江西省电力公司设备层综合噪声治理方案

一、项目概述

江西省电力公司电力交易中心地下为满足工作需要安装有大型设备间，1号设备间内有10台冷冻水泵及2台加压水泵，2号设备间内有4台冷冻机，3号设备间内有6台冷冻水泵及4台锅炉等噪声源设备，设备间设备机组运行时所产生的振动经过墙体向上传播，导致一层办公间内能很明显的听到“翁” “翁”低频噪声，超出国家标准要求，经现场测量噪声最大值为59.0dB超出国家标准14dB，为改善办公人员工作环境，提高工作效率，公司领导对此特别重视，特邀我（南昌佳绿环保工程有限公司）对其进行噪声治理，使1楼办公区域声环境昼间达到或优于最新标准。

二、降噪目标 

1、符合或优于下列标准的最新版本：

（1）、国家城市区域环境噪声标准GB  3096-93

（2）、民用建筑隔声设计规范GBJ118—88

（3）、社会生活环境噪声排放标准GB22337-2008

序号	噪声控制点	达到效果	执行标准	备注
1	室内夜间	≤45dB（A）	《社会生活环境噪声排放标准》	排除其他噪声干扰，关闭门窗
	倍频带声压级	1类区域昼间B类房标准

附《社会生活环境噪声排放标准》GB22337—2008

在2008年我国环境保护部发布的强制标准《社会生活环境噪声排放标准》GB22337-2008中规定声环境按区域的使用功能特点和环境质量要求，声环境功能区分为以下五种类型：

　结构传播固定设备室内噪声排放限值

在社会生活噪声排放源位于噪声敏感建筑物内情况下，噪声通过建筑物结构传播至噪声敏感建筑物室内，噪声敏感建筑物室内等效声级不得超过表2规定的限值。

表2结构传播固定设备室内噪声排放限值（等效声级）

                                                        单位：dB（A）

房间类型   时段 噪声敏感建 筑物所处生 环境功能区	A类房间		B类房间
	昼 间	夜 间	昼 间	夜 间
0	40	30	40	30
1	40	30	45	35
2、3、4	45	35	50	40
说明：A类房间是指以睡眠为主要目的，需要保证夜间安静的房间，包括住宅卧室、医院病房、宾馆客房等。       B类房间是指主要在昼间使用，需要保证思考与精神集中、正常讲话不被干扰的房间，包括学校教室、会议室、办公室、住宅中卧室以外的其他房间等。

 

表3结构传播固定设备室内噪声排放限值（倍频带声压级）   单位：dB

 

三、设计依据

（1）《民用建筑隔声设计规范》                 GB50018-2010

（2）《声环境质量标准》                     GB3096-2008

（3）《声屏障声学设计及测量规范》           HJ/T90—2004

（4）《城市区域环境振动标准》               GB10070-1988

（5）《社会生活环境噪声排放标准》           GB22337-2008

（6）《国家城市区域环境噪声标准》           GB3096-93

（7）《建筑设计防火规范》                  GB16-87（2001年版）

（8）业主所提供共的数据及现场实际情况。

四、噪声源分析

噪声按传播途径一般可分为：振动固体性噪声；空气动力性噪声。本次项目通过业主有关资料和实际工程经验知晓，影响一楼办公区域声环境超标的是振动固体性噪声及空气动力性噪声的共同作用。

4.1水泵噪声分析

1液体动力性噪声

水泵工作时，连续出现动力压强脉冲，从而激发泵体和管路系统的阀门、管道等部件振动，由此而辐射噪声。

2泵的机械噪声

由于泵体内传递压力的不平衡运动，形成部件间的冲撞力和磨擦力，从而引起结构振动而发声。

3阀门的噪声

带有节流或限压作用的阀门，是液体传输管道中影响最大的噪声源，而且这种噪声顺流向下可沿管道传播很远，且这种无规则的噪声频谱呈宽带，它能激发阀门或管道中可动部件的固有振动，并通过这些部件作用于其它相邻部件传至管道表面，由此产生的噪声类似金属相撞产生的有调声音。

4管道的噪声

液压系统的泵件噪声和阀门噪声主要沿管体传播，并透过管道壁面辐射出去。

4.2冷冻机

冷冻机主要由制冷压缩机、冷凝器、蒸发器、管路等组成，其噪声源主要有制冷压缩机、管路等。

1制冷压缩机

制冷压缩机系统产生的噪声主要由机械性噪声、电磁噪声和压缩机产生的流体动力特性噪声构成，以及其他各种噪声的耦合噪声。 机械性噪声： 

机械性噪声主要由摩擦、磨损以及机构间的力传递不均匀产生的。转子及其装配件的不平衡：转子啮合、转子转速波动引起的冲击噪声；开启式螺杆制冷压缩机的电机与连轴器不对中引起的振动与噪声；轴承振动与噪声。机体外部包括机壳、支承结构、底座的振动与噪声。油分离器，蒸发器、冷却系统的振动与噪声。电机轴和轴承之间的相互作用形成电机的机械噪声。在滑动轴承中会产生滑动粘滞作用，其会激励压缩机的其它部件产生高频振动。 

