珠海安达空气净化工程技术有限公司  邵巧玲

【摘  要】本文着重以洁净手术室的净化空调系统为例，从空气动力学和噪声与振动控制技术的基本理论入手，系统地阐述了空气在手术室洁净空调系统输送过程中，噪声产生的机理和相应的控制措施等问题进行了分析、研究与探讨。            

【关键词】手术室  净化空调系统 噪声 微孔消声器

现代化洁净手术室的概念，不仅仅是由洁净的建筑环境与净化空调系统两部分所组成的洁净空间，还必须是一个低噪声、无振动的安静工作环境。随着物 质文化生活水平的提高，人们越来越追求安静、舒适、文明、温馨的工作与生活环境。尤其是医院的洁净手术室，连续不断空气噪声，严重干扰着高度紧张工作的医 护人员的情绪，严重影响着他们工作的状态、精力集中的程度等都有着较大的影响，同时也会造成病人情绪的波动和心情的烦躁，这些都会对手术的过程、乃至成功 率等造成不可忽视的影响。另外噪声也会干扰一些精密医疗设备和手术器械的正常使用。所以噪声控制在这些场合就显得尤为重要。

空调系统的噪声主要是由空气处理系统的噪声（噪声源）和空气在输送过程中流经风管各个环节时所产生的气流噪声和钢板振动所组成。由于手术室对空气洁净指标的要求都比较高，所以在医用净化空调机组的选用和系统设计时，都必须保证其足够大的送、回风量较高的风压等（如表 2-1 ），

于是洁净空气在传输过程中的风速就相当高，因此手术室净化空调系统的这两部分噪声都远远高于普通的净化空调系统。另外，在手术室内还必须配有足 够大的送风层流罩、回风百叶；为了保证足够的换气次数，还必须配有可联动的排风机组等等，这些都是增大净化空调系统气流噪声和手术室环境噪声的重要因素。 再者，为方便清洁、消毒，净化手术室的内壁都必须平整、光滑，但由此而产生的回音、混响、声音的叠加等也给这些房间的噪声控制带来了较大的困难。这也就给 净化空调系统的设计者、制造者和施工者提出了一个艰巨的课题——即在洁净气流进入手术室前就必须将系统的噪声控制在尽可能低的水平。

    为了探讨医院净化空调系统的消声问题，下面以我们为某医院设计,、安装的 II级手术室净化空调系统为例，从能量转换的角度加以说明（见图2-1）。为了更好地进行噪声控制，我们对该净化空调系统各个环节的空气噪声机理进行了分 析和研究，从而寻求更科学、有效的消声方法和途径。                 

净化空调系统中的主要噪声源是通风机。风机噪声主要是由叶片驱动空气产生的紊流所引起的宽频带气流噪声以及相应的旋转噪声所组成。其大小又与其叶片的形式、个数及其转速、系统风压等因素有关。

净化空气处理系统一般选用离心风机作为空气驱动设备，其噪声大小用声功率级Lw（dB）表示。系统风量、风压或风机功率不同时，其声功率级用下面两式估算：

        L_w=5+10lgQ+20lgP         （2-1）

L_w=67+10lgN+10lgP        （2-2）

由式（2-1）、（2-2）可知，风机的风量每增加1000m³/h，则其声功率级将增大0.5dB，风压每增大100Pa则其声功率级将增大1dB，风机的电机功率每提高一个功率级，其声功率级将增大1.2～1.4dB。

当转速不同（即变频器的调节频率不同）时，其声功率级可按下式换算：

          （L_w）₂=（L_w）₁+50lg      （2-3）

当风机叶轮直径不同时其声功率级可按下式换算：

（L_w）₂=（L_w）₁+20lg     （2-4）

     Q－风机出口风量（m³/h） （Q=9000m³/h）

P－风机出口风压（Pa）  （P=1020 Pa）

N－风机的电机功率（KW）

n₁、n_2—风机叶轮转速（rpm）  

D₁、D_2—风机叶轮直径（m m）

可见风机的声功率级（噪声）随其转速的变化值远比随叶轮直径的变化值大得多。

由表2-2可知，随着风机噪声频率的增高叶片后弯式离心风机噪声的负向修正值越大，即相应的噪声越小。

在查阅了大量的理论依据和实测对比之后，根据空间尺寸，本着叶轮直径尽量大、风机转速尽量低的原则，我们选定了新加坡Kruger（克鲁格）公 司生产的BDB450/C（CLI）型叶片后弯式离心风机。这样在保证风量不变的情况下最大限度地从源头上降低风机的噪声。风机在各倍频程的声学测试结果 见表2-3。

