第13章　機械噪聲控制

13.1　噪聲源控制

根據產生噪聲的媒質不同，噪聲源可分為機械噪聲源（固體結構）及流體噪聲源（空氣、液體）兩大類；根據噪聲傳播媒質的不同，噪聲傳播途徑可分為流體聲傳遞及結構聲傳遞。

13.1.1　噪聲控制原則與方法

噪聲控制一般需從三個方面考慮：噪聲源的控制，傳播途徑的控制，接受者（點）的防護。

13.1.1.1　噪聲源的控制

直接對噪聲源進行處理以降低噪聲是噪聲控制的最有效方法，主要措施如下。

①合理選擇材料。例如，采用高分子材料等高阻尼材料代替一般金屬材料。

②改進機械設計。例如，用皮帶傳遞代替齒輪傳遞，優化噴嘴設計等。

③減小激振力。例如，減小或避免運動零部件的沖擊，減小不平衡慣性力，提高運動零部件間的接觸性能等。

④降低噪聲輻射部件對激振力的響應。例如，減小聲輻射面積，增加剛度和阻尼，以盡量避免共振等。

13.1.1.2　傳播途徑的控制

噪聲源傳播途徑的常見控制措施見表27-13-1。

13.1.1.3　噪聲接受者（點）的防護

控制噪聲的最后一環是接受者（點）的防護。在其他技術措施不能奏效時，個人防護是一種有效的噪聲控制方法。特別是在沖擊、風動工具等設備較多的高噪聲車間內，就必須采取個人防護措施，如耳塞、耳罩、防聲頭盔等。

13.1.2　機械噪聲源控制

機械噪聲是由固體振動產生的。在沖擊、摩擦、交變應力或磁性應力等作用下，引起機械設備的構件（桿、板、塊）及部件（軸承、齒輪）碰撞、摩擦、振動，而產生機械噪聲。表27-13-2給出了常見機械噪聲的聲源控制措施，表27-13-3給出了聲傳播途徑的常見控制措施。

13.1.3　空氣動力噪聲源控制

空氣動力噪聲是由于空氣的湍流、沖擊和脈動引起的，常見于空氣動力機械（風機、空壓機、鍋爐等）。隨著現代工業的發展，空氣動力機械越來越向大功率、高轉速的方向發展，空氣動力噪聲危害也日益嚴重。

空氣動力機械結構形式不同，空氣動力噪聲產生機理也不盡相同，所以，控制方法也各有不同。但是，從噪聲源控制這類噪聲時應遵循以下基本原則：①降低工作壓力；②降低壓降；③最小化流速；④優化噴嘴出口，減小流經噴嘴的速度變化；⑤降低葉片邊緣的速度；⑥避免流體中的障礙物；⑦改善流體流態。以離心風機為例，可采取增加風機葉片數目，增大轉子尺寸，采用擴壓器以減少吸氣邊的壓力損失，避免蝸舌間隙太小及吸氣邊上有障礙物和擾動，使吸氣邊上有低紊流度的良好流動等措施從噪聲源控制風機噪聲。

空氣動力性噪聲通常非常大，僅靠控制噪聲源，在保證工作性能的同時難以達到噪聲控制需求，這就需要從噪聲傳播途徑上控制噪聲。在空氣動力機械的輸氣管道中或進、排氣口上安裝合適的消聲器，是控制空氣動力性噪聲的主要技術措施，廣泛用于各種風機、內燃機、空氣壓縮機、燃氣輪機及其他高速氣流排放的噪聲控制中。

13.2　隔聲降噪

用材料、構件或結構來隔絕空氣中傳播的噪聲，從而獲得較安靜的環境稱為隔聲。上述材料（構件、結構）稱為隔聲材料（隔聲構件、隔聲結構）。構件的設置部位，可以在聲源附近、接受者周圍或在噪聲傳播的途徑上。例如，在工礦企業中常用隔聲罩將高噪聲源封閉起來，以防止噪聲擴散危害操作工人的健康和污染環境；在民用建筑中要求圍護結構如墻、樓板、門窗等具有一定的隔聲能力，目的是保證室內環境的安靜；在高速公路或軌道交通的兩側筑起隔聲屏障，以減少交通噪聲對環境的污染等。

13.2.1　隔聲性能的評價與測定

13.2.1.1　隔聲量

構件的隔聲能力用隔聲量R表示，其定義為入射到構件表面上的聲功率W₁與透過構件的透射聲功率W₂的分貝數之差，即

　　（27-13-1）

構件的隔聲性能是頻率的函數，通常可采用隔聲量隨頻率的變化曲線，即隔聲頻率特性曲線來表示構件的隔聲性能。但為了便于對構件之間的隔聲性能進行比較，也可采用單值評價指標來表示構件的隔聲量，如平均隔聲量，500Hz隔聲量R₅₀₀，計權隔聲量R_W等。

13.2.1.2　計權隔聲量R_W

計權隔聲量R_W是國際標準化機構ISO規定的單值評價指標。它是將已測得的構件隔聲頻率特性曲線與規定的參考曲線進行比較確定的，采用倍頻程或1/3倍頻程，頻率范圍為100～3150Hz。參考曲線特性如圖27-13-1所示，100～400Hz之間以每倍頻程增加9dB的斜率上升，400～1250Hz之間以每倍頻程增加3dB的斜率上升，1250～3150Hz之間是一段水平線。

