武汉理工大学：噪声控制技术：ZAOSH.DOC

噪声控制技术 教案 魏明宝 绪论 噪声定义：人们不需要的声音。它包括杂乱无章的和影响人们工作、休息、睡眠的各种不协调声音，甚至谈话声、脚步声、不需要的音乐声都是噪声。与人们接触时间最长、危害最广泛、治理最因难的噪声是生活和社会活动所产生的噪声。生活噪声虽然不会对人产生生理危害，但会使人烦噪、心神不定，干扰休息和工作。 1．《噪声控制技术》课程的性质和内容 噪声控制技术是声学理论在环境科学中的应用，是一门迅速发展的边线性应用学科，它涉及机械、建筑、材料、电子、环境、仪器乃至医学等多个领域，呈现多元化的发展趋势。 通过本门课程的学习，培养学生具有噪声控制仪器设备使用、选型和噪声治理方案选择的能力，掌握隔声、吸声、消声及隔振阻尼等控制技术的原理、特点、计算及应用，学会噪声影响评价的原则方法。 2．噪声控制技术的发展 随着社会经济科技的发展，环境问题已被国际社会公认为是影响21世纪可持续发展的关键性问题，而噪声污染更是成为21世纪首要攻克的环境问题之一。人类社会在进步，科技在发展，人们的环境意识也在不断增强。近几年来，在噪声污染控制领域，无论在技术上，还是政策管理方面，都有长足的进步，效果非常显著。从20世纪70年代到90年代，噪声控制技术日益成热，目前世界上常用的噪声控制技术有消声、吸声、消声、隔振阻尼等。主要是在声源、噪声传播途径及接受点上进行控制和处理。从噪声源和振动源上进行噪声控制，既是最积极主动、有效合理的措施，也是工业生产中噪声控制的努力方向之一。 有源降噪技术自1947年美国H．F．奥尔森首次提出后，引起了世界各国的广泛兴趣。1953年，H．F．奥尔森等人又提出了“电子吸声器”，并付之实用。20世纪60一70年代，英、法、苏等国把单个有源消声扩展为多通道系统和组合次级声源，并成功地将其应用于管道消声。1980年，法国特配有微处理的有源泊声器装置应用于2．2kw的实验室柴油机，在20—250Hz范围内可降低噪声20dB 。 近年来，国内不少大专院校、科研设计单位及工厂企业开展了产品低噪声化研究、实践，深入分析研究各种噪声源的发声机理及其传播途径，研制成功并批量生产了20余种低噪声产品．例如低噪声轴流风机、低噪声离心风机、低噪声罗茨鼓风机等。 噪声控制的进步还体现在政策管理方面，我国早在20世纪70年代就特保护环境确立为一项基本国策，并制定了各种环境规划，努力实现经济效益、社会效益和环境效益相统一。近10年来，国家和地方各级政府建立健全了环境保护管理机构、环境监测管理系统以及环保产品质员监督检验体系，颁布了环境噪声污染防治法和各种噪声与振动限值标准及测民方法，使噪声控制有法可依，有标准可循。 3．《噪声控制技术》课程的学习要求和方法 (1)学习要求 《噪声控制技术》是——门理论性和实践性非常强的课程，学习要求如下； ①掌握噪声的产生、传播相接收的原理、噪声的物理量度、噪声的传播特性危害、噪声源的分类、噪声控制的基本途径； ②掌握噪声测设仪器的使用、测点的选择、测量方法的选择、噪声源声功级的测量和声压级差的测量； ③掌握隔声声原理、隔声装置的类型、特点及选择； ④掌握消声原理、消声器的类型、特点及选择； ⑤掌握吸声原理、吸声材料与结构、了解吸声设计的原则、程序、计算； ⑥掌握隔振原理、隔振器的类型及特点，了解隔振设计，掌握阻尼原理及常见阻尼材料的性质； ⑦掌握噪声环境影响评价的评价对象、现状调查、评价标度、预测评价以及控制方案的选择； ⑧熟练掌握有关噪声监测与控制的操作。 (2)学习方法 为了学好本门课程，建议学生采用以下学习方法。 ①切实掌据有关课程的相关知识，特别是物理学中的声学知识机械设备、材料科学、建筑知识有密切关系，建议在学习时注意； ②本课程是实践性较强的课程，学习时要特别重视理论联系实际，要多观察、多分析； ③在学习的过程中，应注意加强动手能力的培养，掌握常见仪器设备的使用维护。 噪声控制基础 1．1 噪声及其类型 随着现代工业、建筑业和交通运输业的迅速发展，各种机械设备、交通运输工具在急剧增加，噪声污染日益严重，它影响和破坏人们的正常工作和生活，危害人体健康，已经成为当今社会四大公害之一。在《中华人民共和国环境噪声污染防治法》中，环境噪声是指在工业生产、建筑施工、交通运输和社会生活中所产生的影响周围生活环境的声音。 1．1．1声音的产生 在日常生活中充满着各种各样的声音，有谈话声、广播声、各种车辆运动声、工厂的汽笛声和各种机器声等等。人们的一切活动离不开声音，正因为有了声音，人们才能进行交谈，才能从事生产和社会实践活动。如果没有声音，整个世界将处于难以想像的寂静之中。可见声音对人类是非常重要的。那么，声音是怎样产生的呢?空气中的各种声音，不管它们具有何种形式，它们都是由于物体的振动所引起的。敲鼓时听到了鼓声，同时能摸到鼓面的振动。喇叭发出声音是由于纸盆或音膜在振动。人能讲话是由于喉头声带的振动。汽笛声、喷气飞机的轰鸣声，是因为排气时气体振动而产生的。总之，物体的振动是产生声音的根源。发出声音的物体称为声源。声源发出的声音必须通过中间媒质才能传播出去。人们最熟悉的传声媒质就是空气。除了气体外，液体和固体也都能传播声音。 声音是如何通过媒质传播的呢?以音箱的纸盆为例，当声音信号通人音箱时，纸盆在它原来静止住置附近来回振动，带动了它相邻近的空气层质点，使它们产生压缩或膨胀运动。由于空气分子间有一定的弹性，这一局部区域的压缩或膨胀又会影响和促使下一邻近空气层质点发生压缩或膨胀的运动。如此由近及远相互影响，就会把纸盆的这一振动以一定的速度沿着媒质向各方向传播出去。这种振动传到耳朵，引起耳内鼓膜的振动，通过听觉神经使我们感觉到声音。这种向前推进着的空气振动称为声波。有声波传播的空间叫声场。当声振动在空气中传播时空气质点并不被带走，它只是在原来位置附近来回振动，所以声音的传播是指振动的传递。 物体振动产生声音，如果物体振动的幅度随时间的变化如正弦曲线那样，那么这种振动称为简谐振动。物体作简谐振动时周围的空气质点也作简谐振动。物体离开静止位置的距离称位移x，最大的位移叫振幅a，简谐振动位移与时间的关系可表示为x＝sin(2лft+φ)，其中f为频率，(2ллft+ф)叫简谐振动的相位角，它是决定物体运动状态的重要物理量，φ表示t=o时的相位角叫初相位。振幅a的大小决定了声音的强弱。 物体在1s内振动的次数称为频率，单位为赫兹(Hz)，简称赫。每秒钟振动的次数愈多，其频率愈高，人耳听到的声音就愈尖，或者说音调愈高。人耳并不是对所有频率的振动都能感受到的。一般说来。人耳只能听列频率为20一20000Hz的声音，通常把这一频率范围的声音叫音频声：低于20Hz的声音叫次声，高于20000Hz的声音叫超声。次声和超声人耳都不能听到，仅有—些动物却能听到，例如老鼠能听到次声，蝙蝠能感受到超声。 振动在媒质中传播的速度叫声速。在任何一种媒质中的声速取决于该媒质的弹性和密度。声音在空气中的传播速度还随空气温度的升高而增加。声音在不同媒质中传播的速度也是不同的，在液体和固体中的传播速度一般要比在空气中快得多，例如在水中声速为1450m／s，而在钢中则为5000m／s。 