CN103390073B - 一种中央空调机房的隔振系统设计方法 - Google Patents

Abstract

一种中央空调机房的隔振系统设计方法，其步骤为：根据中央空调机房内的主要设备建立功率流隔振模型，绘制隔振系统结构参数与传递功率流、振动速度和传递载荷的关系曲线，确定机房内隔振系统结构参数；实测中央空调机房内振动和噪声数据，建立振声耦合声场有限元模型，分析振动与噪声相互耦合关系，分析中央空调机房内各设备对振声场作用程度；在振声场互相作用条件下，以能量作为评价指标确定中央空调机房内隔振对象及隔振降噪频带，绘制隔振系统的功率流传递曲线，优化隔振器结构参数。本发明将中央空调机房看作一个大系统来考虑，明确机房内各设备振动和噪声影响关系，保证设施振动达标，同时以能量作为减振指标使隔振设计更为直观。

Description

一种中央空调机房的隔振系统设计方法

技术领域

本发明涉及一种隔振系统设计方法，特别是涉及一种基于功率流分析的中央空调机房的隔振系统设计方法。

背景技术

我国曾先后出台了多个隔振技术规范，但这些规范都是针对单独空间和单体设备，以单一的力、速度、位移传递率等参数作为隔振系统的评价指标，通过力传递率或振级落差标准来设计隔振装置。但在实际中央空调系统工程中，多种设备汇集在机房内，由于振动源很多，而且设备之间通过管道等附件连接，所以对单一设备进行孤立的隔振设计无法使整个系统达到良好的减振效果，传统的隔振设计方法不能在有多个振源的情况下为整个空调机房制定合理的隔振点和适当的隔振方案。另外，大多数情况下振动噪声是不可分割的，振动部件传递结构噪声的同时，结构噪声和气流噪声叠加后还将产生二次振动。由于国内外的隔振技术都将建筑结构视为刚体，忽略了振动噪声的强耦合效应，无法明确机房内各类设备之间的振动频带与噪声频带的相互影响，但实际情况是一些设备辐射的声场对振动的影响很大，因此准确地判定中央空调机房内设备系统的振动特性显得尤为重要。

发明内容

本发明的目的就在于克服现有技术存在的由于对单一设备的隔振设计具有很大的不确定性，而且传统的隔振设计比较盲目、不够直观，无法针对中央空调机房内多设备进行隔振设计的不足,而给出一种新的基于功率流分析的隔振系统设计方法。本发明通过功率流分析方法，将振动与噪声以能量为桥梁统一起来考虑，根据功率流分析计算结果可确定隔振结构参数对传递载荷、振动速度和传递功率流变化情况的影响，同时依据振声耦合特性来指导各类设备隔振系统结构参数的进一步优化，使隔振系统设计能够在中央空调机房内多设备的情况下达到理想的减振效果。

本发明给出的技术方案是：这种基于功率流分析的隔振系统设计方法，其特点是有以下步骤：

(1)根据中央空调机房内产生振动噪声的主要设备类型，建立主要设备的功率流隔振模型，通过Matlab软件编程绘制出隔振系统结构参数与传递功率流、振动速度和传递载荷的关系曲线，由关系曲线确定机房内不同设备的隔振系统的结构参数；

(2)实测中央空调机房内的振动和噪声数据，建立振声耦合声场有限元模型，应用ANSYS软件和Virtual Lab Acoustics软件模拟机房内各类设备所产生的振声耦合场，分析振动与噪声的相互耦合关系，通过模拟机房内各种设备的振动传递能量，分析中央空调机房内各类设备对振声场的作用程度；

(3)最后在振声场互相作用的条件下，以能量作为评价指标，确定中央空调机房内主要隔振对象以及相应的隔振降噪频带，绘制隔振系统的功率流传递曲线，模拟机房隔振前后的减振效果，进一步优化隔振器结构参数，达到多设备机房内优化多隔振系统结构参数的目的。

本发明在中央空调机房内，对各种设备的振动控制可统一用传递功率流进行计算分析，通过减小振源输入结构的功率流，并在振动传输路径上设法降低和控制传递的能量，因此可以清楚地表明每台机组对于隔振系统结构的能量输入，有利于隔振系统结构参数的优化设计。

