冷却塔的噪声控制研究

①
0 引言 人们长时间处于噪声刺激中 ,可导致听觉 、神
经系统 、心肺功能等不同程度地受到损害 。近年 来 ,随着建筑业的快速发展 ,各种建筑设备的噪声 扰民问题逐渐凸显[1] ,特别是冷却塔因其安装位置 一般距离居民区较近而成为投诉最多的噪声源之 一 。遗憾的是 ,目前冷却塔的降噪措施并非行之有 效 ,如声屏障对于低频波的绕射无能为力[2] ,隔声 罩会阻碍气流流动导致热湿交换不良 ,对宽频噪声 吸声效果差等 ,这使得冷却塔的噪声控制日益受到 人们的重视 。
图 2 噪声测点布置 表 1 测点的 A 声级噪声
dB
测Байду номын сангаас ① ② ③ ④ ⑤ ⑥ ⑦ ⑧ ⑨ ⑩
λϖ
平均值 69. 4 73. 8 72. 3 75. 5 75. 1 71. 5 73. 6 71. 6 73. 9 73. 5 64. 2
最小值 66. 0 72. 7 71. 0 74. 8 74. 4 70. 7 72. 4 70. 4 73. 2 72. 0 62. 1
分。
2 冷却塔噪声特性分析
开式冷却塔是空调系统常用的冷却设备 。当
冷却塔循环水通过旋转的喷淋管喷出 ,通过填料层
自上而下滴落时 ,安装在冷却塔上部的风机将空气
由下而上逆向抽出 ,空气和水直接接触 ,靠水的蒸
发吸热达到降温冷却的目的[4] 。
冷却塔的噪声源主要包括风机的空气动力噪
声 、机械噪声和落水噪声 。该工程的冷却塔噪声源
Ke yw or ds cooli ng t owe r , noise cont r ol , f i nite ele me nt , s ound a bs orp tion , muff le r
★ Institute of Vibration and Nois e , Shenyang University of Technology , Shenyang , China
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m3 / min ,冷却水泵的扬程为 6. 4 m ,电动机功率为 22 kW ,住户的平均 A 声级噪声为 64. 2 dB ,超过 了环境噪声标准[3] 的规定 ,居民强烈要求治理冷却 塔的噪声污染 。
暖通空调 HV &A C 2007 年第 37 卷第 3 期 ·75 ·
设计参考
冷却塔的噪声控制研究 3
沈阳工业大学振动噪声研究所 周 勃 ☆ 陈长征 王长龙 张 宇
摘要 根据某高档住宅小区冷却塔辐射噪声的测量数据 ,应用有限元分析方法分析了冷 却塔的声场分布云图 ,分析了冷却塔的主要噪声来源和频带特性 。分别从吸声 、消声和隔声三 个方面制订噪声控制的方案 ,所有降噪设施不但考虑防尘 、防潮 ,而且满足设备相应的风量和 温度要求 ,噪声控制取得了良好的效果 。
图 6 声屏障宽频带组合式吸声结构的吸声特性曲线
阻尼隔声板主要由 3 部分组成 :隔声板 、阻尼 涂层和约束层 ,其结构如图 7 所示 。采用这种结构 不仅能够有效阻断噪声能量的传播 ,而且能够避免 罩板受噪声声波激励出现共振现象 。 3. 2 导流消声器设计
消声器大致分为 3 类 :阻性消声器 、抗性消声
为达到良好的噪声控制效果 ,首先采用丹麦某 公司 2238 mediato r 噪 声 频 谱 分 析 仪 和 T ES2 1350A 声级计对冷却塔风机导流管口 、周围环境及 其住宅小区本底噪声进行测量 。在测试环境声场 状态稳定时 ,测量 1 min 内的噪声等效声压级及噪 声频谱 。噪声测点布置如图 2 所示 ,图中 A 和 B 代表冷却塔 ,测点与冷却塔的水平距离为 1 m ,距 地面的垂直高度为 1. 5 m ,表 1 为测量结果 。
3 降噪方案 根据噪声来源 、声场分布和频带特性 ,提出如