表2-3  装机后的测试结果（供应商提供）

风机规格 B  DB450/C	倍 频 带 中 心 频 率（Hz）
	声学项目	63	125	250	500	1K	2K	4K	8K	总噪声	单位
	LW（A）	61	73	80	80	79	78	73	67	90	db(A)
	LP（A）	54	66	73	73	71	71	66	60	79	db(A)

在净化空调系统中，经中效过滤后的洁净空气，再经风机增压后，除了被赋予了其足够的能量（流速和压力）以外，同时也作为载体把风机所产生的噪声 传递到了管道系统中，特别在高速、高压系统中，从空调机组送出的这股冷（热）气流流经风管、风阀、风口等环节时，因其流速、压力和流动方向的变化，将产生 沿程摩擦和局部涡流，于是它在风管中流动时就必须克服两种阻力，即气流与风管壁之间的摩擦阻力和流过障碍物时的局部阻力，这两部分阻力都会使气流的能量发 生转换，其中相当大的一部分则转换成了相应部位的紊流噪声和再生噪声。最后气流经过高效过滤器后再以层流的方式送入手术室的过程中，再次产生噪声。所以风 管系统的噪声也就包括了风管噪声、风阀噪声、风口噪声等几个部分的噪声。下面就从空气动力学的角度入手对气流在管道内流动时产生噪声的机理和原因，以及各 个环节的能量转换过程进行分析和研究。