確定計權隔聲量的步驟：首先將測得的隔聲構件各頻帶的隔聲量畫在橫坐標為頻率、縱坐標為隔聲量的坐標紙上，并連成隔聲頻率特性曲線。然后將評價計權隔聲量的參考曲線畫在具有相同坐標刻度的透明紙上，把透明的參考曲線圖放在隔聲頻率特性曲線圖的上面，對準兩圖的頻率坐標，并沿垂直方向上下移動，直至滿足以下兩個條件：

①隔聲頻率特性曲線各頻帶在參考曲線之下不利偏差的dB數總和不大于32dB（1/3倍頻程）或10dB（倍頻程）；

②隔聲頻率特性曲線任一頻帶的隔聲量在參考曲線之下不利偏差的最大值不超過8dB（1/3倍頻程）或5dB（倍頻程）。

當參考曲線移動到滿足上述條件的最高位置時，參考曲線上500Hz對應的隔聲量讀數（以整dB數為準）即為該構件的計權隔聲量R_W。

更加詳細的隔聲量性能評價可參閱GB/T 50121—2005 建筑隔聲評價標準。

13.2.1.3　空氣聲隔聲量的實驗室測定

在不同的場合或采用不同的測試方法，隔聲構件的隔聲效果不同。常用的隔聲測試標準如下：

GB/T 19889.3—2005/ISO 140-3：1995　聲學　建筑和建筑構件隔聲測量 第3部分：建筑構件空氣聲隔聲的實驗室測量

GB/T 19889.4—2005/ISO 140-4：1998　聲學　建筑和建筑構件隔聲測量 第4部分：房間之間空氣聲隔聲的現場測量

GB/T 19889.5—2006/ISO 140-5：1998　聲學　建筑和建筑構件隔聲測量 第5部分：外墻構件和外墻空氣聲隔聲的現場測量

GB/T 19889.6—2005/ISO 140-6：1998　聲學　建筑和建筑構件隔聲測量 第6部分：樓板撞擊聲隔聲的實驗室測量

GB/T 19889.7—2005/ISO 140-7：1998　聲學　建筑和建筑構件隔聲測量 第7部分：樓板撞擊聲隔聲的現場測量

GB/T 19889.10—2006/ISO 140-10：1991　聲學　建筑和建筑構件隔聲測量 第10部分：小建筑構件空氣聲隔聲的實驗室測量

其中，隔聲構件隔聲量的實驗室標準測量方法為混響室法，具體內容參見GB/T 19889.3—2005/ISO 140-3：1995　聲學　建筑和建筑構件隔聲測量 第3部分：建筑構件空氣聲隔聲的實驗室測量。

13.2.2　單層均質薄板的隔聲性能

13.2.2.1　隔聲頻率特性曲線

單層均質薄板的隔聲性能主要由板的面密度、板的剛度及材料的阻尼決定。均質薄板隔聲頻率特性曲線的理論結果如圖27-13-2所示。

（1） 剛度控制區

頻率很低時，板受剛度控制，隔聲量隨頻率升高而降低，斜率為-6dB/oct（倍頻程）。而且，剛度加倍，特性曲線向上方平移6dB，隔聲量增加6dB。頻率再升高，質量開始起作用，在剛度和質量共同的作用下，板將產生一系列共振，阻尼增加，共振響應降低，隔聲量增加。

（2） 質量控制區

隔聲量隨頻率升高而增加，斜率為6dB/oct。而且，質量加倍，特性曲線向上方平移6dB，滿足質量定律。

（3） 吻合效應控制區

薄板出現吻合效應，在臨界頻率（又稱吻合頻率）f_c處，產生隔聲低谷。吻合谷的深淺隨著板的阻尼不同而不同，阻尼高時谷較淺，反之則深。隔聲低谷之后頻率特性曲線將以10dB/oct的斜率上升。經過一段頻率后上升斜率又回復到6dB/oct，稱為質量定律延伸。

13.2.2.2　隔聲量計算

（1） 理論公式

根據質量定律，質量控制區隔聲量計算的理論公式如下。

聲波垂直入射時：

　　（27-13-2）

式中　m——板的面密度，kg/m²；

f——隔聲頻率。

聲波無規入射時（入射角0°～90°）。

　　（27-13-3）

聲波現場入射時（入射角0°～80°）：

　　（27-13-4）

（2） 經驗公式

板實際的隔聲量達不到理論值。大量實驗數據表明，在質量控制區，面密度增加一倍時，隔聲量增加5dB左右；頻率提高一倍頻程時，隔聲量增加4dB左右。通過長期經驗積累，總結出質量控制區隔聲量計算的兩個常用經驗公式：

（27-13-5）

　　（27-13-6）

100～3150Hz的平均隔聲量經驗公式為

　　（27-13-7）

圖27-13-3繪出了式（27-13-7）中的平均隔聲量經驗公式曲線和部分構件的隔聲量實測結果。

13.2.2.3　常用單層板結構隔聲量

13.2.3　雙層板結構的隔聲性能

均質單層板的隔聲性能基本上遵循質量定律，板的厚度（即面密度）增加一倍時隔聲量提高約5dB。但是，只靠增加厚度提高隔聲量并不十分顯著，且不經濟。實踐證明，中間夾有一定厚度空氣層的雙層結構，要比沒有空氣層的單層結構隔聲量大得多，例如半磚墻加10cm空氣層再加半磚墻的隔聲量，比一磚墻的隔聲量要高8～12dB左右。