本发明可以将振源和传递途径相互联系，通过振动传递的一个绝对度量—功率流，它既可以在隔振系统上通过测量获得，也可以通过软件模拟计算得到，从而更便于了解隔振系统内部的能量分布状况。

本发明将振动与噪声以能量指标联系起来，建立功率流隔振水平与结构噪声的对应关系，用这种绝对度量来评价隔振系统的隔振降噪效率。

与现有技术相比，本发明有益效果是：将中央空调机房看作一个完整系统来考虑，通过振声耦合分析明确大空间机房内各个设备振动和噪声的影响关系，保证整个机房所有设施的振动达标，同时以能量作为减振指标，使隔振设计更为直观。本设计方法不但基于对30多个实际隔振工程的设计和测试，同时也基于振声场的理论解析，因此能够准确、客观地反映隔振效果，填补我国尚没有对机房内多设备系统进行隔振设计的空白。

附图说明

图1是某中央空调机房内设备布置图和测点图。图1中Q1和Q2代表热泵机组支撑腿隔振点，Q3代表水泵机组的隔振点，Q4-Q12代表管路的隔振点。

图2热泵机组的隔振系统模型图。

图3是热泵机组双激励双输出隔振系统电-力类比图。

图4是在图2隔振系统模型基础上，改变弹簧隔振器刚度后输入系统的功率流特性曲线。

图5是在图2隔振系统模型基础上，改变弹簧隔振器刚度后传递功率流特性曲线。

图6是在图2隔振系统模型基础上，改变中间质量块的重量后输入系统的功率流特性曲线。

图7是在图2隔振系统模型基础上，改变中间质量块的重量后传递功率流特性曲线。

图8是水泵系统的隔振系统模型图。

图9是水泵机组的单层隔振系统的电-力类比图。

图10是在图8隔振系统模型基础上，改变质量块重量后输入系统的功率流特性曲线。

图11是在图8隔振系统模型基础上，改变质量块重量后传递功率流特性曲线。

图12是在图8隔振系统模型基础上，改变基础区域面密度后输入系统的功率流特性曲线。

图13是在图8隔振系统模型基础上，改变基础区域面密度后传递功率流特性曲线。

图14是管路的隔振系统模型图。

图15是管路的激励载荷频谱图。

图16是管路的功率流频率特性曲线。

图17是ANSYS软件建模网格图。

图18是f＝802Hz时机房内某场点的振声强耦合声场云图。

图19是f＝802Hz时机房内某场点的振声弱耦合声场云图。

图20是机房内某场点在采取隔振设计前后的噪声频谱图。

图中，1.热泵机组 2.补水箱 3.循环水泵，4.激励载荷点，5.顶棚，6.场点网格，7.声场网络

具体实施方式

下面结合说明书附图和实施例进一步叙述本发明的内容：

1、中央空调机房内热泵机组的隔振系统模型

图1是某中央空调机房的设备布置和测点图，机房内包括热泵机组、水泵机组、管道以及除砂器、集水器、分水器等附属设备，机房尺寸长6m，宽4.2m，高2.7m。其中，机房内的热泵机组、水泵机组、管道是产生振动的主要设备。

图2是根据热泵机组的设备类型建立的双激励双输出二级隔振系统模型。如图2所示，2个激励分别为F₁和F₂，理论上各个激励都是等值的，但由于实际传递路径的差异，实际测量并计算得到的激励在数值上会有差异。激励作用在质量为m_i(i＝1,2)的刚体设备上，由于隔振器是按照设备质量平均布置的，所以质量m_i在理论上是相等的，导纳记为Y_mi(i＝1,2)。中间质量块m₀，不考虑中间质量块的刚性和阻尼，质量块导纳记为Y_mo。基础为四边简支弹性板基础，导纳记为Y_b，厚度为h。上层隔振器导纳记为Y_si，刚度k_si，阻尼c_si(i＝1,2)。下层隔振器导纳记为Y_ti，刚度k_ti，阻尼c_ti(i＝1,2)。

根据导纳功率流理论有，热泵机组的导纳为：

Ymi＝1/jωm_i，(i＝1,2) (1)