声波中两个相邻的压缩区或膨胀区之间的距离称为波长λ，单位为m。波长、频率和速度间存在如下的关系： λ=c/f=cT 其中T为周期,是物体来回振动一次所需的时间。因此波长是声音在一个周期的时间中所行进的距离。波长和频率成反比，频率愈高，波长愈短， 频率愈低，波长愈长。 1．1．2噪声的概念 物体的振动能产生声音，声波经空气媒介的传递使人耳感觉到声音的存在。但是，我们听到的声音有的很悦耳，有的却很难听甚至使人烦躁，那是什么道理呢?从物理学的角度讲，声音可分为乐音和噪声两种。当物体以某一固定频率振动时，耳朵听到的是具有单一音调的声音，这种以单一频率振动的声音称为纯音。但是，实际物体产生的振动是很复杂的，它是由各种不同频率的许多简谐振动所组成的，把其中最低的频率称为基音，比基音高的各频率称为泛音。如果各次泛音的频率是基音频率的整数倍，那么这种泛音称为谐音。基音和各次谐音组成的复合声音听起来很和谐悦耳，这种声音称为乐音。钢琴、提琴等各种乐器演奏时发出的声音就具有这种特点。这些声音随时间变化的波形是有规律的，而它所包含的频率成分中基音和谐音之间成简单整数比。所以凡是有规律振动产生的声音就叫乐音。
如果物体的复杂振动有许许多多频率组成，而各频率之间彼此不成简单的整数比，这样的声音听起来就不悦耳也不和谐，还会使人产生烦噪。这种频率和强度都不同的各种声音杂乱地组合而产生的声音就称为噪声。图l－1是乐音与噪声的波形及其频谱。各种机器噪声之间的差异就在于它所包含的领率成分和其相应的强度分布都不相同，因而使噪声具有各种不同的种类和性质。从环境和生理学的观点分析，凡使人厌烦的、不愉快的和不需要的声音都统称为噪声，它包括危害人们身体健康的声音，干扰人们学习、工作和休息的声音及其他不需要的声音。 1．1．3噪声的类型 一般来说，噪声主要分为过响声、妨碍声、不愉快声、无影响声等几类。过响声是指很响的声音，如喷气发动机排气声，大炮射击的轰鸣声等。妨碍声是指一些声音虽不太响但它妨碍人们的交谈、思考、学习和睡眠的声音。像摩擦声、刹车声、吵闹声等噪声称为不愉快声。人们生活中习以为常的如室外风声、雨声、虫呜声等声音称为无影响声。 根据噪声源的不同，噪声可分为工业噪声、交通噪声和生活噪声三种。 工业噪声是指工厂在生产过程中由于机械层动、摩擦撞击及气流扰动产生的噪声。例如像化工厂的空气压缩机、鼓风机和锅炉排气放空时产生的噪声，都是由于空气振动而产生的气流噪声。球磨机、粉碎机和织布机等产生的噪声，是由于固体零件机械振动或摩擦撞击产生的机械噪声。 交通噪声是指飞机、火车、汽车和拖拉机等交通运输工具在飞行和行驶中所产生的噪声。 生活噪声是指街道以及建筑物内部各种生活用品设备和人们日常活动所产生的噪声。 工业噪声、城市交通噪声和生活噪声也是构成环境噪声的三个主要来源。噪声使人感到烦恼，强的噪声还会给人体健康带来危害。 1．1．4噪声的危害 噪声的危害是多方面的，噪声不仅对人们正常生活和工作造成极大干扰，影响人们交谈、思考，影响人的睡眠，使人产生烦躁、反应迟钝，工作效率降低，分散人的注意力，引起工作事故，更严重的情况是噪声可使人的听力和健康受到损害。噪声的强度愈大、频率愈高、作用时间愈长、个人耐力愈小，则危害愈严重。据统计资料表明，80dB(A)以下的噪声不会引起噪声性耳聋；80－ 85dB(A)的噪声会造成轻微的听力损伤；85一100dB(A)的噪声会造成一定数量的噪声性耳聋；而在100dB(A)以上时，则造成相当大数量的噪声性耳聋。人在没有思想准备的情况下，强度极高的暴震性噪声(如突然放炮、爆炸时)可使听力在一瞬间永久丧失，即产生爆震性耳聋，这时，人的听觉器官将遭受严重创伤。 