13.2.3.1　隔聲頻率特性曲線

雙層板結構的隔聲頻率特性曲線如圖27-13-4所示。單雙層板的構造形式“板-空氣-板”正如一個“質量-彈簧-質量”彈性系統，當外界聲波的頻率與彈性系統的固有頻率相一致時，雙層板就會產生共振，此時，聲能很容易透過雙層板，隔聲頻率特性曲線在頻率f₀處形成一個低谷，f₀稱為第一共振頻率。當入射頻率遠低于f₀時，隔聲曲線為6dB/oct的上升斜率，空氣層不起作用，隔聲值僅相當于兩層板面密度和（m₁+m₂）的質量定律隔聲量。當時，隔聲曲線將以18dB/oct的斜率急劇上升；頻率再升高，兩板將產生一系列駐波共振和f₀的諧波共振，使隔聲曲線趨勢轉為平緩，并會出現臨界頻率f_c，在f_c處又是一個隔聲低谷。圖27-13-4中陰影區域就是表示雙層板結構隔聲性能優于同質量單層板的部分。

13.2.3.2　隔聲量計算的經驗公式

雙層板在某個頻率下的隔聲量的經驗公式為：

　　（27-13-8）

平均隔聲量的經驗公式為：

　　（27-13-9）

式中　ΔR——空氣層附加隔聲量，dB，可由圖27-13-5查得。

圖27-13-5中的關系曲線是在實驗室中通過大量實驗得出的，對于不同面密度材料的雙層構造，其ΔR值不完全相同。在空氣層厚度較小時相差不大，反之相差就大些；面密度大的雙層構造其ΔR要高一些。在實際使用時，重些的雙層構造的ΔR可選用曲線1，輕的雙層構造可取曲線3。

常用中空雙層板結構的隔聲量見表27-13-5。

13.2.4　輕型組合結構的隔聲性能

13.2.4.1　各類輕型組合結構的隔聲特性

13.2.4.2　輕型構造中的聲橋和提高輕型構造隔聲量的方法

在輕型構造的兩層板間若有剛性連接物（如龍骨等）時，輕型構造的隔聲性能將會下降。這些剛性連接物稱為“聲橋”，聲橋的剛性愈大，隔聲量下降也就愈多。雖然聲橋會降低隔聲量，但是，為了保證輕型構造的強度，龍骨是不可避免的。為了提高輕型結構隔聲量，可采取以下措施：

①龍骨的厚度應大于7cm，兩龍骨之間的距離不應小于60cm；

②以輕鋼龍骨代替木龍骨約能提高4dB的隔聲量。在龍骨與板之間加彈性材料，可減少聲橋效應，對輕鋼龍骨可提高6～9dB隔聲量。

③雙層輕板外加一層板，可提高隔聲量5～6dB，但再加一層板只能再增加2～4dB。

④在空氣層內填放多孔性吸聲材料，如礦棉、玻璃纖維之類，對輕鋼龍骨雙層板可提高5dB，對木龍骨可提高8dB，此時再增加面板的層數，隔聲量提高較小。

⑤避免共振，為此，保證入射聲頻率大于

以上措施的效果不能簡單疊加，在設計高隔聲量雙層構造時要全面適當地考慮構造形式。

13.2.5　隔聲罩

隔聲罩是用隔聲構件將噪聲源罩在一個較小的空間，隔斷噪聲傳播途徑，降低噪聲干擾的一類隔聲設備。

13.2.5.1　隔聲罩和半隔聲罩的常用形式（見圖27-13-6）

13.2.5.2　隔聲罩隔聲效果計算公式（見表27-13-7）

13.2.5.3　隔聲罩設計步驟

①了解或測量噪聲源的聲級和頻譜；

②根據①和環境安靜要求的指標值，確定聲源的衰減量和各頻段（1/3或倍頻程）的隔聲量；

③利用表27-13-7挑選合適的隔聲材料。

13.2.5.4　隔聲罩設計注意事項

①罩的內壁面與機器設備應留有較大空間，通常應留設備所占空間的1/3以上，內壁面與設備間的距離不小于10cm。

②隔聲罩內應有良好的吸聲處理。

③隔聲罩和聲源設備不得有任何剛性連接，并且兩者的基礎必須有一個作隔振處理。

④在使用金屬薄板制作隔聲罩時，金屬板上應涂覆一定厚度的阻尼材料。

⑤注意防止縫隙孔洞漏聲，作好結構上節點的連接。

⑥對于一些有動力、熱源的設備，隔聲必須考慮通風散熱的問題。

13.2.6　隔聲屏

隔聲屏障是采用吸聲材料和隔聲材料制造出特殊結構，設置在噪聲源與接受點之間，阻止噪聲直接傳播到接受點的降噪設施。隔聲屏障主要用于交通噪聲的治理，例如高速公路、輕軌、鐵路等。