上层隔振器导纳

$Y_{si}=1/\frac{k_{si}}{j\mathrm{\ω}}+c_{si},(i=1,2)---\left(2\right)$

下层隔振器导纳：

$Y_{ti}=1/\frac{k_{ti}}{j\mathrm{\ω}}+c,(i=1,2)---\left(3\right)$

基础导纳为：

$Y_b=\frac{4j\mathrm{\ω}}{\mathrm{\ρ}hab}\underset{m=1}{\overset{\∝}{\mathrm{\Σ}}}\underset{n=1}{\overset{\∝}{\mathrm{\Σ}}}\frac{{\mathrm{\φ}}_{mn}^2(x,y)}{{\mathrm{\ω}}_{mn}^2(1+j\mathrm{\δ})-{\mathrm{\ω}}^2}---\left(4\right)$

其中ρ为板的面密度，δ为阻尼比，φ_mn为板的振型函数为：

${\mathrm{\φ}}_{mn}(x,y)=sin\frac{m\mathrm{\π}x}{a}sin\frac{m\mathrm{\π}y}{b}---\left(5\right)$

ω_mn为板的各阶固有频率：

${\mathrm{\ω}}_{mn}=\frac{{\mathrm{\π}}^2{\mathrm{hC}}^{\′}}{2\sqrt{3}}\[{\left(\frac{m}{a}\right)}^2+{\left(\frac{n}{b}\right)}^2\]---\left(6\right)$

其中C'为板的纵波速。

应用导纳法分析隔振系统的振动响应和功率流特性。假设v₁,v₂,v₀是质量为m₁,m₂,m₀的刚体的速度，且m₁＝m₂；设备导纳Y_m1＝Y_m2＝Y_m；质量块导纳Y_m0＝1/(jωm₀)；二级隔振系统上层隔振器导纳Y_s1＝Y_s2＝Y_s，下层隔振器导纳Y_t1＝Y_t2＝Y_t。

根据电—力类比的相关知识，通过导纳型类比，使“流”过元件的物理量为“力”，元件两端的差值是速度差，即将力类比于电流，速度类比于电压，得到双激励双输出隔振系统电-力类比图，如图3所示。

根据基尔霍夫定律，在节点1处有：

$F_1=\frac{v_1}{Y_m}+\frac{v_1-v_0}{Y_{s1}}---\left(7\right)$

在节点2处有：

$F_2=\frac{v_2}{Y_m}+\frac{v_2-v_0}{Y_{s1}}---\left(8\right)$

在节点3处有：

$\frac{v_0}{Y_{m0}}+\frac{v_0}{Y_t+Y_{b1}}+\frac{v_0}{Y_t+Y_{b2}}=\frac{v_1-v_0}{Y_s}+\frac{v_2-v_0}{Y_s}---\left(9\right)$

根据以上方程解得二级隔振系统传递到基础力为：

$F_{b1}=\frac{v_0}{Y_t+Y_{b1}}=\frac{B(F_1+F_2)}{(A+1)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b1}}---\left(10\right)$

$F_{b2}=\frac{v_0}{Y_t+Y_{b2}}=\frac{B(F_1+F_2)}{(A+1)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b2}}---\left(11\right)$

系统传递到基础上的功率流为：

$\begin{array}{c}{P}_b=P_{b1}+P_{b2}=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b1}\right){\left|F_{b1}\right|}^2+\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b2}\right){\left|F_{b2}\right|}^2\\ =\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b1}\right){\left|\frac{B(F_1+F_2)}{(A+1)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b1}}\right|}^2\\ +\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b2}\right){\left|\frac{B(F_1+F_2)}{(A+1)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b2}}\right|}^2\end{array}---\left(12\right)$

系统输入的功率流为：

$P_{in}=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\[F_1{v}_1\]+\frac{1}{2}\mathrm{Re}\[F_2{v}_2\]=\frac{F_1}{2}\mathrm{Re}\[\frac{F_1+v_{0}B}{A+1}\]+\frac{F_2}{2}\mathrm{Re}\[\frac{F_2+v_{0}B}{A+1}\]---\left(13\right)$

