一、項目概述

江西省電力公司電力交易中心地下為滿足工作需要安裝有大型設備間，1號設備間內有10臺冷凍水泵及2臺加壓水泵，2號設備間內有4臺冷凍機，3號設備間內有6臺冷凍水泵及4臺鍋爐等噪聲源設備，設備間設備機組運行時所產生的振動經過墻體向上傳播，導致一層辦公間內能很明顯的聽到“翁” “翁”低頻噪聲，超出國家標準要求，經現場測量噪聲最大值為59.0dB超出國家標準14dB，為改善辦公人員工作環境，提高工作效率，公司領導對此特別重視，特邀我（南昌佳綠環保工程有限公司）對其進行噪聲治理，使1樓辦公區域聲環境晝間達到或優于最新標準。

二、降噪目標 

1、符合或優于下列標準的最新版本：

（1）、國家城市區域環境噪聲標準GB  3096-93

（2）、民用建筑隔聲設計規范GBJ118—88

（3）、社會生活環境噪聲排放標準GB22337-2008

序號	噪聲控制點	達到效果	執行標準	備注
1	室內夜間	≤45dB（A）	《社會生活環境噪聲排放標準》	排除其他噪聲干擾，關閉門窗
	倍頻帶聲壓級	1類區域晝間B類房標準

附《社會生活環境噪聲排放標準》GB22337—2008

在2008年我國環境保護部發布的強制標準《社會生活環境噪聲排放標準》GB22337-2008中規定聲環境按區域的使用功能特點和環境質量要求，聲環境功能區分為以下五種類型：

　結構傳播固定設備室內噪聲排放限值

在社會生活噪聲排放源位于噪聲敏感建筑物內情況下，噪聲通過建筑物結構傳播至噪聲敏感建筑物室內，噪聲敏感建筑物室內等效聲級不得超過表2規定的限值。

表2結構傳播固定設備室內噪聲排放限值（等效聲級）

                                                        單位：dB（A）

房間類型   時段 噪聲敏感建 筑物所處生 環境功能區	A類房間		B類房間
	晝 間	夜 間	晝 間	夜 間
0	40	30	40	30
1	40	30	45	35
2、3、4	45	35	50	40
說明：A類房間是指以睡眠為主要目的，需要保證夜間安靜的房間，包括住宅臥室、醫院病房、賓館客房等。       B類房間是指主要在晝間使用，需要保證思考與精神集中、正常講話不被干擾的房間，包括學校教室、會議室、辦公室、住宅中臥室以外的其他房間等。

 

表3結構傳播固定設備室內噪聲排放限值（倍頻帶聲壓級）   單位：dB

 

三、設計依據

（1）《民用建筑隔聲設計規范》                 GB50018-2010

（2）《聲環境質量標準》                     GB3096-2008

（3）《聲屏障聲學設計及測量規范》           HJ/T90—2004

（4）《城市區域環境振動標準》               GB10070-1988

（5）《社會生活環境噪聲排放標準》           GB22337-2008

（6）《國家城市區域環境噪聲標準》           GB3096-93

（7）《建筑設計防火規范》                  GB16-87（2001年版）

（8）業主所提供共的數據及現場實際情況。

四、噪聲源分析

噪聲按傳播途徑一般可分為：振動固體性噪聲；空氣動力性噪聲。本次項目通過業主有關資料和實際工程經驗知曉，影響一樓辦公區域聲環境超標的是振動固體性噪聲及空氣動力性噪聲的共同作用。

4.1水泵噪聲分析

1液體動力性噪聲

水泵工作時，連續出現動力壓強脈沖，從而激發泵體和管路系統的閥門、管道等部件振動，由此而輻射噪聲。

2泵的機械噪聲

由于泵體內傳遞壓力的不平衡運動，形成部件間的沖撞力和磨擦力，從而引起結構振動而發聲。

3閥門的噪聲

帶有節流或限壓作用的閥門，是液體傳輸管道中影響最大的噪聲源，而且這種噪聲順流向下可沿管道傳播很遠，且這種無規則的噪聲頻譜呈寬帶，它能激發閥門或管道中可動部件的固有振動，并通過這些部件作用于其它相鄰部件傳至管道表面，由此產生的噪聲類似金屬相撞產生的有調聲音。