13.2.6.1　隔聲屏類型

隔聲屏類型繁多，在降噪效果、造價、景觀方面各有特點。隔聲屏類型如表27-13-8所示。

13.2.6.2　隔聲屏降噪效果

隔聲屏的降噪效果用插入損失描述，普遍在5～12dB之間。各種結構形式隔聲屏的降噪效果對比見表27-13-9。

13.3　吸聲降噪

13.3.1　吸聲材料和吸聲結構

吸聲材料（結構）種類很多，按其材料狀況可分為以下幾類。

按其吸聲特性，可分為表27-13-10所示基本類型。

13.3.2　吸聲性能的評價與測定

13.3.2.1　吸聲性能的評價

吸聲材料的吸聲能力，可采用吸聲系數α表示，定義為：當聲波入射到材料表面時，入射聲能減去反射聲能后與入射聲能的比值。材料吸聲系數在不同頻率處是不同的，為了完整地表示材料的吸聲性能，常常繪出α關于頻率的函數曲線，一般工程要給出125Hz、250Hz、500Hz、1000Hz、2000Hz、4000Hz的吸聲系數。材料吸聲系數的大小還與聲波入射角度有關，因此在吸聲系數的測量中有垂直入射吸聲系數、無規入射吸聲系數的區別。除此以外，還存在平均吸聲系數、降噪系數等單值評價指標。

①無規吸聲系數　表示聲波從各個方向以相同的概率無規入射時測定的吸聲系數，其測量條件較接近于材料的實際使用條件，故常作為工程設計的依據，測量需在混響室中進行。

②垂直吸聲系數　當聲波垂直入射到材料表面時測定的吸聲系數，其數值低于無規吸聲系數，通常用于材料吸聲性能的研究分析、比較，測量需在駐波管中進行。

③平均吸聲系數　材料不同頻率吸聲系數的算術平均值，所考慮的頻率應予說明。

④降噪系數（NRC）　在250Hz、500Hz、1000Hz和2000Hz處吸聲系數的算術平均值，算到小數點后兩位，末位取0或5，吸聲系數測量方法應予說明。

13.3.2.2　吸聲系數的測量

材料吸聲性能的測量有兩種方法：混響室法及駐波管法。混響室法可測量聲波無規入射時的吸聲系數。該方法所需試件面積大，測量結果可在聲學設計工程中應用。駐波管法可測量聲波法向入射時的吸聲系數。該方法所需試件面積小，但測量結果只能用于不同材料和同種材料不同情況下吸聲性能的比較，不能在聲學設計工程中直接使用。具體測量過程參見GB/T 20247—2006《聲學　混響室法吸聲測量》、GB/T 18696.1—2004《阻抗管中吸聲系數和聲阻抗的測量　第1部分：駐波比法》及GB/T 18696.2—2004《阻抗管中吸聲系數和聲阻抗的測量　第2部分：傳遞函數法》。

常用建筑材料吸聲系數（混響室）如表27-13-11所示。

13.3.3　多孔吸聲材料

13.3.3.1　多孔吸聲材料的基本類型

13.3.3.2　多孔吸聲材料的吸聲性能

13.3.4　共振吸聲結構

多孔吸聲材料對低頻聲吸聲性能比較差，因此，往往采用共振吸聲原理來解決低頻聲的吸收。由于它的裝飾性強，并有足夠的強度，聲學性能易于控制，故在建筑物中得到廣泛的應用。

13.3.4.1　穿孔板共振吸聲結構

在各種薄板上穿孔并在板后設置空氣層，必要時在空腔中加襯多孔吸聲材料，可以組成穿孔板共振吸聲結構。一般硬質纖維板、膠合板、石膏板、纖維水泥板以及鋼板、鋁板均可作為穿孔板結構的面板材料。穿孔板共振吸聲性能的影響因素如表27-13-14所示。

要使共振吸聲結構在較寬的頻率范圍內有良好的吸聲性能，可由兩層或多層穿孔板組合成多層穿孔板吸聲結構。

13.3.4.2　微穿孔板共振吸聲結構

普通穿孔板在使用中最大問題是聲阻過小，背后不填多孔材料時吸聲頻段較窄，為了加寬吸聲頻段，用板厚、孔徑均在1mm以下、穿孔率為1%～5%的薄金屬板與背后空氣層組成共振吸聲結構。由于穿孔細而密，因而比穿孔板的聲阻大得多，而聲質量小得多，不用另加多孔材料就可以成為良好的吸聲結構，這種穿孔板稱為微穿孔板。微穿孔板適合于高速氣流、高溫或潮濕等特殊環境。同樣地，為達到吸收不同頻率聲音的要求，常做成雙層或多層的組合結構。