上式中，

$\begin{array}{ccccc}A=\frac{1}{Y_m}& B=\frac{1}{Y_s}& C=\frac{1}{Y_{m0}}& D=\frac{1}{Y_t+Y_{b1}}& E=\frac{1}{Y_t+Y_{b2}}\end{array}$

2、热泵机组的功率流计算和初步隔振设计

本例中，机房内的热泵机组质量为4800kg，输入基础的坐标为Q1(2000，1750)和Q2(5000，1750)。热泵机组受到的外部激励分别为F₁＝2969N，F₂＝1600N，中间质量块重量为m₀＝400kg，机房的楼板视为四端简支薄板，长a＝6m，宽b＝4.2m，厚h＝0.12m，混凝土中的纵波速度v＝3600m/s，混凝土板基础的面密度ρ＝300kg/m²，阻尼比δ＝0.015，上层弹簧隔振器的阻尼系数c_s1＝c_s2＝c＝0.086Nsm^-1，刚度k_s1＝k_s2＝k_s＝6.0×10⁵N/m，下层橡胶隔振器的阻尼系数c_s1＝c_s2＝c＝0.2Nsm^-1，刚度k_t1＝k_t2＝k_t＝1.2×10⁶N/m。由于通用的橡胶阻尼隔振器性能参数变化范围很小，所以只能通过改变弹簧隔振器的刚度k_s和中间质量块的重量m对隔振系统进行初步设计。

(1)改变图2隔振系统模型的弹簧隔振器刚度，分别为k_s＝6.0×10⁵N/m，k_s′＝4.8×10⁵N/m和k_s″＝4.0×10⁵N/m。依据式(1)—式(13)应用Matlab编程计算出输入系统的功率流P_in和传递功率流P_b，如图4和图5所示。根据图4、5可以看出，输入系统的功率流P_in和传递功率流P_b都是随着激振频率的增大而减小，且随着隔振器刚度的降低第一峰值逐渐向低频方向移动，但隔振器刚度对传递功率流影响不大。如果大幅度降低隔振器刚度，能明显降低传递功率流，但可能造成设备启停机时振动幅度过大，所以隔振器刚度不易太小，最后取k_s＝6.0×10⁵N/m。

(2)改变图2隔振系统模型的中间质量块重量，分别为m₀＝700kg，m₀′＝1000kg，m₀″＝2000kg，计算输入系统的功率流P_in和传递功率流P_b，如图6和图7所示。根据图6、7可以看出，各项参数都是随着激振频率的增大而减小，且随着中间质量块重量的增加第一峰值逐渐向低频方向移动。当中间质量块很小时，虽然在小于100Hz的第一峰值相对较小，但在100Hz-300Hz之间会出现两个明显的高峰值。传递功率流P_b的一阶峰值随中间质量块重量的增加向低频方向移动，但峰值变化不大。从以上分析可以知道，要想在低频区域有效的降低传递到基础的功率流，必须要增大中间质量块的重量，因此确定隔振系统的中间质量块重量m₀″＝1000kg。

3、中央空调机房内水泵机组的隔振系统模型

中央空调系统所用的水泵机组其重量多在五百公斤以下，其振动能量相对供热制冷机组的振动能量要小得多，但由于制冷供热水泵多为立式泵，本身重心较高，在隔振系统中为了保证设备启停机时平稳越过共振区，必须在隔振系统中安装质量块降低隔振系统重心，同时整个系统的共振频率要远离设备运行的工作频率，所以采用单层隔振系统加质量块的隔振系统，如图8所示。

激励为F，v是设备刚体的振动速度，激励作用在质量为m的刚体上，设备导纳记为Y_m。质量块m₀，不考虑其刚性和阻尼，质量块导纳记为Y₀。基础为四边简支弹性板基础，导纳记为Y_b，厚度为h。隔振器导纳记为Y_t，刚度k_s，阻尼c_s。F_b和v_b表示输入基础的力和振动速度。

如图9的电—力类比图所示，通过导纳型类比，使“流”过元件的物理量为“力”，元件两端的差值是速度差，即将力类比于电流，速度类比于电压。由于水泵机组运行的环境比较潮湿，所以多使用橡胶剪切隔振器，为降低隔振器的刚度，可采用橡胶剪切隔振器正反串联的方式，根据隔振器的重量以及空间大小使用的隔振器数量为4-8组，但由于水泵机组占用地面的面积较小，所以将并联的几组隔振器看做一个隔振器组来研究。