噪声对人体健康的影响是多方面的。噪声作用于人的中枢神经系统，使人们大脑皮层的兴奋与抑制平衡失调，导致条件反射异常，使脑血管张力遭到损害。这些生理上的变化，在早期能够恢复原状，但时间一久，就会导致病理上的变化，使人产生头痛、脑胀、耳鸣、失眠、心慌、记亿力衰退和全身疲乏无力等症状。噪声作用于中枢神经系统还会影响胎儿发育，造成胎儿畸形，并且妨碍儿童智力发育。 噪声对消化系统、心血管系统也有严重不良影响，会造成消化不良、食欲不振、恶心呕吐，从而导致胃病及胃溃疡病的发病率提高，使高血压、动脉硬化和冠心病的发病率比正常情况高出2—3倍。噪声对视觉器官也会造成不良影响。据调查，在高噪声环境下工作的人常有眼病、视力减退、眼花等症状。 同时噪声对仪器设备的使用也会有严重影响，强噪声会使机械结构因声疲劳而断裂酿成事故，使建筑物遭受破坏，如墙壁开裂、屋顶掀起、玻璃展碎、烟囱倒塌等。 1．2 噪声的声学特征 噪声与乐音相比，它们具有许多相同的声学特征，也有不同的特点。为了对噪声进行控制和治理，必须对噪声的声学特征、噪声频谱进行分析。本节主要学习噪声的物理度量和噪声的主观评价量、包括声压、声强、声功率、声压级、声强级、声功率级、响度和响度级等基本概念。 1．2．1 噪声的物理量度 1．2．1．1 声压与声压级 当没有声波存在、大气处于静止状态时，其压强为大气压强po。当有声波存在时，局部空气产生压缩或膨胀，在压缩的地方压强增加，在膨胀的地方压强减少，这样就在原来的大气压上又叠加了一个压强的变化。这个叠加上去的压强变化是由于声波而引起的，称为声压，用p表示。一般情况下，声压与大气压相比是极弱的。声压的大小与物体的振动有关，物体振动的振幅愈大，则压强的变化也愈大，因而声压也愈大，我们听起来就愈响，因此声压的大小表示了声波的强弱。 当物体作简揩振动时，空间各点产生的声压也是随时间作简谐变化，某一瞬间的声压称为瞬时声压。在一定时间间隔中将瞬时声压对时间求方均根值即得有效声压。一般用电子仪器测得的声压即是有效声压。因此习惯上所指的声压往往是指有效声压，用pe表示，它与声压幅值pA之间的关系为
衡量声压大小的单位在国际单位制中是帕斯卡，简称帕，符号是Pa。 日常生活中所遇到的各种声音，其声压数据举例如下。 正常人耳能听到的最弱声音 2x10—5Pa 织布车间 2Pa 普通说话声(1m远处) 2x10—2Pa 柴油发动机、球磨机 20Pa 公共汽车内 0．2Pa 喷气飞机起飞 200Pa 从以上列举的数据可以看到，正常人耳能听到的最弱声压为2x10—5Pa，称为人耳的“听”。当声压达到20Pa时，人耳就会产生疼痛的感觉，20Pa为人耳的“痛阈”。“听”与“痛”的声压之比为一百万倍。 由于正常人耳能听到的最弱声音的声压和能使人耳感到疼痛的声音的声压大小之间相差一百万倍，表达和应用起来很不方便。同时，实际上人耳对声音大小的感受也不是线性的，它不是正比于声压绝对值的大小，而是同它的对数近似成正比。因此如果将两个声音的声压之比用对数的标度来表示，那么不仅应用简单，而且也接近于人耳的听觉特性。这种用对数标度来表示的声压称为声压级，它用分贝来表示。某一声音的声压级定义是：该声音的声压A与一某参考声压A M的比值取以10为底的对数再乘20，即 Lp＝20lgp/p0 L p为声压级，单位分贝，记作dB，p o是参考声压，国际上规定P。=2×10—5Pa这就是人耳刚能听到的最弱声音的声压值。 当声压用分贝表示时，巨大的数字就可以大大地简化。听的声压为2xl0-5Pa，其声压级就是0。