常用穿孔板及微穿孔板吸聲結構的吸聲系數如表27-13-15和表27-13-16所示。

13.3.5　吸聲降噪量計算

吸聲降噪是對室內頂棚、墻面等部位進行吸聲處理，增加室內的吸聲量，以降低室內噪聲級的方法。

13.3.5.1　吸聲降噪適用條件分析

①如果室內已有可觀的吸聲量，混響聲不明顯，則吸聲降噪效果不大；

②當室內均布多個噪聲源時，直達聲處處起主要作用，此時吸聲降噪效果差；

③當室內噪聲源很少時，遠場范圍內的吸聲降噪效果比近場范圍有顯著提高；

④當要求降噪的位置離噪聲源很近，直達聲占主要地位，吸聲降噪的效果也不大，只能采取隔聲降噪的方法；

⑤由于吸聲降噪的作用主要在于降低混響聲而不能降低直達聲，因此，吸聲處理只能將室內噪聲級降至直達聲的水平；

⑥吸聲降噪量一般為3～8dB，在混響聲十分顯著的場所可達10dB左右。當要求更高的降噪量時，需結合隔聲等其他綜合措施。

13.3.5.2　單聲源時的室內吸聲降噪量計算

吸聲處理的改變量是房間常數R

　　（27-13-10）

式中　S——室內總表面積，m²；

——室內平均吸聲系數。

設處理前后的房間常數為R₁、R₂（相應的平均吸聲系數為、），則吸聲處理前后距聲源r（m）處的噪聲降低量為：

　　（27-13-11）

式中　Q——聲源指向性因素，聲源位于房間中央時為1，地面（或側墻、平頂）中心為2，棱線（如地面和墻交線）為4，房間角隅附近為8。

13.3.5.3　多聲源時的室內吸聲降噪量計算

　　（27-13-12）

13.3.5.4　吸聲降噪設計程序

①確定待處理房間的噪聲級和噪聲頻譜，可由測定或有關資料得出；

②按有關標準，確定室內的降噪量和噪聲頻譜；

③通過測量室內混響時間得出房間處理前的室內平均吸聲系數及房間常數R₁；

④根據聲源在室內的相對位置確定Q，再由式（27-13-11）或式（27-13-12）確定R₂及；

⑤根據噪聲頻譜及值，選擇適當的吸聲材料或結構，在室內可能進行處理部位進行處理，以達到預期的降噪要求；

⑥上述程序可按1/3倍頻程中心頻率列表逐項進行計算。

13.4　消聲器

在噪聲控制技術中，消聲器是應用最多最廣的降噪設備。消聲器在工程實際中已被廣泛應用于鼓風機、通風機、羅茨風機、軸流風機、空壓機等各類空氣動力設備的進排氣消聲；空調機房、鍋爐房、冷凍機房、發電機房等建筑設備機房的進出風口消聲；通風與空調系統的送回風管道消聲；冶金、石化、電力等工業部門的各類高壓高溫及高速排氣放空消聲；各類柴油發電機、飛機、輪船、汽車以及摩托車等各類發動機的排氣消聲等。

13.4.1　消聲器的類型與性能評價

13.4.1.1　消聲器的類型

隨著消聲器的研究與應用技術的不斷發展，消聲器的種類也日趨繁多，其原理、形式、規格、材料、性能及用途等各不相同，常見的各種不同消聲器基本上均屬于阻性、抗性、阻抗復合式、排氣放空式及電子式5種類型，如表27-13-17所示。

13.4.1.2　消聲器的性能評價

消聲器性能的評價指標包括聲學性能、空氣動力性能及氣流再生噪聲特性等3個主要方面，現分述如下。

（1） 聲學性能的評價

消聲器聲學性能的優劣通常用消聲量的大小及消聲頻譜特性表示，主要包括A計權聲級消聲量，倍頻帶或1/3倍頻帶消聲量。根據測試方法的不同，消聲器聲學性能的評價指標可分為傳聲損失、插入損失、末端聲壓級差及聲衰減量等幾種。

①傳聲損失（L_TL）。入射于消聲器的聲功率級和透過消聲器的聲功率級的差值，即：

　　（27-13-13）

式中 W₁、W₂——消聲器入口與出口端的聲功率，W；

、 ——消聲器入口與出口端的聲功率級，dB。

通常所稱的消聲量一般均指傳聲損失。

②插入損失（L_IL）。裝消聲器前與裝消聲器后，在某給定點（包括管道內或管口外）測得的平均聲壓級之差，即：

　　（27-13-14）

（2） 空氣動力性能的評價

空氣動力性能是評價消聲器性能的重要指標，也是消聲器設計中應予以考慮的重要因素。如果一個消聲量很高的消聲器安裝在管道系統中后，由于空氣動力性能差，阻力很大，使通風、排風或空調系統不能正常運行，則此消聲器就不能使用。消聲器的空氣動力性能通常采用壓力損失或阻力系數評價。

①壓力損失（Δp）。消聲器的壓力損失為氣流通過消聲器前后所產生的壓力降低量，也就是消聲器前與消聲器后氣流管道內的平均全壓之差值。

　　（27-13-15）

消聲器的壓力損失大小，同消聲器的結構形式和通過消聲器的氣流速度有關，因此，在用壓力損失表征消聲器的空氣動力性能時，必須同時標明通過消聲器的氣流速度。

②阻力系數（ξ）

　　（27-13-16）

式中　p_v——動壓值，Pa。

阻力系數能比較全面地反映消聲器的空氣動力特性。根據阻力系數就可方便地求得不同流速條件下的壓力損失值。

（3） 氣流再生噪聲特性的評價

消聲器的氣流再生噪聲是氣流以一定速度通過消聲器時所產生的湍流噪聲（以中高頻為主）以及氣流激發消聲器的結構振動所產生的噪聲（以低頻為主）。結構形式愈復雜，氣流通道的彎折愈多，氣流再生噪聲愈高。氣流再生噪聲A聲功率級的經驗公式為：

（27-13-17）

式中　a——與消聲器結構形式有關，如管式消聲器a=-5～-10dB（A），片式消聲器a=-5～5dB（A），阻抗復合式消聲器a=5～15dB（A），折板式消聲器a=15～20dB（A）；

v——消聲器內氣流平均速度，m/s；

S——消聲器內氣流通道總面積，m²。

13.4.2　阻性消聲器

13.4.2.1　常見形式

阻性消聲器利用氣流管道內不同結構形式的多孔吸聲材料（常稱阻性材料）吸收聲能，降低噪聲。阻性消聲器是各類消聲器中形式最多、應用最廣的一種消聲器，特別是在風機類設備中應用最多。阻性消聲器具有較寬的消聲頻率范圍，在中、高頻段消聲效果尤為顯著。常見結構形式如圖27-13-8所示。