水泵机组的导纳为：

Y_m＝1/jωm (14)

质量块导纳为：

Y_m0＝1/jωm₀ (15)

隔振器导纳为：

$Y_s=1/\frac{k_s}{j\mathrm{\ω}}+c_s---\left(16\right)$

根据基尔霍夫定律，

$F=\frac{v}{Y_{m0}}+\frac{v}{Y_s+Y_b}---\left(17\right)$

则有，

$v=\frac{F}{\frac{1}{Y_{m0}}+\frac{1}{Y_s+Y_b}}---\left(18\right)$

输入基础的力：

$F_b=\frac{Y_{m0}F}{Y_s+Y_b+Y_{m0}}---\left(19\right)$

则传递到基础的功率流为：

$P_b=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left\{Y_b\right\}{\left|F_b\right|}^2=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left\{Y_b\right\}{\left|\frac{Y_{m0}F}{Y_s+Y_b+Y_{m0}}\right|}^2---\left(20\right)$

输入系统的功率流为：

$P_{in}=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left\{Fv\right\}=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left\{\frac{F^2}{\frac{1}{Y_{m0}}+\frac{1}{Y_s+Y_b}}\right\}---\left(21\right)$

4、水泵机组功率流计算和初步隔振设计

本例中，水泵机组质量m＝400kg，输入基础的坐标为Q3(400，500)，受到的激励F＝1200N，质量块重量为m₀＝800kg，由于水泵的振动着力点很集中，且楼板较薄，为了增加楼板的刚性，在水泵下的隔振区域重新做了基础，基础区域长a＝1.6m，宽b＝1.0m，平均高度h＝0.4m，中间稍低两边高，呈凹型。混凝土中的纵波速度C′＝3600m/s；基础区域面密度ρ＝1000kg/m²；薄板的阻尼比δ＝0.015，橡胶隔振器的阻尼系数c_t＝0.2Nsm^-1，刚度k_t＝3×10⁵N/m。应用式(14)—式(21)计算出输入系统的功率流P_in和传递功率流P_b。

(1)改变质量块重量，m₀＝800kg，m₀′＝600kg和m₀″＝400kg时分别计算输入系统的功率流P_in和传递功率流P_b，计算结果如图10、11所示。根据图10、11可以看出，在50Hz处出现一阶功率流峰值，随着质量块重量m₀的增加，功率流的一阶峰值降低明显且逐渐向低频方向移动。而中央空调所使用的电机和水泵其工作频率多为50Hz，所以一阶峰值应该远离这一激振频率，特别是水泵机组启停机时，保证机组在较低的转数平稳运行是非常重要的。通过计算和分析，最后确定中间质量块重量m₀＝800kg。

(2)改变基础区域面密度，使ρ＝1000kg/m²，ρ′＝600kg/m²和ρ″＝300kg/m²时计算输入系统的功率流P_in和传递功率流P_b，计算结果如图12-13所示。根据图12-13可以看出，随着频率增大，基础面密度对输入功率流影响越来越小，但输出功率流随基础面密度的增加逐渐降低，即增加面密度更有利于高频隔振。通过计算和分析，最后确定基础区域面密度ρ＝1000kg/m²。

5、中央空调机房内管路的隔振系统模型

管路是连接整个中央空调机组系统所有设备的连接构件，它通过钢结构将本身产生的流体激振直接传递到了土建结构上，根据不同的情况，管路隔振可以建立不同的隔振模型。管路的隔振系统如图14所示。激励为F，v是管路的振动速度，激励作用在质量为m的管路上。基础为四边简支弹性板基础，导纳记为Y_b，厚度为h。隔振器导纳记为Y₁，刚度k₁，阻尼c₁。F_b和v_b表示输入基础的力和振动速度。

根据功率流四端参数法有：

$\left[\begin{array}{c}{F}_1\\ v_1\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}1& -j\mathrm{\ω}m\\ 0& 1\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}F\\ v\end{array}\right]---\left(22\right)$