下降噪方案 :1) 在轴流风机出风口设置阻性消声 器 ,有效阻止噪声能量的传播 ;2) 为保证冷却塔的 散热 ,不能对其进行封闭式隔声处理 ,为此设置组 合式声屏障来阻止下部噪声能量的传播 ; 3) 为有 效减少噪声声波的绕射 ,在冷却塔底部设置吸声隔 声组合式声屏障吸收低频噪声 ; 4) 在冷却塔中部 设置阻尼隔声板和宽频带组合式吸声材料 ,提高中 低频吸声效果 ;5) 落水的高频噪声用超细玻璃棉 材料吸收[5] 。考虑到现场实际情况 ,方案中的所有 降噪设施都进行了防尘 、防潮处理 ,同时不影响冷 却塔的通风和散热功能 ,如图 5 所示 。
器 和 排 空 消 声 器 。其
中 ,阻性消声器是利用 设置在管道内的吸声材
料或吸声结构使沿管道
传播的噪声不断地被吸
收 ,从而达到消声的目 的 。由于阻性消声器的
图 7 阻尼隔声板结构
阻力较小 ,各类风机噪声 多以中 、高频为主 ,含低 频成分少 ,而阻性消声器 恰对中高频噪声具有较
好的消声效果 ,所以选用阻性消声器[6] 。 现有的阻性消声器包括直管式、复合式 、片式 、
图 3 测点 ⑩的噪声频谱图
有很强的绕射能力 ,因此不适宜使用[2] 。另外 ,根 据冷却塔噪声源特点 ,选取噪声敏感区测点的噪声 频谱作为基点 ,应用有限元软件建立声场模型 ,冷 却塔噪声声场云图如图 4 所示 。由图 4 可知 ,冷却 塔噪声能量主要是通过轴流风机的进出风口向外 传播的 ,应在此处作重点降噪处理 。
图 4 冷却塔噪声声场云图 注 :图中以颜色来区分噪声级 ,颜色越深代表噪声越大 。
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3) 冷却塔的循环水经填料层自由下落到落水 槽所产生冲击噪声的强度与落水速度的平方成正 比 。测量的结果表明落水的 A 声级噪声达到了 73 dB ,这属于冷却塔需治理的噪声源之一 。
图 3 为测点 ⑩的噪声频谱图 ,由图可知 ,测点 ⑩的噪声频谱呈现宽频特性 ,而且中低频成分较 大 ,其他测点也呈现同样的特性 ,这说明 ,住宅小区 冷却塔的噪声频带很宽 ,单一对某一频带采取降噪 措施效果不会明显 。而且 ,仅有隔声功能的声屏障 降噪效果与声波的频率有关 ,低频噪声波长较长 ,
主要有如下特点 :
1) 距离轴流风机管口 (风机出口处) 1 m 处的 A 声级噪声值达到 91 dB ,这是由于空气在冷却塔 顶导流管内产生湍流和摩擦 ,激发的压力扰动产生 噪声 ,同时桨叶与空气作用产生振动向外辐射噪 声 。因此初步判定风机的空气动力噪声是主要声 源。
2) 风机的机械噪声主要是由于风机旋转部件 的不平衡导致结构发生振动从而引起塔体表面辐 射噪声 。由于风机支架与塔体之间安装了减振器 , 机械噪声不是主要因素 。
关键词 冷却塔 噪声控制 有限元 吸声 消声器
St u d y o n n ois e c o ntrol of c o oli n g t o w e rs
By Zhou Bo ★ , Chen Changzheng , Wang Changlong and Zhang Yu
A bs t r a ct Accor di ng t o t he measure d dat a of a high2gra de reside nce area , plots t he s ound f ield c hart usi ng t he f i nite ele me nt a nalysis , a nd a nalyses t he noise s ource a nd f reque ncy c haracteristics . St udies noise re duction p r ojects f r om t he asp ects of sound abs orp tion , at te nuation a nd i nsulati on , t a ki ng account of dust p r oof a nd da mp p r oof a nd i n t he mea nti me t he air volume a nd te mp erat ure ca n be satisf ie d. The eff ect of noise cont r ol is satisf act ory.