普通说话声的声压是2x l0－2Pa，代入上式可得与此声压相应的声压级为60dB。使人耳感到疼痛的声压是20Pa，它的声压级则为120dB。由此可见，当采用声压级的概念后，听与痛的声压之比从100万倍的变化范围变成0一120dB的变化。所以“级”的大小能衡量声音的相对强弱。 1．2．1．2 声强与声强级 声波的强弱可以用好几种不同的方法来描述，最方便的一般是测量它的声压，这要比测量振动位移、振动速度更方便更实用。但是有时我们却需要直接知道机器所发出噪声的声功率，这时就要用声能量和声强来描述。 任何运动的物体包括振动物体在内都能够作劝，通常说他们具有能量，这个能量来自振动的物体，因此声波的传播也必须伴随着声振动能量的传递。当振动向前传播时，振动的能量也跟着转移。在声传播方向上单位时间内垂直通过单位面积的声能量，称为声音的强度或简称声强，用I表示，单位是w／m2。声强的大小可用来衡旦声音的强弱，声强愈大，我们听到的声音愈响；声强愈小，我们感觉的声音愈轻。声强与离开声源的距离有关，距离越远，声强就越小。例如火车开出月台后，愈走愈远，传来的声音也原来愈轻。 与声压一样，声强也可用“级”来表示，即声强级LI，它的单位也是分贝(dB)，定义为： LI＝101gI/I0＝10lgI+120 其中Io为参考声强，I0＝l0－12w／m2，它相当于人耳能听到最弱声音的强度。声强级与声压级的关系是： LI＝Lp＋10lg400/ρс 媒质的ρc随媒介的温度和气压而改变。如果在测量条件时恰好Pc＝400，则LI＝Lp。对一般情况，声强级与声压级相差一修正项10lg400/ρс，数值是比较小的。 例如在室温20℃和标推大气压下，声强级比声压级约小0.1dB，这个差别可略去不计，因此在一般情况下认为声强级与声压级的值相等。 1．2．1．3 声功率与声功率级 声功率为声源在单位时间内辐射的总能量，用符号W表示，通常采用瓦(w)功率的单位。声强和声源辐射的声功率有关，声功率愈大，在声源周围的声强也大，两者成正比，它们的关系为： I＝W/S 其中，S为波阵面面积。如果声源辐射球面波，那么在离声源为r处的球面上各点的声强为： I＝W/4πr2 从这个式子可以知道，声源辐射的声功率是恒定的，但声场中各点的声强是不同的，它与距离的平方成反比。如果声源放在地面上，声波只向空中辐射，这时 I＝W/2πr2 声功率是衡量噪声源声能输出大小的基本量。声压依赖于很多外在因素，如接收者的距离、方向、声源周围的声场条件等，而声功率不受上述因素影响，可广泛用于鉴定和比较各种声源。但是在声学测量技术中，到目前为止，可以直接测量声强和声功率的仪器比较复杂和昂贵，它们可以在某种条件下利用声压测量的数据进行计算得到。当声音以平面波或球面波传播时声强与声压问的关系为 I＝p2/ρc 因此，利用公式根据声压的测量值就可以计算声强和声功率。 声功率用级来表示时称为声功率级L w 单位也是dB，其声功率级为： Lw＝10lgW/W0 其中W0为参考声功率，取W0=10－12w。 由此我们可以看到，分贝是一个相对比较的对数单位。其实任何一个变化范围很大的声物理量都可以用分贝这个单位来描述它的相对变化。 1．2．1．4 噪声的频谱与频带 从噪声与乐音的概念分析可知，它们的区别除了主观感觉上有悦耳和不悦耳之分外，在物理测量上可对它进行频率分析，并根据其频率组成及强度分布的特点来区分。对复杂的声音进行频率分析并用横轴代表频率、纵轴代表各频率成分的强度(声压级或声强级)，这样画出的图形叫频谱图。乐音的频谱图是由不连续的离散频谱线构成，见图1—l(a)。