$\left[\begin{array}{c}{F}_b\\ v_b\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}1& 0\\ -\frac{j\mathrm{\ω}}{k_1+{\mathrm{j\ωc}}_1}& 1\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{F}_1\\ v_1\end{array}\right]---\left(23\right)$

$Y_b=\frac{v_b}{F_b}---\left(24\right)$

由以上公式解得：

$F_b=\frac{F}{1-Tj\mathrm{\ω}m+Y_{b}j\mathrm{\ω}m}---\left(25\right)$

$v_b=Y_b\·F_b=\frac{Y_{b}F}{1-Tj\mathrm{\ω}m+Y_{b}j\mathrm{\ω}m}---\left(26\right)$

$v=\frac{(Y_b-T)F}{1-Tj\mathrm{\ω}m+Y_{b}j\mathrm{\ω}m}---\left(27\right)$

其中

系统传递到基础上的功率流：

$P_b=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_b\right){\left|F_b\right|}^2=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_b\right){\left|\frac{F}{1-Tj\mathrm{\ω}m+Y_{b}j\mathrm{\ω}m}\right|}^2---\left(28\right)$

系统输入功率流：

$P_{in}=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\[FV\]=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\[\frac{(Y_b-T)F^2}{1-Tj\mathrm{\ω}m+Y_{b}j\mathrm{\ω}m}\]---\left(29\right)$

6、管路功率流计算和初步隔振设计

在中央空调系统中，虽然管路的振动主要来源于机组(包括制冷机组和循环泵)的振动以及管路内流体流动产生的流体激振，而且单个支点的振动能量要比机组的振动能量小很多，但管路隔振支点较多，所以总的能量传递不能忽略。管路各支点载荷基本相等，m＝150kg，激励通过实测机组运行时管路的振动频谱计算得到.为简化计算，应用平均激励载荷作为激励载荷，如图15所示，隔振系统中c₁＝0.086Nsm^-1，刚度k₁＝1.3×10⁵N/m，输入基础的坐标为Q₄(900，2600)，Q₅(900，1100)，Q₆(1300，800)，Q₇(2800，800)，Q₈(5200，1400)，Q₉(5200，3400)，Q₁₀(5000，3800)，Q₁₁(2800，3800)和Q₁₂(900，3800)。根据式(22)-式(29)计算出输入系统的功率流P_in和传递功率流P_b。计算结果如图16所示。

从图16的计算结果可以看出，虽然管路隔振点坐标不同，但由于假设输入载荷相同，而输入点坐标的不同仅对输入点导纳有很小的影响，所以各隔振点输入功率流P_in和传递功率流P_b几乎相等。

7、中央空调机房内振声场模拟与仿真

图17是采用ANSYS软件建立的声场模型。由于结构墙体视为刚体结构，而楼板为120mm厚的混凝土板结构，且管道和设备的振动主要通过楼板传递，所以用三维弹性壳单元(SHELL63)代表楼板结构，长a＝6000mm，宽b＝4200mm，h＝120mm，密度ρ＝2500kg/m³，弹性模量E＝2.4×e¹⁰N/m³，泊松比μ＝0.4，对模型四边施加6个自由度的约束。分别从ANSYS中导出结构网格和模态、声学网格以及场点网格，输入到Virtual Lab中进行计算。声学网格尺寸长、宽、高分别为a＝3000mm，宽b＝1500mm，h‘＝2700mm，结构网格(顶棚)与声学网格的顶面重合，场点网格位于距地面1.5m处，取空气密度ρ_air＝1.21kg/m³，声速344m/s，结构模态阻尼系数k取0.01，频响计算频率范围1Hz～1000Hz，频率增量1Hz。声学模拟时顶棚做弱吸声处理，墙面和地面全反射处理。

8、振声耦合分析

通过不同频段的强、弱耦合状态下中心场点的声压级随激振频率变化云图，激励频率为802Hz时场点内的振声耦合强，如图18、19所示，而其他频率带的振声强、弱耦合云图没有明显区别，说明噪声引起二次振动在激励频率为802Hz时最为显著，此频段主要来自热泵机组的振动频率，因此可以判定机房内众多设备中，热泵机组振动能量最大且位置更接近机房中央，所以它对振声声场能量的贡献是最大的。而水泵等其它机组接近机房的角落，不易激起低频振动，且较低频带的振动能量要比热泵机组小多个数量级，所以确定了机房内主要隔振设备为热泵机组，主要的隔振频带为802Hz。