盘式和折板式等几种方式 ,其中片式消声器具有消 声量大 ,阻力较小 ,导流效果和安装灵活的特点[7] , 因此选择在风机出口处安装片式消声器 。同时 ,考 虑到噪声特点 ,在设计时特别选用了宽频吸声材料。 3. 2. 1 消声片半厚度 D
由于冷却塔的噪声频谱带很宽 ,而多孔吸声材 料的特性是在中 、高频具有很高的吸声系数 ,而对 低频噪声吸声系数相对较低 ,如果只用单一的多孔 吸声材料很难达到理想的降噪效果 ,所以在本设计 中消声片选用宽频带吸声结构贴附 。根据共振频
本文根据实际测量数据分析冷却塔的噪声来 源 、声场分布和频带特性 ,制定相应的吸声 、隔声和 消声的综合降噪方案 ,同时考虑现场实际情况 ,所 有降噪设施都进行了防尘 、防潮处理并满足设备相
3 辽宁省教育厅高等学校科学研究项目 (编号 :05L284)
应的风量和温度要求 。 1 原始数据测量
该工程位于沈阳某高档住宅小区 ,采用集中供 冷方式 ,2 台方形逆流式冷却塔安装在 21 # 楼 (居 民楼) 前的空地上 (如图 1 所示) ,每台风量为 4 600
图 5 降噪方案效果图
3. 1 组合式声屏障设计 为保证所有噪声敏感点都在声屏障的声影区
内 ,从而获得最佳的降噪效果 ,根据现场情况和声 学计算 ,确定声屏障有效高度为 3 m 。声屏障采用 宽频带组合吸声结构和阻尼隔声板的组合式结构 , 其中宽频带组合式吸声结构的吸声特性曲线如图 6 所示 。
图 1 冷却塔 ①☆ 周勃 ,女 ,1976 年 9 月生 ,博士研究生 ,讲师
110023 沈阳工业大学建筑工程学院建筑环境与设备工程教 研室
(024) 25694941 E2mail : liguodapple @sina. co m 收稿日期 :2006209218
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f r = f 2 ×2Ω = 125 Hz ×24/ 3 = 315 Hz
所 以 消 声 片 半 厚 度 为 D = 40 Hz ·m/
315 Hz = 0. 13 m 。
3. 2. 2 气流通道宽度
气流通道宽度 a 减少 ,可提高消声器消声量 ,
缩小消声器几何尺寸 ,但通道内流速增加 ,导致气
最大值 71. 2 75. 8 74. 5 76. 8 76. 1 72. 4 74. 2 72. 6 74. 7 74. 3 66. 2
由表 1 可知 ,冷却塔附近 (测点 ①～ ⑩) 平均 A
声级噪声达到 73. 0 dB ,随着距离增大 ,噪声能量
衰减较慢 ,初步估计噪声频谱中含有较大的低频成
率 f r ( Hz) 与消声片半厚度 D ( m) 相乘为常数的关 系 ,以密度为 20 kg/ m3 的超细玻璃棉为例 ,计算如 下:
f r D = 40
(1)
f r = f 2 ×2Ω
(2)
式 (1) , ( 2) 中 f 2 为消声频率下限 , 这里取 125
Hz ;Ω为 f r 和 f 2 间的倍频程数 , Ω= 4/ 3 。
流再生噪声提高和压力损失增大 ,消声器动力性能
变坏 ,因此 ,气流通道截面面积的设计必须以实际
情况来确定 ,在不需要减小流速的情况下 ,气流通
道总截面积等于与它相连接的管子截面面积 。根
据工程设计实践 ,通道半宽度 a/ 2 与消声片半厚度 D 之比宜取 0. 5～2 ,考虑到该工程的实际情况 , 取