在噪声的频谱图上各频率成分的谱线排列得非常密集，具有连续的频谱特性。在这样的频谱中声能连续地分布在整个音频范围内，见图l—l(b)大多数机器具有连续的噪声频诺，也称无调噪声。有些机器如鼓风机、感应电动机等所发声音的频谱中，既具有连续的噪声频语，也具有非常明显的离散频率成分，这种成分一般是由电动机转子或减速器齿轮等旋转构件的转数决定，它使噪声具有明显的音调，但总的说来它仍具有噪声的性质，称为有调噪声。 噪声的频率从20—20000Hz，高音和低音的频率相差1000倍。为实际应用方便起见，一般把这一宽广的频率变化范围划分为一些较小的段落，这就是频带。一般只需测出各频带的噪声强度就可画出噪声频谱图。那么，频带是怎样划分的呢?用于分析噪声的滤波器可把某—频带的低于截止频率f1以下和高于截止频率f2以上的讯号滤掉，只让f2一f1之间的讯号通过。因此这一中间区域称为通带，Δf＝f2—f1，就是频带宽度，简称带宽。为测量噪声而设计的滤波器有倍频带、1／2倍频带和1／3倍频带滤波器。一般对n倍频带作如下定义： f2/f1＝2n 当n＝1时，f2／f1＝2，即高低截止频率之比为2：1，这样的频率比值所确定的频程称为倍频程，这种频带称倍频带。同此，当n＝1/2时，f2／f1＝21/2，称为1/2倍频带。目前，各种测量中经常使用1／3倍频带，即n＝l／3，此时每一频带的高低截止频率之比为f2／f1＝21/3。频带的高低截止频率f2和f1与中心频率f0间有下列关系。
从上式可得到倍频带和1/3倍频带的带宽Δf分别为： n＝1时，Δf＝f2—f1＝0.707f0 n＝1/3时，Δf＝f2—fl＝0.23fo 在噪声测量中经常使用的频带是倍频带和1／3频带。 一般说来，测量时用的频带宽度不同，所测得的声压级就不同，也即窄频带不允许有宽频带那样多的噪声通过。为了对不同噪声进行比较，可将1／3倍频带的声压级与倍频带声压级进行换算。一般将Δf宽度的频带声压级换算到Δf?宽度的频带声压级，可由下式计算： LΔf?＝LΔf—101gΔf/Δf? 由上式可算出1／3倍频带声压级加4.8dB后即可得倍频带声压级。 1．2．2 噪声的主观评价 对噪声进行评价，是一个比较复杂的问题。一方面是各种不同的噪声有各自的物理特性，另一方面在不同环境下，人们对噪声控制的目的也不同，如为了保护人体健康、语言的传递和机器的质量控制等等。要根据不同情况，拟定不同的噪声评价量，以制订不同的噪声控制标准。现在国际上已经提出的各种噪声评价量已有上百种，大部分的评价量是在某些基本评价目的基础上作些变化或修正。主要介绍几种最基本和常用的评价量。 1．2．2．1 响度与响度级 从刚能听见的听阔到感觉疼痛的痛阈之间，人耳对强度相同而频率不同的声音有不同的响度感觉。响度是用来描述声音大小的主观感觉量，响度的单位是“宋”(sone)，定义1千赫(kHz)纯音声压级为40dB时的响度为l sone。 如果把某个频率的纯音与一定响度的lkHz纯音很快地交替比较，当听者感觉两者为一样响时，把该频率的声强标在图上，便可画出一条等响曲线。把1kHz纯音时声强的分贝数称为这条等响曲线的以“方”为单位的响度级。 响度级只是反映了不同频率声音的等响感觉，它的量度单位“方”仍基于客观量“分贝”，所以不能表示—个声音比另—个声音响多少倍的那种主观感觉。 对许多人的平均结果，大约响度级每改变10phon，响度感觉就增减1倍。在20phon至120phon之问的纯音或窄带噪声，响度级LN与响度N之间近似有如下关系 N＝2(LN＝40)、/10、、 或 L N＝40十1010g2N＝40十33．