9、机房内设备隔振系统设计

图20是隔振前后机房内中心场点的噪声频谱图，从图中可以看出，80Hz后，随着频率的增加，噪声降低幅度越来越大，说明能量传递量逐渐增大，即表示设备输入基础的振动能量逐渐减小，减振效果明显。

Claims (3)

1.一种中央空调机房的隔振系统设计方法，其特征在于有以下步骤：

(1)根据中央空调机房内产生振动噪声的主要设备类型，建立各类设备的功率流隔振模型，通过Matlab软件编程绘制出隔振系统结构参数与传递功率流的关系曲线，由关系曲线即可初步确定机房内产生振动噪声的主要设备热泵机组、水泵机组和管道的隔振系统的结构参数；

(2)实测机房内各类设备的振动和噪声数据，建立振声耦合声场有限元模型，应用ANSYS软件和Virtual Lab Acoustics软件模拟各类设备所产生的振声耦合场，分析振动与噪声的相互耦合关系，通过模拟各类设备的振动传递能量，分析每个设备对机房整体振声场的作用程度；

(3)最后在振声场互相作用的条件下，以能量作为评价指标，确定机房内主要隔振对象以及相应的隔振降噪频带，绘制隔振系统的功率流传递曲线，模拟机房隔振前后的减振效果，进一步优化隔振器结构参数，达到多设备机房内优化多隔振系统结构参数的目的。

2.根据权利要求1所述的一种中央空调机房隔振系统设计方法，其特征在于所述的步骤(1)中的根据机房内设备的隔振模型，绘制出隔振系统结构参数与传递功率流的关系曲线,当所述设备的隔振模型为双层隔振系统，其计算程序有以下步骤：

(1)将设备质量代入式(1)计算设备的导纳Y_m；

Y_mi＝1/jωm_i，(i＝1,2) (1)

(2)将隔振器阻尼系数和刚度代入式(2)和式(3)计算隔振器导纳Y_s，Y_t；

$Y_{si}=1/\frac{k_{si}}{j\mathrm{\ω}}+c_{si},(i=1,2)---\left(2\right)$

$Y_{ti}=1/\frac{k_{ti}}{j\mathrm{\ω}}+c,(i=1,2)---\left(3\right)$

(3)根据式(5)计算板的振型函数；

${\mathrm{\φ}}_{mn}(x,y)=sin\frac{m\mathrm{\π}x}{a}sin\frac{m\mathrm{\π}y}{b}---\left(5\right)$

(4)根据式(6)计算板的各阶固有频率；

${\mathrm{\ω}}_{mn}=\frac{{\mathrm{\π}}^2{\mathrm{hC}}^{\′}}{2\sqrt{3}}\[{\left(\frac{m}{a}\right)}^2+{\left(\frac{n}{b}\right)}^2\]---\left(6\right)$

(5)根据式(4)计算基础导纳Y_b；

$Y_b=\frac{4j\mathrm{\ω}}{\mathrm{\ρ}hab}\underset{m=1}{\overset{\∝}{\Σ}}\underset{n=1}{\overset{\∝}{\Σ}}\frac{{\mathrm{\φ}}_{mn}^2(x,y)}{{\mathrm{\ω}}_{mn}^2(1+j\mathrm{\δ})-{\mathrm{\ω}}^2}---\left(4\right)$

(6)输入基础的速度值和载荷值，根据式(7-11)计算传递到基础的力F_b；

$F_1=\frac{v_1}{Y_m}+\frac{v_1-v_0}{Y_{s1}}---\left(7\right)$

$F_2=\frac{v_2}{Y_m}+\frac{v_2-v_0}{Y_{s1}}---\left(8\right)$

$\frac{v_0}{Y_{m0}}+\frac{v_0}{Y_t+Y_{b1}}+\frac{v_0}{Y_t+Y_{b2}}=\frac{v_1-v_0}{Y_s}+\frac{v_2-v_0}{Y_s}---\left(9\right)$