13.4.2.2　直管式消聲器的消聲量

　　（27-13-18）

式中　?（α₀）——消聲系數，與材料吸聲系數α₀有關，表示為

　　（27-13-19）

P——消聲器通道截面周長，m；

S——消聲器通道截面積，m²；

l——消聲器的有效長度，m；

當直管式阻性消聲器通道截面積較大時，高頻聲波將直接通過消聲器，而很少與管道內壁吸聲層接觸，降低了消聲效果，稱為“上限失效頻率”，經驗公式如下：

　　（27-13-20）

式中　D——消聲器通道截面的等效直徑，m，當截面為矩形時，，a、b為邊長；

c₀——聲速，m/s。

當氣流速度不為0時，消聲量計算式為

　　（27-13-21）

式中　M——馬赫數。

當聲波的傳播方向與氣流相反時，消聲量增大，反之減小。此外，氣流通過消聲器時，還將產生氣流再生噪聲，其大小隨氣流速度的6次方規律變化。氣流再生噪聲會進一步降低消聲量。

13.4.2.3　其他消聲器的消聲量

片形、蜂窩形消聲器的計算與直管形相同，但只需計算一個通道，即代表了整個消聲器的消聲特性。折板形與聲流形消聲器實際上是片形的改進，使阻損減小，避免了“高頻失效”，并由于聲波在消聲器內的反射次數增加，而提高了消聲效果。

13.4.3　抗性消聲器

抗性消聲器通過管道內聲學的突變處將部分聲波反射回聲源方向，以達到消聲目的，主要適用于低、中頻段的噪聲。抗性消聲器的最大優點是不需使用多孔吸聲材料，因此在高溫、潮濕、流速較大、潔凈要求較高時均比阻性消聲器有明顯的優勢。抗性消聲器已被廣泛地應用于各類空壓機、柴油機、汽車及摩托車發動機、變電站、空調系統等許多設備產品的噪聲控制中。

13.4.3.1　擴張式（膨脹式）消聲器

通常擴張式消聲器是由擴張室及連接管串聯組合而成，圖27-13-9為幾種擴張式消聲器示意圖。

（1） 單節擴張式消聲器

圖27-13-9（a）為典型的單節擴張式消聲器， S₀為原管道截面積，S₁為擴張室截面積，m= S₁/S₀稱為膨脹比。膨脹比m值決定了最大消聲量；管長l決定消聲頻率特性。消聲量計算公式為

（27-13-22）

式中　k——聲波波數。

圖27-13-10為單節擴張式消聲器的消聲頻率特性。

上限失效頻率

　　（27-13-23）

式中　D——擴張室截面特征尺寸（m），圓管為直徑，方管為邊長，矩形管取截面積的平方根。

下限失效頻率

　　（27-13-24）

式中　V，l——擴張室的體積（m³）和長度（m）。

（2） 復雜擴張式消聲器

單節擴張式消聲器有許多通過頻率（消聲量為0）的缺點。消除通過頻率，改善消聲效果的途徑有：采用多段擴張室（通常不超過3段）；采用內接管并調整內接管長度至適當位置（通常取為擴張室長度l的1/2或1/4）；采用穿孔管導流，即將內接管之間用穿孔管連接，穿孔率一般為30%。膨脹比m值決定了擴張式消聲器的最大消聲量，插入管的形式及長度將影響頻率特性。見表27-13-18。

13.4.3.2　共振式消聲器

如圖27-13-11所示，共振式消聲器是由一段開有一定數量小孔的管道同管外一個密閉的空腔連通而構成一個共振系統。在共振頻率附近，管道連通處的聲阻抗很低，當聲波沿管道傳播到此處時，因為阻抗不匹配，使大部分聲能反射回去，此外，由于共振系統的摩擦阻尼作用，部分聲能轉化為熱能被吸收，因此，達到了共振消聲的效果。

共振式消聲器的消聲特性為頻率選擇性較強，即僅在某一較窄的頻率范圍內具有較好的消聲效果，因此，它也同擴張式消聲器一樣，更多地用于同阻性消聲器組合構成阻共復合式消聲器。

設計共振式消聲器首先必須根據所要降低噪聲源的峰值頻率來確定共振消聲器的共振頻率，然后再設計并確定共振吸聲結構。共振頻率可由下式計算

　　（27-13-25）

　　（27-13-26）

式中　G——傳導率，m；

n——小孔數量；

t₀——穿孔板厚度，m；

t——穿孔板有效板厚，m，t=t₀+0.8d；

V——共振腔內體積，m³。

P——內管穿孔率；

D——共振腔深度，m。

單節共振性消聲器的消聲量可由下式計算

　　（27-13-27）

　　（27-13-28）

式中　f——需求消聲量的頻率，Hz；

S——共振消聲器的通道截面積，m²；

R_a——聲阻，Pa·s/m³。

圖27-13-12中給出共振消聲器消聲量頻率特性曲線。

13.4.3.3　微穿孔板消聲器

微穿孔板消聲器是由孔徑小于1mm的微穿孔板和孔板背后的空腔組成，利用自身孔板的聲阻，代替了阻性消聲器穿孔護面板后的多孔吸聲材料，使消聲器結構簡化。微穿孔板消聲器消聲頻帶較寬，氣流阻力較小，不需用多孔吸聲材料，具有適用風速較高、抗潮濕、耐高溫、不起塵等許多優點，而且可設計成管式、片式、聲流式、小室式等多種不同形式，因此在空調系統等很多降噪工程中得到了廣泛應用。微穿孔板消聲器的結構特征為微孔（?0.2～1mm）、薄板（0.5～1mm）、低穿孔率（0.5%～3%）和一定的空腔深度（5～20cm）。

