【正文】 前的原機房平均吸聲系數(shù)計算根據(jù)隔聲間及所選門窗的尺寸，計算吸聲處理前的原機房的各部分的面積為：房門面積： m2；窗戶面積：；砼地面與砼房頂面積分別為：147 m2，147 m2；磚墻面積：：798 m2 平均吸聲系數(shù)計算：α = ∑ Siαi/ ∑ S 式（） 式中： S——面積，m2；αi——吸聲系數(shù)。高頻平均吸聲系數(shù)已達 左右。對于不同倍數(shù)程頻率聲波的平均吸聲系數(shù)大于 的材料，才能叫做吸聲材料。吸聲量規(guī)定為吸聲系數(shù)與吸聲面積的乘積，即： A= 式中： A——吸聲量；α ——某頻率聲波的吸聲系數(shù) S—吸聲面積。 α 值越大，材料的吸聲性能越好。這就是吸聲的機理。 (1) 吸聲原理 在材料表面和內部有無數(shù)的微細空隙，這些空隙互相貫通并且與外界相通的吸聲材料稱作多孔吸聲材料。 （5）值班室隔聲值班室隔聲采用隔聲門和隔聲窗，值班室內噪聲在經(jīng)過吸聲后很容易降低到 70dB 的數(shù)值，所以此處不再作單獨計算。隔聲間的尺寸設計為21m7m9m隔聲門隔聲性能項目125250500100020004000門 隔聲門尺寸及個數(shù)：尺寸為 1500mm2000mm 的隔聲門兩個，尺寸為 8802050 的隔聲門 2 個。具有隔聲能力的屏蔽物稱作隔聲構件或隔聲結構，如磚砌的隔墻、水泥砌塊墻、隔聲罩體等等?？諝饴暫凸腆w聲的阻斷是性質不同的兩種方法。2類：適用于居住、商業(yè)、工業(yè)混雜區(qū)。55《工業(yè)企業(yè)噪聲衛(wèi)生標準》新建、擴建、改建企業(yè)、參照表現(xiàn)有企業(yè)暫時達不到標準，參照表每個工作日接觸噪聲時間（小時）允許噪聲[dB（A）]每個工作日接觸噪聲時間（小時）允許噪聲[dB（A）]8858 90488493291296294292最高不得超過機房噪聲：A聲級倍頻程聲壓級631252505001k2k4k8k977785103989392837565機房噪聲內小于 90dB(A)，機房外20m廠界噪聲≤50dB(A)，風機隔振效率≥85%，值班室噪聲≤70dB(A)—1985《工業(yè)企業(yè)廠區(qū)內各類各地點噪聲標準》序號地 點 類 別限值備 注1生產車間及作業(yè)場所（工人每天聯(lián)系接觸8h）90，均應按現(xiàn)行國家標準測量確定。常用的吸聲材料是超細玻璃棉或礦棉，外面包以稀疏的薄玻璃布或塑料薄膜，而用穿孔的薄金屬板或薄塑料板覆面，也可用雙層塑料窗紗覆面，隔聲間的面積應盡量小些，密封應盡量好些。 2 計算設計多層結構隔聲門，合理布置消聲器，消聲器有效長度增加，可提高消聲量。下面是噪聲治理的具體措施：1 進行隔聲間的降噪處理，采用厚實心磚墻，保證有足夠的隔聲量。聲波進人材料后空氣在微孔中發(fā)生摩擦而消耗能量，吸聲性質和壓緊程度有關，另一類是薄板材料和微穿孔板。 4 使用特殊場合的有源吸聲措施，根據(jù)聲波干涉原理，利用電子線路產生、發(fā)射一個與噪聲相近，相位相反的聲音(這個裝置叫作電子消聲器)，使在一定范圍內兩種聲音相消，以達到降低噪聲的目的。噪聲控制也涉及這幾個方面，從聲源—傳播途徑—接收系統(tǒng)，控制也要針對這幾個環(huán)節(jié)進行，通常采用以下幾種基本方法： 1 降低聲源噪聲，即對聲源進行噪聲控制。由上式可以看出，對于一段時間內穩(wěn)定不變的噪聲，其 A 聲級就是等效連續(xù)聲級。A聲級也可以由 8 個倍頻帶聲壓級計算，其計算步驟如下]：先列出 8個中心頻率的衰減值，然后分別將8個倍頻帶聲壓級減去相應的衰減值，再將其 8 個噪聲級加起來，即為A聲級。但是聲波不能在真空中傳播，因為在真空中不存在能夠產生振動的彈性介質。從物體的形態(tài)來分，聲源可分為固體聲源，液體聲源和氣體聲當聲源振動時，就會引起聲源周圍彈性介質空氣分子的振動。 在工程上均用聲壓級或聲功率級表示噪聲的大小，取對數(shù)標度來表示聲壓、聲強或聲功率的大小。從心理意義上講，一般是指不恰當或者不舒服的聽覺刺激、凡是妨礙人們學習、工作和休息并使人產生不舒適感覺的聲音，都可以稱為噪聲。通風機的允許振動速度[υ]=15mm/s,則允許振幅：因此，通過共振時允許振幅 [Amax]=5=要求阻尼比～，可以充分滿足。m6180。m2180。=196kg其中轉子質量 m02=393kg滑軌質量 m6180。=1785kg葉輪、軸、軸承箱質量 m2180。橡膠隔振器適宜壓縮，剪切。