221gN 对于纯音的响度值，我们可以在测出它声压级后，从等响曲线图中查出它的响度级，再从上式计算出它的响度值。 1．2．2．2 计权声级 如上所述，相同强度的纯音，如果频率不同，则人们主观感觉到的响度是不同的，而且不同响度级的等响曲线也是不平行的，即在不同声强的水平上，不同频率的响度差别也有不同。在评价一种声音的大小时，为了要考虑到人们主观上的响度感觉，人们设计一种仪器，把300Hz40dB左右的响度降低10dB，从而使仪器反映的读数与人的主观感觉相接近。其他频率也根据等响曲线作一定的修正。这种对不同频率给以适当增减的方法称为频率计权。经频率计权后测量得到的分贝数称为计权声级。因为在不同声强水平上的等响曲线不同，要使仪器能适应所有不同强度的响度修正值是困难的。常用的有A、B、C三种计权网络。A计权曲线近似于响度级为40phon等响曲线的倒置。经过A计权曲线测量出的分贝读数称A计权声级，简称A声级或LA，表示为dB(A)。同样，B计权曲线近似于70phon等响曲线的倒置。C计权曲线近似于100phon等响曲线的倒置。测得的分贝读数分别为B计权声级和c计权声级。如果不加频率计权，即仪器对不同频率的响应是均匀的，即线性响应，测量的结果就是声压级，直接以分贝或dB表示，记作Lin称为L计权声级。 经验表明，时间上连续、频谱较均匀、无显著纯音成分的宽频带躁声的A声级，与人们的主观反映有良好的相关性，即测得的A声级大，人们听起来也觉得响。当用A声级小型化的手持仪器即可进行。所以，A声级是目前广泛应用的一个噪声评价量，已成为国际标准化组织和绝大多数国家用作评价噪声的主要指标。许多环境噪声的容许标准和机器噪声的评价标准都采用A声级或以A声级为基础。 但是，A声级并不反映频率信息，即同一A声级值的噪声，其频谱差别可能非常大。所以对于相似频谱的噪声，用A声级排次序是完全可以的。但若要比较频谱完全不同的噪声，那就要注意到A声级的局限性。如果要评价有纯音成分或频谱起伏很大的噪声的响度，以及要分析噪声产生原因，研究噪声对人体生理影响、噪声对语言通信的干扰等工作，就必须进行频谱分析或其他信息处理。 c计权曲线在主要音频范围内基本上是平直的，只在最低与最高频段略有下跌，所以声级与线性声压级是比较接近的。在低频段，C计权与A计权的差别最大，所以根据c声级与A声级的相差大小，可以大致上判断该噪声是否以低频成分为主。D计权测得的分贝数称D计权声级，表示为dB(D)。D声级主要用于航空噪声的评价。 实际噪声很少是稳定地保持固定声级的．而是随时间有忽高忽低的起伏。 对于这种非稳态的噪声如何来评价呢?常用的方法是采用声能按时间平均的方法，求得某一段时间内随时间起伏变化的各个A声级的平均能量，并用一个在相同时间内声能与之相等的连续稳定的A声级来表示该段时间内噪声的大小。称这一连续稳定的A声级为该不稳定噪声的等效连续声级，记为Leq,这相当于在这段时间内，一直有Leq这么大的A声级在作用，也称为等效连续A声级，或简称为等效A声级或等效声级。其定义式为：
现在的自动化测量仪器，例如积分式声级计，可以直接测量出一段时间内的Leq值。一般的测量方法是在一段足够长的时间内等间隔地取样读取A声级，再求它的平均值。要注意是将A声级换算到A计权声压的平方求平均。如果在该段时间内一共有n个离散的A声级读数，则等效连续A声级的计算公式为：
式中 Lj为第j个A声级值。 为了指数运算的方便，我们还可任意选择—个较小值作为参考声级L0。