13.4.4　復合式消聲器

阻性消聲器雖有優良的中高頻消聲性能，但低頻消聲性能卻較差，而擴張式及共振式消聲器則正好相反，將阻性及抗性等不同消聲原理組合設計構成的消聲器可在較寬的頻率范圍內具有較高的消聲效果。這種消聲器稱為復合式消聲器，如阻抗復合式，阻、共振復合式等，如圖27-13-13所示，廣泛應用于通風空調系統消聲或其他很多空氣動力設備的消聲。

13.4.5　噴注消聲器

排氣放空噪聲是工業生產中的重要噪聲源，它具有噪聲強度大、頻譜寬、污染危害范圍大以及高溫及高速氣流排放等特點。噴注消聲器是專門用于降低并控制排氣放空噪聲的一類消聲器，可用于降低化工、石油、冶金、電力等工業部門的高壓、高溫及高速排氣放空所產生的高強度噪聲。噴注消聲器主要包括節流減壓型、小孔噴注型、節流減壓加小孔噴注復合型及多孔材料耗散型等。

13.4.5.1　節流減壓型排氣消聲器

節流減壓型排氣消聲器利用多層節流穿孔板或穿孔管，分層擴散減壓，即將排出氣體的總壓通過多層節流孔板逐級減壓，而流速也相應逐層降低，使原來的排氣口的壓力突變成為通過排氣消聲器的漸變排放，從而達到降低排氣放空噪聲的目的。節流減壓排氣消聲器主要適用于高溫高壓排氣放空噪聲，其消聲量一般可達15～20dB（A），若需更高的消聲量，則應在節流減壓消聲后再加后續阻性消聲器，或將阻性消聲結合在節流減壓消聲器內部，形成一種節流減壓與阻性復合消聲器。圖27-13-14給出了幾種節流減壓排氣消聲器示意圖。

在節流減壓裝置的設計中，首先要根據排氣壓力的大小來合理確定節流減壓的級數，并使各級節流孔板后的壓力與孔板前的壓力之比等于臨界壓比，通過節流孔板的排氣流速為臨界流速。

（1）節流級數

　　（27-13-29）

式中　N——節流減壓級數；

P_s——排入節流減壓裝置的排氣壓力，kgf/cm²；

P_m——通過節流減壓裝置后的壓力，kgf/cm²；

ε₀——臨界壓比，，如空氣、氧氣、氨氣為0.528，過熱蒸汽為0.546，飽和蒸汽為0.577。

（2）節流開孔面積

　　（27-13-30）

式中　S_i——各級節流開孔面積，cm²；

k——氣體性質系數，空氣、氧氣、氨氣為13，過熱蒸汽為13.4，飽和蒸汽為14；

μ——流量系數，一般可取1.15～1.2；

G——排氣量，t/h；

V_i——各級節流前的氣體質量體積，m³/kg，；

P_i——各級節流前的氣體絕對壓力，kgf/cm²；

T_i——各級節流前的熱力學溫度，K；

R——普適氣體常數，R=0.082；

M——氣體相對分子量，g/mol，如蒸汽為18g/mol。

當高溫、高壓、高速氣流通過節流減壓裝置后，消聲量可由下式計算：

　　　（27-13-31）

式中　ΔL_A——A聲級消聲量，dB（A）；

k'——經驗修正系數，k'=0.9±0.2，隨壓力高低而定。

13.4.5.2　小孔噴注型排氣消聲器

小孔噴注型排氣消聲器是一種直徑同原排氣口相等而末端封閉的消聲管，其管壁上開有很多的排氣小孔（孔徑1mm左右），小孔的總面積一般應大于原排氣管口面積，小孔的直徑愈小，降低排氣噪聲的效果也愈好。降低噪聲的原理是基于小孔噴注噪聲頻譜的改變，即當通過小孔的氣流速度足夠高時，小孔能將排氣噪聲的頻譜移向高頻，使噪聲頻譜的可聽聲降低，降低環境干擾。小孔噴注排氣消聲器主要適用于降低排氣壓力較低（5～10kg/cm²）而流速甚高的排氣放空噪聲，如壓縮空氣的排放、鍋爐蒸汽的排空等；消聲量一般可達20dB左右，且具有體積小、重量輕、結構簡單等優點。