$F_{b1}=\frac{v_0}{Y_t+Y_{b1}}=\frac{B(F_1+F_2)}{(A+1)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b1}}---\left(10\right)$

$F_{b2}=\frac{v_0}{Y_t+Y_{b2}}=\frac{B(F_1+F_2)}{(A+1)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b2}}---\left(11\right)$

式中，

$\begin{array}{ccccc}A=\frac{1}{Y_m}& B=\frac{1}{Y_s}& C=\frac{1}{Y_{m0}}& D=\frac{1}{Y_t+Y_{b1}}& E=\frac{1}{Y_t+Y_{b2}}\end{array}$

(7)将F_b代入式(12)计算传递到基础上的功率流p_b；

$\begin{array}{c}{P}_b=P_{b1}+P_{b2}=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b1}\right){\left|F_{b1}\right|}^2+\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b2}\right){\left|F_{b2}\right|}^2\\ =\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b1}\right){\left|\frac{B(F_1+F_2)}{(A+1)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b1}}\right|}^2\\ +\frac{1}{2}\mathrm{Re}\left(Y_{b2}\right){\left|\frac{B(F_1+F_2)}{(A+B)(C+D+E)-2B(B-A-1)}\·\frac{1}{Y_t+Y_{b2}}\right|}^2\end{array}---\left(12\right)$

(8)根据式(13)计算系统输入的功率流p_in；

$P_{in}=\frac{1}{2}\mathrm{Re}\[F_1{v}_1\]+\frac{1}{2}\mathrm{Re}\[F_2{v}_2\]=\frac{F_1}{2}\mathrm{Re}\[\frac{F_1+v_{0}B}{A+1}\]+\frac{F_2}{2}\mathrm{Re}\[\frac{F_2+v_{0}B}{A+1}\]---\left(13\right)$

(9)改变弹簧隔振器的刚度k_s根据步骤(1-8)的计算结果绘制功率流与激振频率的关系曲线；

(10)改变中间质量块的重量m根据步骤(1-8)的计算结果绘制功率流与激振频率的关系曲线；

(11)根据关系曲线中功率流随隔振器刚度和中间质量块重变化的规律初步确定隔振系统的结构参数；

上述公式中的变量：j—虚部，ω—频率，m—每级隔振器的质量，k_s—上层隔振器的刚度，k_t—下层隔振器的刚度，c_s—上层隔振器的阻尼系数，c—下层隔振器的阻尼系数，a—板的长度，b—板的宽度，C’—板的纵波速度，h—板的厚度，ρ—板的面密度，δ—阻尼比，v₁—一级隔振的振动速度，v₂—二级隔振的振动速度，v₀—设备的振动速度，Y_b—基础的导纳，Y_s—上层隔振器的导纳，Y_t—下层隔振器的导纳，i—隔振器的级数，P_b—传递到基础上的功率流，P_in—系统输入的功率流，F₁—一级隔振的力，F₂—二级隔振的力，F_b—输入基础的力，v_b—输入基础的振动速度。

3.根据权利要求1所述的一种中央空调机房隔振系统设计方法，其特征在于所述的步骤(2)中的建立振声耦合声场有限元模型，应用ANSYS软件和VirtualLab Acoustics软件模拟各类设备所产生的振声耦合场有以下步骤：

(1)根据中央空调机房的结构特点，选用适合的有限元结构来代表机房的空间结构，输入机房空间的几何尺寸和密度、弹性模量、泊松比参量，对该有限元模型施加约束后即可生成机房空间的结构、模态和场点网格；

(2)将ANSYS生成的机房声学网格导入Virtual Lab软件中，考虑墙面、地面、顶棚的材料和结构特点做各种吸声、反射处理后，分别在强、弱耦合状态下计算出中心场点声压级随激振频率变化的云图；

(3)根据中心场点声压级云图确定噪声引起二次振动最为显著的激励频带，该频带就是机房内对振声声场能量贡献最主要的频带，然后分析其它设备对机房整体振声场的作用程度，由此确定机房内众多设备中需要隔振的对象和隔振的主要频带。