根据柏努里方程空气在管道内流动时，不同断面间的能量守恒定律（见图2-1）

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

P_J1+  +Z₁ g= P_J2+  +Z₂ g+△P   （2-5）     

因从截面1（空调机组出风口）到截面2之间为水平直管段，故可近似为

（Z₂-Z₁）（p₁-p₂）≈0 则式（2-4）可简化为

P_J1+  = P_J2+ +△P   （2-6）

风管面积 S=0.8×05=0.4m²

P_{J1、2······n}—第n个截面上的局部气流的静压。（Pa）

Z_{1、2······N}—第n个截面上的局部阻力。（Pa）

、 、 ······—截面1、2、……n处的动压（Pa）

气流在同径直通风管中流动时所产生摩擦阻力是由降低空气的静压来克服的，用下式表示：

ΔP_m1= · ·L₁  （2-7）   

λ₁—直管1-2处的摩擦阻力系数；其大小与风管内空气流动的状态和管壁的粗糙度有关。

经推算在管1-2段当υ₁=11 m/s时λ=0.0161（在管4-5段当υ₂=9.5 m/s时λ=0.0136）。

 R_S= =0.0154（m）  （a,b—风管的边长；此处a=0.8m,b=0.5m）。

ρ—空气密度 （1.2㎏/m³）

—风管1-2段的气流速度（m/s）

R_s—水力半径；

气流在同径直通风管局部阻力用下式表示

Z₁=ξ₁· （Pa）   （2-8）   

ξ₁—局部阻力系数；此处ξ₁=1.05

气流在风管中流动是所产生的全压可表示为

P_q1=ΔP_m1-2+Z₁= ·L_1-2+ξ₁· = （ +ξ₁）

即  P_q1= （ ++ξ₁）  （2-9）

两边取对数得

Lg（P_q2）= Lg + Lg（  +ξ₁）

=2 Lg +Lgρ- Lg2+ Lgλ1-Lg（4R_s+ξ）

代入相关数字：

  Lg（P_q2）=2 Lgυ-2.236 

Lgυ₁= （LgP_q2+2.236）   （2-10）

而气流在风管中流动时所产生的噪声可用下式表示：

   L_W1=10+50Lgυ+10LgS  （2-11）

由式（2-10）可知，在风管面积一定时，气流在风管内的声功率级随气流的速度的变化而变化。

其中 L_W1—气流噪声的声功率级（dB）；

s—风管的截面积（0.4m²），代入（2-11）得

L_W1=10+50Lg -3.98  即

L_W1=6.021+50Lg  （2-12）

将（2-10）代入（2-12）得

L_W=61.92+25Lg（ΔP_m+Z）   （2-13）

由式（2-13）可知，气流在风管内的声功率级随其在流动过程中的摩擦阻力和局部阻力的增大而增大。

   2.3.2弯头处的阻力及噪声

按上述原理分析，气流在同径弯头时的局部总阻力为

  P_q3=（ -ξ₃）（ +ξ₂） （2-14）

代入相关数字，并两边取对数，得

Lg ₂= Lg（2.98 P_q3+0.57） （2-15）

而气流经弯头时的声功率级可用下式表示：

  L_W3=10+10Lg f+30LgD +50Lg ₂（2-16）

  f —倍频带中心频率，（H_z）。

D —弯头出口的当量直径，D = = =0.62（m），

将式（2-15）及相关数字代入式（2-16）得

L_W2=10Lg f+25Lg（2.98 P_q3+0.57）+3.67（2-17）

弯头处的声功率级与风速及截面总阻力之间的关系见表2-4

截面编号	风速m/s	总阻力 Pa	信频带中心频率（Hz）及其对应的声功率级dB
			63	125	250	500	1k	2k	4k	8k
3－3	12	92.59	82.71	86.68	88.69	91.7	94.71	97.72	100.73	103.74
7－7	5	16.02	63.76	66.74	69.75	72.76	75.77	78.78	81.79	84.80

可见，总阻力随风速的衰减幅度远大于同一倍频带声功率级的衰减幅度。

截面3-4之间为一个防火阀，4-5之间为一个对开式密封调节阀，根据阀的结构，计算并查得相关数据，代入、整理后得到其局部阻力的表达式分别为：

Z₄=0.6ξ₄ （Pa）（2-18）

Z₅=0.6ξ₅ （Pa）（2-19）

其局部阻力系数ξ_4、、ξ₅均与阀的叶片与风管轴线之间的角度α有关，在正常情况下，防火阀叶片与风管轴线按0⁰计算，则ξ₄=0.83，_、而对开式密封调节阀的ξ₄不仅与α有关，还取决于风阀的结构系数ε

ε=   

式中 n—对开式密封调节阀的叶片数，此处n=4，代入上式，得ε=0.769

而气流经风阀时所产生的噪声可用下式表示：

 L_W=10+10Lg S+30Lgξ+60Lg  

式中S_—风阀的截面积 0.4m² ，所以 

L_W=30Lgξ+60Lg +9.6   （2-20）

将式（2-18）、（2-19）两边分别取对数后代入式（2-20）得

L_W4=30Lg Z₄+16.2        （2-21）

分别取α=0⁰，10⁰，20⁰，其对应的Z₅、L_W5值见表2-5

表2-5  风阀的开度与其局部阻力及气流流经风阀时所产生的声功率级的关系

5-6为同径直管段，截面6-8为连续两个弯头，截面8-9也是直管段，其摩擦阻力和局部阻力、气流流经同径直管和弯头时所产生的噪声不再赘述。

由于出风口段为突然扩大管，气流速度由大变小，因而在截面9—9处动压也由大变小，根据能量守衡定律，动压的减小应转化为静压的提高——即静压复得现象，其压力平衡式为

P_q9=P_j9+P_d9= + =（1+ ）

即 P_d9=（1+ ） =  （式2-22）

式中 —出风口的局部阻力系数；

—包括动压损失在内的的出风口的局部阻力系数，即 =1+ 。

而气流经送、回风口所产生的声功率级可用下式表示：

L_W=10LgA+（aLg +b）（式2-22）

式中 A—风口的面积A=2.6×2.4=6.24 （m²）

—送风口的风速，0.45（m/s）

a，b—对各种风口实测所得的实验常数。

从上述的分析可知，气流流经直管、弯头和阀门处的摩擦阻力和局部阻力，也即气流的动能绝大部分都转换成了气流的噪声，并传递到了送风口，乃至手术室内。因此，净化空调系统消声的关键就是消耗和吸收这些部位的声能，从而达到降低噪声的目的。

3. 净化空调系统噪声的控制原理及措施

由于组合空调机组是放在手术室的顶层上面，所以机组的隔振处理就显得尤为重要。为了将风机乃至整个组合空调箱的振级控制到最小程度，以消除振源 （风机）本身的不平衡力对组合空调箱体的激励。必须从机组系统的各个环节都采取严格的控制措施。首先要求制造厂家在组装组合空调箱的时候在风机与底座之间 加橡胶隔振器，并将风机与橡胶隔振器在垂直方向的自振频率之比，控制在2.5～3之间；在安装组合空调箱的时候，又在基础上先加50mm厚的弹性隔振垫， 再加弹簧隔振器。在通风机和空调机组的进出口，都采用软管连接，通过隔振、减振等措施，达到从源头上控制噪声的目的。

通过对净化空调送风系统的噪声频率成分进行认真地分析和研究，结合经验数据及测试结果，不难看出，无论是从源头开始的风机噪声，还是整个系统的 噪声，其频率都是以中、低频率为主，另有一部分由转速和叶片数确定的高频噪声，虽然经传输过程而衰减，但也不容忽视。（见表2-3）由于系统的声能连续地 分布在宽阔的频率范围内，所以它没有显著的突出的频率成分。就其频谱特性而言，属于宽频带气流噪声。