流体动力特性噪声： 

流体动力特性噪声包括气流噪声和油流噪声。气流噪声主要是吸、排气噪声，包括气体进、出排气腔及转子槽基元容积时形成的涡流噪声，排气过程中回流和膨胀产生的喷流噪声；气流管道脉动及弯头振动、噪声；吸、排气止回阀噪声。油流噪声包括：喷油噪声；油流管道噪声；油泵气穴、困油噪声等。 电磁噪声： 

电磁噪声时电动机中特有的噪声，其属于机械性噪声，在电动机中，电磁噪声是由交变磁场对定、转子作用，产生周期性的交变力引起的振动和噪声。当电源电压不稳定时，最容易产生电磁振动和噪声。

2管路

管路由阀门和管道等组成，液体在管路中流动时，会对管壁等有些碰撞，特别是管道弯头、阀门处，碰撞来的更明显，产生的噪声也更大，噪声通过管壁辐射。

4.3锅炉噪声

锅炉工作时可能引发的噪声主要包括以下几种：

　　(1)热交换噪声：水在加热过程中若局部汽化出现相变，使流动状态发生振动性变化会引发热交换噪声。

　　(2)空气动力性噪声：当流动气体(燃气、空气、烟气)中出现涡流，压力产生突变，流动切面或方向产生突变而引起气流扰动(产生压力波)，均会产生空气动力性噪声。

　　(3)机械噪声：它是由于固体振动产生的。在壁挂炉上，风机转动时叶轮、壳体都会产生振动并引发机械噪声。

　　(4)燃烧噪声：包括层流、紊流火焰噪声与振荡燃烧噪声。

　　(5)熄火噪声：这种现象出现在突然关闭燃气阀，伴随火焰熄灭而产生的噪声，熄火噪声可以当作燃气量为零时的回火噪声，是回火的特殊形式。

　　(6)回火噪声:是火焰缩回火孔把燃烧器腔体内的可燃混气点燃引发的爆燃声。

(7)点火噪声:是由点火爆燃引起的。

   （8）振动噪声：是由于锅炉内部压力传递不平衡，形成部件间的冲撞力和磨擦力，从而引起壳体结构振动而发声。

4.4总结以上3种机器噪声特性，可以分为2大类噪声分析既：振动固体性噪声；空气动力性噪声。

1振动固体性噪声

主要是冷冻机、水泵、锅炉运行时，机组传递压力不平衡引起的振动通过固定基础、管道引起墙面、顶面共振振动，振动以墙体、天花板为振动介质将振动能量传递到一楼办公间，引起一楼办公间地面、墙体振动从而产生噪声影响一楼办公区域的声环境质量，这种低频噪声具有传播距离远、衰减量小、对人体危害较大，对人体的神经、消化、听觉、内分泌、心血管等系统具有较大的影响。

2空气动力性噪声

冷冻机组、水泵机组、锅炉机组在机组运行时不可避免会产生机械性噪声、管路的水流声等通过机组壳体、管道等辐射出来，再通过空气等介质传播到一楼办公区域，故而影响办公区域的声环境质量。

五、我们建议的降噪措施

     针对江西省电力公司电力交易中心这样的冷冻机房、水泵房、锅炉房，我公司根据以往类似噪声治理经验结合现场实际情况，及业主相关要求针对性的提出一下噪声治理措施。

1、固体传声治理

冷冻机房减振处理：冷冻机，冷冻水泵、锅炉机房内全部的管道系统做低频减振处理。

(1)、设备基础的隔振

该项目冷冻机、水泵、锅炉现在未进行任何减振措施，固不能有效阻断噪声的结构传递。我们的措施根据冷冻机、水泵、锅炉工作时产生的振动频率、机组重量进行计算，选用特定的减振构件，消减振动的传递，使大部分的能量在减振器上消耗，达到减振的目的；该减振构件的隔振效率大于98﹪，低频噪声基本阻断。由于现行位置管道已固定，必须根据水管的高度安装减震器，以避免对原水泵较大改变。

（2）、管路隔振

机房内所有管路进行悬空减振处理，对所有管道支撑均加隔振垫进行隔振处理；对管道穿墙做减振处理；对进出水管做软连接处理（锅炉不需要）防止机组运行时振动沿管道的传播产生的固体传声。

 

 

 

2、空气动力性噪声治理

（1）吸音、隔音处理：设备房内房内粉刷墙面几乎没有吸声效果，噪声在设备房内经过多次反射，混响声增加较大，故对设备房进行墙面吸音处理，吸收大部分反射声能，降低设备房内声压级，设备房安装有检修进出门，检修门没有使用专业的隔声材料，故隔声量不大，导致设备房内整体隔声量下降，故针对设备房房墙面顶面做吸音处理，并将设备房检修进出门改造为检修隔声门。

 

六、降噪效果的估算

1、减振效果的估算

减振就是减弱固体传播振动的措施，表征减振效果一般可用振动传递效率T表示，其定义为：减振器传给基础的的力FT与设备传递到减振器上的力（激应力），查阅相关资料后得到采取隔振处理后噪声降低量与传递效率之间有如下关系：