小孔噴注的消聲效果可由下式計算

　　（27-13-32）

式中　x_A——A聲級噴注噪聲的相對斯特勞哈爾數（指節流減壓后）；阻塞噴注時，x_A=0.165d；亞音速噴注時，；

d——小孔直徑，mm；

D——小孔直徑，m，即D=d/1000；

f_A——8000Hz倍頻帶的上限頻率，Hz；

c₀——環境大氣聲速，m/s；

c——排放氣體聲速，m/s；

v——經過節流減壓后，進入小孔噴注級的蒸汽速度，m/s。

13.4.5.3　節流減壓加小孔噴注復合型排氣消聲器

節流減壓加小孔噴注復合排氣消聲器綜合了節流減壓和小孔噴注各自的特點，能適用于各種壓力條件排氣放空消聲，消聲量也較高。一般為先節流，后小孔，節流孔板的層數少則一至二級，多則三至四級，需根據實際排氣壓力而定，而后需的小孔噴注一般為一級。

當裝設節流減壓加小孔噴注復合消聲器后，在距消聲器噴口垂直方向r（m）處的排氣噪聲級可由下式計算：

　　［dB（A）］　（27-13-33）

式中　M₀——空氣相對分子質量，g/mol，M₀=28.8，假定小孔噴注外部的排放空間是空氣介質的自由空間，如果是其他介質，只要代以相應的相對分子質量即可；

M——排放氣體的相對分子質量，g/mol，如蒸汽M=18g/mol；

S₁——第一級節流孔板的通流面積，mm²；

P₁——排入消聲器的排氣絕對壓力，kgf/cm²；

P_m——節流減壓后，小孔噴注級前的排氣壓力，kgf/cm²；

P₀——環境大氣壓力，kgf/cm²。

13.4.5.4　多孔材料耗散型排氣消聲器

如圖27-13-15所示，多孔材料耗散型排氣消聲器利用多孔陶瓷、燒結金屬、粉末冶金、燒結塑料及多層金屬絲網等具有的大量微小孔隙，當氣流通過時被濾成無數股小氣流，使排氣壓力大為降低。同時，多孔材料本身也起到一定的吸聲作用。多孔材料耗散排氣消聲器一般僅在低壓高速、小流量的排氣條件下應用，消聲效果可達20～40dB（A）。

13.5　有源降噪

13.5.1　有源降噪名詞術語

有源噪聲控制（active noise control）是利用兩列聲波的疊加產生相消性干涉來消除噪聲。有源降噪的名詞術語規定如下：

①初級聲源（primary sound source）　指需要抵消的噪聲源。初級聲源發出的聲波成為初級噪聲。

②次級聲源（secondary sound source）　指為了控制噪聲而人為加入的聲源。

③初級聲場（primary sound field）　初級聲源產生的聲場。

④次級聲場（secondary sound field）　次級聲源產生的聲場。

⑤初級傳感器（primary sensor）　為拾取初級噪聲而設置的傳感器。

⑥誤差傳感器（error sensor）或監測傳感器（monitoring sensor）　為監視降噪效果而設置的傳感器。

⑦初級通道（primary path）　指初級聲源到誤差傳感器的聲傳播通道。

⑧次級通道（secondary path）　指次級聲源到誤差傳感器的聲傳播通道。

⑨自適應有源噪聲控制（adaptive active noise control，AANC）　采用自適應方式完成次級聲源控制的有源降噪。

⑩降噪空間　采用有源降噪技術后，噪聲聲壓級比原噪聲聲壓級降低的幾何空間。

降噪頻帶　在某一測量點，有降噪效果的噪聲頻帶。

降噪量（attenuation level，AL）　空間某一點有源降噪前后聲壓級或聲功率級之差，是空間位置的函數。

13.5.2　自適應有源降噪應用實例

自適應有源降噪利用傳感器、揚聲器等電子設備及自適應控制技術，人為地制造1個或多個次級聲源，模擬與原噪聲源（初級聲源）幅值相同而相位相反的聲源，在一定的空間區域內使兩個聲波產生干涉而抵消，以達到降低噪聲的目的（如圖27-13-16所示）。其適用的聲場環境為：①適用于自由聲場和低模態密度的封閉聲場，這類聲場有利于次級聲源的布放，獲得較大的降噪量；②適用于初級噪聲源為集中式聲源，而噪聲為單頻或窄帶噪聲的場合。自適應有源降噪在管道、車廂內部、艦船艙室內部及飛機艙室噪聲控制等領域得到一定的應用。

如圖27-13-17所示，采用自適應有源降噪技術控制重型載貨汽車（載重量1t，四缸柴油機驅動）的排氣噪聲。一個單通道自適應有源降噪系統與一個復合式消聲器串聯使用，前者安裝在排氣管尾部，后者安裝在排氣管的發動機一側。作為次級聲源的揚聲器（直徑152mm，功率40W）裝在封閉聲腔內，工作頻率設定為40～1000Hz，由輸出功率為400W的功率放大器驅動。聲腔幾何尺寸為0.17m×0.46m×0.17m，內壁為0.1m厚的膠合板，外壁為鋼板。誤差傳感器為商用電容傳感器，直徑為12.7mm，位于管道出口。該傳感器帶有風罩，用于保護傳聲器在高溫下長期工作。整個有源消聲系統的尺寸為0.6m×0.17m×0.26m。另外，無源消聲器的入口和出口管直徑為50mm，最大直徑0.2m，長度為0.5m，消聲頻段為300～1500Hz。噪聲控制頻率設定為500Hz以下，恰好在管道截止頻率下，因此，初級噪聲可視為平面波。控制系統硬件為TMS320C31數字信號處理板，控制器為FIR濾波器，采用濾波—X LMS算法。試驗表明該電子消聲器啟動后能增加2～10dB的降噪量，基本可消除排氣噪聲的二次和四次諧波。