在该系统的风管装好后、加消声器之前，我们对图2-1中各截面处的噪声进行了测量（是用声压级表示和测量的），其结果是：截面1（空调箱出口） 的声压级为85dB，截面6的声压级为73dB；截面8的声声压级为65dB，而II级（千级）手术室噪声（声压级）的允许值为52dB，故在风管内气流 进入手术室之前，除了系统的自然衰减以外，还必须从截面1至截面9将其噪声降低约33dB以上，由于手术室技术夹层无梁处的净高度仅1.3m，只能安装送 风道颈部以下的突扩管及层流静压箱，而系统所有的消声处理都必须在2m长的风管和三个弯头内完成。这就对消声器的设计和选用提出了更高的要求。

为了寻求更有效地噪声控制措施和方法，根据噪声产生的机理、系统噪声的频率特性，风管系统的结构及手术室对消声器材料的特殊要求等，我们对适用 于净化系统的薄板吸声、穿孔板吸声、微孔板吸声等几种消声器的消声性能及结构特点等进行了分析、比较，认为采用微孔板式消声器较为适宜。

众所周知，声音在空气中传播时，空气本身并不随声波一起传播出去，空气质点只在它的平衡位置附近，前后作纵向运动。根据这一特性我们自行设计了 图（4-1）所示的微穿孔板消声段和图（4-2）所示的微穿孔板消声弯头板消声弯头。而截面6—8处则采用了一个把X—Z两个坐标方向的风管连接起来的微 孔板消声箱。          

 

 

微穿孔板消声器的吸声原理来自于亥姆霍兹共振腔。即一个三面封闭、一面开有小孔的密封空腔。                        

微穿孔板消声器是在单位面积的金属板上穿以一定数量的微孔，这种吸声结构可以看成许多个单独的亥姆霍兹共振腔并联而成，在高流速、高风压的气流 场中，孔颈中的气体分子受声波的激发而产生振动时，内管上小孔孔颈中具有一定质量的空气柱，一定容积的空腔像空气弹簧一样可以充气放气，在声波的作用下近 似像活塞一样，沿微穿轴线方向作往返运动。它的固有频率 ，可从下式求出。

          （3-1）

式中  C——声速，m/s；

      V——共振器空腔体积，m³；

      G——传导率，m。

由于（4-1）可知，共振器空腔体积越大，固有频率 就越小。

传导率是一个具有长度量纲的物理参量，它的定义为颈孔的截面积与颈的有效长度之比，即

            （3-2）

式中  S₀——穿孔截面积，m²；

       t——穿孔板厚度，m；

       n——微孔个数：

       d——孔径，m。

当外界入射声波的频率和共振腔的固有频率相向时，这个系统就产生产了共振，此时振动辐值最大，孔径中的空气柱沿其轴线运动速度也最大，由于质量 的惯性作用，它对于沿风管轴向的声波起着抗拒和干扰其传播速度变化的作用，从而使一部分声能被吸收，或被消耗。另一方面由于空气柱自身的高速运动所产生的 磨擦和黏滞阻尼，使大量的声能转化为热能，从而使沿管道传播的噪声迅速衰减。由此可见，共振消声器在固有频率及其附近有最大的消声量。共振消声器对频率 的声波（纯音）的消声量一般用下式估算，即

              （3-3）

式中  S——气流通道的横截面积，m²；

      G——传导率，m；

      V——空腔体积，m³。

从式（4-3）可以归纳为这样的规律：

1.共振频率越接近固有频率 时，消声量最大，在偏离共振频率时，消声值显著下降。这就说明共振腔消声器具有良好的选择性，适用于消除某些带有峰值频率的噪声。

2.当共振频率和消声频率确定后，传导率和空腔容积越大，气流通道面积越小，则消声量就越大。

但是式（4-3）只是对纯音的消声量进行计算，在工程上通常需要计算的是某一倍频带的消声量。为了估算简单，可用倍频带距共振频率较远的那个截止频率的消声率来表示倍频带的消声量。当共振频率正是该倍频带的中心频率时，该倍频带的消声量为