4管道的噪聲

液壓系統的泵件噪聲和閥門噪聲主要沿管體傳播，并透過管道壁面輻射出去。

4.2冷凍機

冷凍機主要由制冷壓縮機、冷凝器、蒸發器、管路等組成，其噪聲源主要有制冷壓縮機、管路等。

1制冷壓縮機

制冷壓縮機系統產生的噪聲主要由機械性噪聲、電磁噪聲和壓縮機產生的流體動力特性噪聲構成，以及其他各種噪聲的耦合噪聲。 機械性噪聲： 

機械性噪聲主要由摩擦、磨損以及機構間的力傳遞不均勻產生的。轉子及其裝配件的不平衡：轉子嚙合、轉子轉速波動引起的沖擊噪聲；開啟式螺桿制冷壓縮機的電機與連軸器不對中引起的振動與噪聲；軸承振動與噪聲。機體外部包括機殼、支承結構、底座的振動與噪聲。油分離器，蒸發器、冷卻系統的振動與噪聲。電機軸和軸承之間的相互作用形成電機的機械噪聲。在滑動軸承中會產生滑動粘滯作用，其會激勵壓縮機的其它部件產生高頻振動。 

流體動力特性噪聲： 

流體動力特性噪聲包括氣流噪聲和油流噪聲。氣流噪聲主要是吸、排氣噪聲，包括氣體進、出排氣腔及轉子槽基元容積時形成的渦流噪聲，排氣過程中回流和膨脹產生的噴流噪聲；氣流管道脈動及彎頭振動、噪聲；吸、排氣止回閥噪聲。油流噪聲包括：噴油噪聲；油流管道噪聲；油泵氣穴、困油噪聲等。 電磁噪聲： 

電磁噪聲時電動機中特有的噪聲，其屬于機械性噪聲，在電動機中，電磁噪聲是由交變磁場對定、轉子作用，產生周期性的交變力引起的振動和噪聲。當電源電壓不穩定時，最容易產生電磁振動和噪聲。

2管路

管路由閥門和管道等組成，液體在管路中流動時，會對管壁等有些碰撞，特別是管道彎頭、閥門處，碰撞來的更明顯，產生的噪聲也更大，噪聲通過管壁輻射。

4.3鍋爐噪聲

鍋爐工作時可能引發的噪聲主要包括以下幾種：

　　(1)熱交換噪聲：水在加熱過程中若局部汽化出現相變，使流動狀態發生振動性變化會引發熱交換噪聲。

　　(2)空氣動力性噪聲：當流動氣體(燃氣、空氣、煙氣)中出現渦流，壓力產生突變，流動切面或方向產生突變而引起氣流擾動(產生壓力波)，均會產生空氣動力性噪聲。

　　(3)機械噪聲：它是由于固體振動產生的。在壁掛爐上，風機轉動時葉輪、殼體都會產生振動并引發機械噪聲。

　　(4)燃燒噪聲：包括層流、紊流火焰噪聲與振蕩燃燒噪聲。

　　(5)熄火噪聲：這種現象出現在突然關閉燃氣閥，伴隨火焰熄滅而產生的噪聲，熄火噪聲可以當作燃氣量為零時的回火噪聲，是回火的特殊形式。

　　(6)回火噪聲:是火焰縮回火孔把燃燒器腔體內的可燃混氣點燃引發的爆燃聲。

(7)點火噪聲:是由點火爆燃引起的。

   （8）振動噪聲：是由于鍋爐內部壓力傳遞不平衡，形成部件間的沖撞力和磨擦力，從而引起殼體結構振動而發聲。

4.4總結以上3種機器噪聲特性，可以分為2大類噪聲分析既：振動固體性噪聲；空氣動力性噪聲。

1振動固體性噪聲

主要是冷凍機、水泵、鍋爐運行時，機組傳遞壓力不平衡引起的振動通過固定基礎、管道引起墻面、頂面共振振動，振動以墻體、天花板為振動介質將振動能量傳遞到一樓辦公間，引起一樓辦公間地面、墻體振動從而產生噪聲影響一樓辦公區域的聲環境質量，這種低頻噪聲具有傳播距離遠、衰減量小、對人體危害較大，對人體的神經、消化、聽覺、內分泌、心血管等系統具有較大的影響。