2橡膠隔振器橡膠隔振器主要是由橡膠制成，橡膠的配料和制造工藝不同，橡膠的性能差別還是很大的，因此橡膠隔振器的性能參數(shù)變化很大。在工程實際中，也長將這些隔振材料互相復合使用，如剛彈簧—橡膠減振器，就是常用的一種隔振裝置。同時，也應考慮到經(jīng)久耐用，穩(wěn)定性好，維護方便等實際因素。一般從降低傳遞系數(shù)這方面考慮，希望其靜壓縮量大些。 當?shù)鯒U與隔振器的平面位置在半徑R的圓周上時，z和軸向為獨立振型，x與軸向相耦合，y與軸向相耦合。如有困難，可考慮耦合振型，但不宜超過兩個自由度。 式中Pi——單個隔振器容許承載力（KN）； W——隔振體系總質量（KN）； m——隔振體系總質量（t）； g——重力加速度（）； Pd——作用在隔振器上的干擾力（KN），按本篇等有關公式，試計算隔振體系上要求振動控制點的最大振動線位移Amax（或最大振動線速度等），使之滿足：式中[A]——容許振動線位移 、總剛度k等，最終滿足傳遞率u和控制點的最大線位移。3．消極隔振的臺座因操作原因產生振動時，應有阻尼，以使其迅速平穩(wěn)～。隔振體系的固有頻率應低于干擾圓頻率，至少應滿足/＞。隔振器在平面上的布置，應力求使其剛度中心與隔振體系（包括隔振對象和剛性臺座）的重心在同一垂直線上。懸掛式可用于隔離水平方向振動。1) 機器機座的剛度不足； 2) 直接在機座下設置隔振器有困難； 3) 為了減少被隔振對象的振動，需要增加隔振體系得質量和質量慣性矩；4)被隔振對象是由幾部分或幾個單獨的機器組成。 、最低和最高溫度及酸、堿、油等侵蝕介質發(fā)生的可能性。 ，需要有工作頻率及設備啟動和停止時頻率增減情況的資料，若為沖擊擾力時，需有沖擊擾力作用時間和兩次沖擊擾力的時間間隔。 、附屬設備、底座厚度地腳螺栓和預埋件的位置。除此以外，振動還能造成聽力損害。如人全身約是6赫茲，當身體各部分的器官固有頻率與外界傳來的振動頻率一直和接近時，就會引起器官的共振，此時器官受到的影響和危害最大。當然振動不是都有害，也有可利用的一方面。（1） 振動對機械設備的危害 在工業(yè)生產中，機械設備運轉發(fā)生的振動大多是有害的。低沼氣小型礦井主要通風機，宜采用皮帶傳動，一般裝一臺，但另設一臺備用電機，并應有迅速倒換電機的措施。因此，難以非常精確的計算電耗。假若通風機困難時期發(fā)生在電機服務年限內，則電機功率為 采用感應電動機時，則應按同步電機服務年限內最大功率選擇，以改善功率因數(shù)。因此，兩特性曲線的交點必然是預計的工況點點，同理，在通風困難時期，風機以轉速運轉時，工況點為點。以及另一比列曲線上的兩點k和ke。和k并分別交裝置靜壓特性曲線于ke39。和k做比例曲線。換算風機裝置靜壓特性：風機和配置的擴散器組成風機裝置，可用式[4]（313）求得，該式中自風機外形尺寸圖查得截面積 ；將F值、全部損失系數(shù)ξk和密度ρ之值代入[4]（313）得，式中Q以 計算則上式改寫為： 式（）相應裝置靜效率 ： 式（）自47211 ，其參數(shù)見下表124500135600146700157800168900180000H（Pa）188018401780170016001490182817801708161815051382N(KW)83（3）確定調節(jié)方式裝置的靜壓特性曲線并不穿過工況k39。，并適當照顧下一水平的通風要求，負壓變化較大時，可考慮分期選配電機，初裝電動機的使用年限不宜少于10年；，在最大負壓和風量時，用的葉片安裝角應比最大安裝角小5度。則風源必須產生的風量為Qy=kQ =（ ～）140000=（～）=其產生的風壓為，因離心式風機常提供全壓特性前期：=1210pa后期 =1650pa（1）預選風機：目前，風機制造廠在提供軸流式風機的同時，隨機提供擴散器，離心式風機則不提供擴散器。 K—設備漏風系數(shù).當風井不作提升時，k=～。本課題的研究不僅有實際的工程應用價值，而且還有理論研究的意義。裝有風機的井口必須封閉嚴密； （2）必須裝備兩部同等能力的通風機，其中一部作為備用。對于離心式通風機的設計有一定的參考價值。在風機的選型上本文采用礦用離心式通風機。礦井通風機噪聲控制與振動隔離設計摘 要在進行煤礦井下開采時，有害氣體（一氧化碳、硫化氫、二氧化硫等）和粉塵等嚴重影響了工人的健康和工作效率。本文針對煤礦中通風設備的選型設計并選擇與之相匹配的電動機、隔振設計和風機房的總體布局及其噪聲控制工程。本文介紹了離心通風機設計方案的選擇的基本過程，分析了離心式通風機的基本要求。由于煤礦設備具有如此重要性，故對于主要通風設備提出如下要