则          （3-4）

设          

不同倍频带的K值及其与消声量的关系见表4-1 。

在设计微孔板吸声结构时，除了对系统的固有频率 及各频带的消声量进行试算外，同时还要考虑吸收频宽。由于共振腔消声器的选择性，所以单腔共振式消声器只能消除噪声中特别强烈的峰值频率部分。为了弥补单 腔共振式消声器的消声频率范围狭窄缺点，我们根据风管的实际通径及风管走向，将直管消声器、消声弯头及消声箱设计成如图4-1、4-2所示的双腔微孔板共 振式消声器系列，空腔结构及参数见表4-2。采用厚度为0.5mm的镀锌微孔钢板，制作成中间的双层隔板，使两层空腔的深度分别为：宽度方向为75mm， 高度方向为100mm，两个方向的深度比例均为1:1，由于微孔的孔径大大减少，声阻显著提高，从而达到拉宽频带消声的目的。同时利用空腔的深度来控制吸 收波峰的共振频率，腔越深，共振频率越低。在选择两层微孔板时，使接触气流通道的前面一层微穿孔板的穿孔率较后面一层略大。这样，一方面由于各个共振频率 互相错开，各个大小不等的消声量互相调剂，因而可以在较宽的频率范围内获得较大的消声量。为防止微穿孔板空腔内的声波沿管长度方向传播，每隔0.5m长度 加了一块同材质的横向档板。通过这一系列的消声措施，使这套微孔板消声器同时具有阻性消声器和共振消声器的双重特点，因而能够在较宽的频率范围内获得良好的吸声效果。

经过上述的消声处理后，在安装层流罩之前测得截面8处的噪声（声压级L_P）为56dB。为了使流经送风口时，其噪声的衰减最大，从截面8到高效过滤器之间，我们采取了“喇叭”式渐扩管结构，这样当气流流经扩管段时，有一部分声功率被反射了回去，从而增大扩管段的总面积，提高反射效果。

当气流从突扩段流经高效过滤器和不锈钢孔板散流罩进入手术室内时，声功率级又进行了一次衰减。其衰减量ΔL与风口的面积、过滤器的材质、密度， 风口射出（气流）声音的方向与测点（人耳）间的夹角θ、距离、风口处的风速等因素有关。另外还与建筑物内表面的吸声面积和吸声系数有关。因千级手术室的送 风为层流状态，且手术床和医护人员的活动范围基本上在层流罩的面积以内，故θ约为0°，根据上述因素和相关资料，查得ΔL约为8～12 dB。

当计算出从风口进入室内的声功率级L_W后，还应将其转换成室内人耳所接受到的声压级L_P（室内标准也是用声压级表示和测量的），其转换关系是L_W＝L_P＋ΔL，故室内声压级为：

L_P＝L_W-ΔL　　（dB）  (4-5)

根据送风口的通面积、层流特性等查得（aLgυ₁₁+b）=52dB，并和其它相关数据一起代入式（2-22）计算出送风口的声功率级为

L_W=10Lg（6.24×0.75）+（aLg +b）=6.7+52=58.7 dB 

取ΔL=10（dB）则

L_P＝L_W-ΔL=58.7-10=48.7（dB） 低于II级手术室的规定噪声值。

经过按照图5-1布点的测试结果见表5-1。从表5-1可知：

1.       风机电机变频器的频率处于38～42Hz之间（即额定负荷的54.%～60%、转速在950～1050 rpm）时，手术室的噪声最低，电机的工作状态也较佳。

2.       实测结果与式（4-5）的计算值基本吻合。

                                     图5-1  手术床周围噪声测量点

 

对于其它几间手术室我们也按上述原则进行了处理，均收到了良好的效果，说明上述的消声方案是科学的，措施是合理、有效的。

 净化空调系统的噪声振动问题是大多数空调系统普遍存在的问题之一，而手术室净化空调系统的噪声和振动更是必须严格控制和认真对待的，由于各种 不同场合对噪声和振动的原因多种多样，因此，应针对净化空调系统噪声和振动源、风管系统的组成结构等实际情况，依据相关的理论知识，对洁净气流在风管内传 输过程中的能量的转换机理进行分析、研究，找出系统噪声产生的原理及其频率特性，然后再对各种适用于净化空调系统的消声、降噪措施进行分析比较，从而确定 该空调系统的消声、降噪方案，并设计、制作出消声、降噪效果较佳而又较经济实用的消声设备，和最佳的使用工况，以达到预期的消声效果。

 

 1.《空气调节设计手册》，电子工业部第十设计院，中国电子工业出版社，1986

 2.《空气调节》，赵荣义 钱以明等著。中国电子工业出版社，1994

3.《洁净室设计手册》（日）早川一也，

4.《噪声与振动控制技术》赵良省 化学工业.出版社 2004

5.《简明空调设计手册》 赵荣义中国建筑工业出版社 1998