2空氣動力性噪聲

冷凍機組、水泵機組、鍋爐機組在機組運行時不可避免會產生機械性噪聲、管路的水流聲等通過機組殼體、管道等輻射出來，再通過空氣等介質傳播到一樓辦公區域，故而影響辦公區域的聲環境質量。

五、我們建議的降噪措施

     針對江西省電力公司電力交易中心這樣的冷凍機房、水泵房、鍋爐房，我公司根據以往類似噪聲治理經驗結合現場實際情況，及業主相關要求針對性的提出一下噪聲治理措施。

1、固體傳聲治理

冷凍機房減振處理：冷凍機，冷凍水泵、鍋爐機房內全部的管道系統做低頻減振處理。

(1)、設備基礎的隔振

該項目冷凍機、水泵、鍋爐現在未進行任何減振措施，固不能有效阻斷噪聲的結構傳遞。我們的措施根據冷凍機、水泵、鍋爐工作時產生的振動頻率、機組重量進行計算，選用特定的減振構件，消減振動的傳遞，使大部分的能量在減振器上消耗，達到減振的目的；該減振構件的隔振效率大于98﹪，低頻噪聲基本阻斷。由于現行位置管道已固定，必須根據水管的高度安裝減震器，以避免對原水泵較大改變。

（2）、管路隔振

機房內所有管路進行懸空減振處理，對所有管道支撐均加隔振墊進行隔振處理；對管道穿墻做減振處理；對進出水管做軟連接處理（鍋爐不需要）防止機組運行時振動沿管道的傳播產生的固體傳聲。

 

 

 

2、空氣動力性噪聲治理

（1）吸音、隔音處理：設備房內房內粉刷墻面幾乎沒有吸聲效果，噪聲在設備房內經過多次反射，混響聲增加較大，故對設備房進行墻面吸音處理，吸收大部分反射聲能，降低設備房內聲壓級，設備房安裝有檢修進出門，檢修門沒有使用專業的隔聲材料，故隔聲量不大，導致設備房內整體隔聲量下降，故針對設備房房墻面頂面做吸音處理，并將設備房檢修進出門改造為檢修隔聲門。

 

六、降噪效果的估算

1、減振效果的估算

減振就是減弱固體傳播振動的措施，表征減振效果一般可用振動傳遞效率T表示，其定義為：減振器傳給基礎的的力FT與設備傳遞到減振器上的力（激應力），查閱相關資料后得到采取隔振處理后噪聲降低量與傳遞效率之間有如下關系：

 

在安裝我司自主研發設計的專用減振器后，減振效率達到98%以上，既傳遞效率T小于2%，故在安裝我司的減振柒后降噪量：

（振動噪聲大于34dB）

基本消除振動所引起的低頻聲。

2、空氣動力性噪聲效果估算

吸聲是聲波撞擊到材料表面后能量損失的現象，吸聲可以降低室內聲壓級。描述吸聲的指標是吸聲系數a，代表被材料吸收的聲能與入射聲能的比值。理論上，如果某種材料完全反射聲音，那么它的a=0；如果某種材料將入射聲能全部吸收，那么它的a=1。事實上，所有材料的a介于0和1之間，也就是不可能全部反射，也不可能全部吸收。材料的吸聲系數只能說明說明材料的吸收性能，并不能表達使用該材料的實際吸收聲能多少，吸收材料在使用過程中能夠吸收的聲能量稱作該吸聲材料的吸聲量，常記作A，吸聲量不僅與吸聲材料的吸聲吸聲a有關，而且與該材料的的使用面積有關。對于吸聲吸聲系數為a0,面積為為S（m2）的材料，其吸聲量：

