標中，室內聲波的波動方程是：

把坐標原點取在房間的一角上，由于剛性壁面上法向速度為零，即聲壓的法向導數為零，則特解為：

由于聲源頻譜的連續性，聲源的激發頻率并不是純音，而是連續譜。通過分析與結合測試，確定出設備間的聲源聲壓與頻率在設備間內的分布特性為高低頻段均起伏不大，這是設備間較小及墻壁面密度較大的緣故。

1.2.3 監測數據

該噪聲源的監測數據見表1。

表1 供熱用燃氣熱風爐設備間噪聲監測結果

根據GB12348---2008和GB3096---2008規定，廠界為一類混合區的噪聲標準為：晝間55DBA，夜間45DBA，因此噪聲超標Δ=83-45=38DBA。根據監測結果、聲源特性、設備運轉狀態，經分析得出設備間噪聲源降噪量Δ=93-45=48DBA。當噪聲源設備正常開動時，噪聲源降噪后對應的廠界噪聲為PA=45DBA

2 噪聲治理方案設計與應用

從現有設備狀態分析，考慮到設備在廠區內的布置特點及廠區建筑物聲學狀態，在充分保證聲源設備正常運轉、檢修方便及噪聲控制裝置性能可靠性的前提下，我們對優勢聲源采用圖2所示聲學處理方案。

2.1 吸隔聲結構：

結構隔聲量的確定：

式中R——隔聲量；

E入——入射聲能；

E透——透射聲能；

L——透射系數。

隔聲結構的隔聲效果，與其自身的隔聲量和設置位置有關。在本文中，隔聲結構不是單一材料或結構，而是一個復合吸隔聲結構。它是由隔聲結構、阻尼材料和吸聲結構三部分構成。

2.1.1 隔聲結構特性

在很低的頻率（低于結構的簡正頻率）范圍里，結構受本身的剛度控制，隔聲量隨頻率的升高而降低，此時結構的質量和阻尼并不重要，頻率再升高，質量開始起作用。在剛度和質量共同的作用下，結構將產生一系列共振，其中f0為最低共振頻率。各共振頻率（HZ）可由下式確定：

E——材料的彈性模量（N/m2）；

t——結構的當量厚度（m）；

M——結構的當量密度（kg/m2）；

a,b——結構的長寬尺寸（m）；

p,q——任意正整數。

圖2 聲學元件布置圖

對于厚重的磚墻，它的fr低于可聞聲，可不予考慮；但對于頂棚金屬結構，其共振頻率可能落在聽閾內，此時需要考慮它的影響。在這一區域內，采取提高結構剛度措施，以保證低頻噪聲的隔聲量。頻率再往上升，結構進入由質量控制的區域，此時頻率特性上升的斜率為6dB/倍頻程。在這一區域內，采取提高結構面密度措施，提高振動系統的質量，從而調整質量---彈性振動系統的輸出。以保證低頻噪聲的隔聲量。越過質量控制區上升到一定頻率時，結構將出現吻合效應。當在某一頻率，結構的彎曲波波長恰好等于空氣中射聲波波長在結構上的投影，結構上的兩波發生了共振，此時結構的運動與空氣中聲波的運動達到高度耦合，聲能大量地透射過去。對于吻合區，采用增加阻尼的辦法。2.1.2阻尼材料特性

在隔聲結構上增設粘彈性材料，作為專門的阻尼材料使用。粘彈性材料主要由粘合劑、填加劑、增塑劑、輔助劑和溶劑等配制而成。調制好的粘彈性材料噴涂在金屬結構上，構成復合阻尼材料。

復合后的阻尼結構的阻尼效果與材料的厚度和剛度有關，按下式計算損耗因數：

式中η——復合結構的損耗因數；

η1——粘彈性材料的損耗因數；

E1——隔聲結構的楊氏彈性模量；

E2——粘彈性材料的楊氏彈性模量；

d1——結構的當量厚度；

d2——粘彈性材料的厚度。

本文針對隔聲結構的振動學特征參數，經科學配比，制作成具有針對性的高分子阻尼結構，使得吸隔聲結構的吻合效應影響降低到合理狀態。

2.1.3 吸聲結構的特性

在把吸隔聲結構設置于熱風爐廠房內，和廠房聯合作用進行吸隔聲時，在原墻體和立面吸隔聲結構之間會產生駐波。駐波產生的后果是使原墻體和立面吸隔聲結構發生共振，使聲能量放大。為此，結合吸聲結構的性能因素、工程因素，用第一共振頻率相應的共振吸聲系數，高頻吸聲系數，下半頻帶寬三個量來優化選擇多孔材料，并將間距設計為大于等于550mm。消除駐波影響，達到吸聲要求。

測試表明，吸隔聲結構的頻帶隔聲量與設備的頻譜特性相匹配，見圖4。其中，橫軸為噪聲的頻率分量，縱軸為吸隔聲結構的隔聲量。由圖中曲線可以看出,低頻部分的隔聲量為20dB,恰好滿足隔聲量要求；曲線梯度平緩，這是增加吸隔聲結構的低頻隔聲量，減小高頻隔聲量的結果，從而減少投資；結構阻尼運用合理，避免了聲共振；吸隔聲結構與原有廠房構成有機的降噪整體。

2.2 機房內吸聲減噪

車間內聲場不僅有直達波，還存在反射波，構成車間的混響聲場。測試結果表明，混響場使噪聲源聲壓提高3-4dBA。因此，在車間立面墻體布置吸聲單元，以去除混響場聲產生的聲壓增量。

2.3 隔聲門

隔聲門的結構設計以滿足當量面密度和插入損失為度，安裝時，與墻體的配合精密，實現和吸隔聲結構的匹配。

2.4 消聲器

由于設備緊臨廠界，無距離衰減，所以要求消聲器的降噪量比正常情況高得多，為此選用高性價比的材料和結構。

3.結論

本文在檢測與計算基礎上，確定了供熱用燃氣熱風爐設備間噪聲源的特性和目標降噪量，采用了復合吸聲結構為主體的治理方案。方案實施后，廠界噪聲為44.3 DBA,完全達到了GB12348---2008和GB3096---2008規定的一類混合區標準，即晝間55DBA，夜間45 DBA。