 

在安装我司自主研发设计的专用减振器后，减振效率达到98%以上，既传递效率T小于2%，故在安装我司的减振柒后降噪量：

（振动噪声大于34dB）

基本消除振动所引起的低频声。

2、空气动力性噪声效果估算

吸声是声波撞击到材料表面后能量损失的现象，吸声可以降低室内声压级。描述吸声的指标是吸声系数a，代表被材料吸收的声能与入射声能的比值。理论上，如果某种材料完全反射声音，那么它的a=0；如果某种材料将入射声能全部吸收，那么它的a=1。事实上，所有材料的a介于0和1之间，也就是不可能全部反射，也不可能全部吸收。材料的吸声系数只能说明说明材料的吸收性能，并不能表达使用该材料的实际吸收声能多少，吸收材料在使用过程中能够吸收的声能量称作该吸声材料的吸声量，常记作A，吸声量不仅与吸声材料的吸声吸声a有关，而且与该材料的的使用面积有关。对于吸声吸声系数为a0,面积为为S（m2）的材料，其吸声量：

式中 A—吸声量，m2·赛宾

      S—吸声材料的表面积，m2。

如果厂房内各壁面具有不同吸声系数的材料时，则该厂房内的总吸声量为：

厂房的平均系数：

式中 A—室内各壁面的总吸声量，m2·赛宾；

      S—室内吸声面的总面积，m2；

      S1，S2···Sn—相应吸声系数分别为a1，a2，···an的壁面面积，m2。

   现有设备房内粉刷墙及顶面地面的吸声系数a1为0.03,，在完成我司设计的墙面吸音处理后墙体的综合吸声系数a2为0.7，吸声面积大概为房间表面积的75%则由上式得出：

设备间平均吸声系为

降噪量ΔL与吸声系数a之间有如下关系：

一楼办公区域噪声最大值为59dB，噪声是由设备间的振动固体性噪声和空气动力性噪声叠加而成，现假设两噪声源大小相等，由噪声叠加公式：

式中  —单个声源的声压级，dB；

       —相同噪声源的数目。

带入计算的两噪声源为56dB，经过以上减振降噪处理后噪声分别为22dB，43.5dB。

    两个以上独立声源作用于某一点，产生噪声的叠加。噪声叠加计算如下：

    声能量是可以代数相加的，设两个声源的声功率分别为W1和W2，那么总声功率W总=W1+W2。而两个声源在某点的声强为I1和I2时，叠加后的总声强:I总= I1+I2。但声压不能直接相加。
总声压级：             LP=10lg[10(Lp1/10)+10(Lp2/10)]
式中 LP——总声压级，dB；

LP1——声源1的声压级，dB；

LP2——声源2的声压级，dB。

如LP1=LP2，即两个声源的声压级相等，则总声压级：

LP =LP1+10lg2≈LP1+3(dB)

也就是说，作用于某一点的两个声源声压级相等，其合成的总声压级比一个声源的声压级增加3dB。当声压级不相等时，按上式计算较麻烦。可以利用图11-1或表11-3查值来计算。方法是：设LP1>LP2,以LP1-LP2值按表或图查得ΔLP，则总声压级LP总=LP1+ΔLP。

两噪声声源叠加曲线

分贝和的增值表

LP1和LP2的级差(LP1-LP2)	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
增值ΔLP	3.0	2.5	2.1	1.8	1.5	1.2	1.0	0.8	0.6	0.5	0.4

43.5-22=21.5，由上图可以看出噪声源再叠加≈43.55dB<45dB。故在减振降噪处理后，办公区域的声环境质量将达到国家标准，由实际工程经验可知，此类项目振动固体性噪声一般都比空气动力性噪声大，故假设其为LP1=57dB,则ΔLP=2，由上图可知LP1-LP2=2.6dB，则LP2=57-2.6=54.4dB，在进行减振降噪处理后LP1=23dB，LP2=41.9dB，两噪声源再叠加≈42dB<45dB，优于国家标准。再假设其为LP1=58dB,则ΔLP=1，由上图可知LP1-LP2=6dB，则LP2=58-6=52dB，在进行减振降噪处理后LP1=24dB，LP2=39.5dB，两噪声源再叠加≈39.6dB<45dB，优于国家标准。由此可以推断出振动噪声的增加量小于空气声的衰减量，故在进行以上减振降噪处理后不管是振动固体性噪声、空气动力性噪声，还是叠加之后的综合噪声都达到国家标准。

七、工期及售后服务承诺

1. 工程总工期为65天；

2. 工程质保期为十二个月；

3. 服务效率：保修期内或保修期外如设备出现故障，我方在接到通知后，8小时内响应，维修人员在24小时内可达到现场并开始维修。如更换货物或送修，在7个工作日内解决；

4. 服务原则：在保修期内我方将免费维修和更换属质量原因造成的零部件损坏，保修期外零部件的损坏，提供的配件只收成本费，由需方人为因素造成的设备损坏，我方维修或提供的配件均按成本价计。