式中 A—吸聲量，m2·賽賓

      S—吸聲材料的表面積，m2。

如果廠房內各壁面具有不同吸聲系數的材料時，則該廠房內的總吸聲量為：

廠房的平均系數：

式中 A—室內各壁面的總吸聲量，m2·賽賓；

      S—室內吸聲面的總面積，m2；

      S1，S2···Sn—相應吸聲系數分別為a1，a2，···an的壁面面積，m2。

   現有設備房內粉刷墻及頂面地面的吸聲系數a1為0.03,，在完成我司設計的墻面吸音處理后墻體的綜合吸聲系數a2為0.7，吸聲面積大概為房間表面積的75%則由上式得出：

設備間平均吸聲系為

降噪量ΔL與吸聲系數a之間有如下關系：

一樓辦公區域噪聲最大值為59dB，噪聲是由設備間的振動固體性噪聲和空氣動力性噪聲疊加而成，現假設兩噪聲源大小相等，由噪聲疊加公式：

式中  —單個聲源的聲壓級，dB；

       —相同噪聲源的數目。

帶入計算的兩噪聲源為56dB，經過以上減振降噪處理后噪聲分別為22dB，43.5dB。

    兩個以上獨立聲源作用于某一點，產生噪聲的疊加。噪聲疊加計算如下：

    聲能量是可以代數相加的，設兩個聲源的聲功率分別為W1和W2，那么總聲功率W總=W1+W2。而兩個聲源在某點的聲強為I1和I2時，疊加后的總聲強:I總= I1+I2。但聲壓不能直接相加。
總聲壓級：             LP=10lg[10(Lp1/10)+10(Lp2/10)]
式中 LP——總聲壓級，dB；

LP1——聲源1的聲壓級，dB；

LP2——聲源2的聲壓級，dB。

如LP1=LP2，即兩個聲源的聲壓級相等，則總聲壓級：

LP =LP1+10lg2≈LP1+3(dB)

也就是說，作用于某一點的兩個聲源聲壓級相等，其合成的總聲壓級比一個聲源的聲壓級增加3dB。當聲壓級不相等時，按上式計算較麻煩。可以利用圖11-1或表11-3查值來計算。方法是：設LP1>LP2,以LP1-LP2值按表或圖查得ΔLP，則總聲壓級LP總=LP1+ΔLP。

兩噪聲聲源疊加曲線

分貝和的增值表

LP1和LP2的級差(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，由上圖可以看出噪聲源再疊加≈43.55dB<45dB。故在減振降噪處理后，辦公區域的聲環境質量將達到國家標準，由實際工程經驗可知，此類項目振動固體性噪聲一般都比空氣動力性噪聲大，故假設其為LP1=57dB,則ΔLP=2，由上圖可知LP1-LP2=2.6dB，則LP2=57-2.6=54.4dB，在進行減振降噪處理后LP1=23dB，LP2=41.9dB，兩噪聲源再疊加≈42dB<45dB，優于國家標準。再假設其為LP1=58dB,則ΔLP=1，由上圖可知LP1-LP2=6dB，則LP2=58-6=52dB，在進行減振降噪處理后LP1=24dB，LP2=39.5dB，兩噪聲源再疊加≈39.6dB<45dB，優于國家標準。由此可以推斷出振動噪聲的增加量小于空氣聲的衰減量，故在進行以上減振降噪處理后不管是振動固體性噪聲、空氣動力性噪聲，還是疊加之后的綜合噪聲都達到國家標準。

七、工期及售后服務承諾

1. 工程總工期為65天；

2. 工程質保期為十二個月；

3. 服務效率：保修期內或保修期外如設備出現故障，我方在接到通知后，8小時內響應，維修人員在24小時內可達到現場并開始維修。如更換貨物或送修，在7個工作日內解決；

4. 服務原則：在保修期內我方將免費維修和更換屬質量原因造成的零部件損壞，保修期外零部件的損壞，提供的配件只收成本費，由需方人為因素造成的設備損壞，我方維修或提供的配件均按成本價計。