1．3 噪声的传播特性 噪声源总是安装在一定的空间中(在开阔空间或室内空间)，因此必须研究声音在空间中传播的特性，包括声波传播过程中的衰减、反射、折射、绕射和干涉等现象。 1．3．1 声场 传播声波的空间称为声场，声场分自由声场、扩散声场和半自由声场。声波的传播方向称为声线或波线：某—时刻声波到达各点所连成的曲面称为波阵面，按照波阵面的形状，声波可分为平面波、球面波和柱面等。 1．3．1．1 自由声场 声波在介质中传播时，在各个方向上都没有反射，介质中任何一点接受的声音．都只是来自声源的直达声．这种可以忽略边界影响，由各向同性均匀介质形成的声场称为自由声场。自由声场是一种理想化的声场．严格地说在自然界中不存在这种声场，但是我们可以近似地将空旷的野外看成是自由声场。在声学研究中为了克服反射声和防止外来环境噪声的干扰，专门创造一种自由声场的环境，即消声室，它可以用做听力实验，检验各种机器产品的噪声指标，测量声源的声功率，校准一些电声设备等。 l ．3．1．2 扩散声场 扩散声场与自由声场完全相反，在扩散声场中，声波接近全反射的状态。例如，在室内，人听到的声音除来自声源的直达声外，还有来自室内各表面的反射声。如果室内各表面非常光滑．声波传到壁面上会完全反射回来。如果室内各处的声压几乎相等，声能密度也处处均匀相等．那么这样的声场就叫做扩散声场(混响声场)。在声学研究中，可以专门创建具有扩散声场性能的房间，即混响室。它可用来做各种材料的吸声系数测量，测试声源的声功率和做不同混响时间下语言清晰度试验等。 1．3．1．3 半自由声场 在实际工程中，遇到最多的情况，既不是完全的自由声场，也不是完全的混响声场，面是介于二考之间，这就是半自由声场。在工厂的车间厂房里，壁面和吊顶是用普通砖石土木结构建造的，有部分吸声能力，但不是完全吸收，这就是半自由声场的情况。根据环境吸声能力的不同，有些半自由声场接近自由声场一些，有的更接近扩散声场。 1．3．2 噪声在传播中的衰减 声源发出的噪声在媒介中传播时，其声压或声强将随着传播距离的增加面逐渐衰减。造成这种衰减的原因有二个：一是传播衰减，二是空气对声波的吸收。 1．3．2．1 传播衰减 声波在传播过程中波阵面要扩展，波阵面面积随离声源的距离增加面不断扩大，这样通过单位面积的能量就相应减小。由于波阵面扩展而引起的声强随距离而减弱的现象称为传播衰减。 对于平面波，其声强I＝W／S。由于平面波的波阵面S为常数，所以声强I也是常数，即声波传播几乎无衰减。 球面波可看作是点声源向四周辐射的声波，当声源的大小与到接收者的距离r相比小得多时(一般为3—5倍)，可特此声源看做点声源。很多噪声源诸如飞机、单个车辆等都可近似地看做点声源。球面波的波阵面面积与离声源的距离平方成正比，声强与距离平方成反比。如果在距离声源为rl处的声强级为LldB，则在距离r2处的声强级就应为： L 2＝L1—20lgr2/r1 核面波可以看做是“线声源”向四周辐射的声波。线声源是由大量分布在直线上且十分靠近的点声源组成。常见的线声源如工厂中互相靠近的机器、传送带、公路上车辆从火车铁路噪声等。 1．3．2．2 空气的吸声 噪声的声波在传播过程中除了传播衰减外，还有因为空气对声波能量的吸收而引起的声强的减小，距离愈远，空气的声吸收也愈大。因声吸收而引起的声强随距离的指数衰减关系 (以沿x方向的平面波为例) 为： I＝I0e－2ax 其中I0为x＝o处的声强，a为空气的吸声系数。吸声系数a与介质的温度和湿度有关，还与声波的频率有关。一般与频率的平方成正比。声波的频率愈高，空气的吸收也愈频率愈低，吸收愈小。 由上式可知，高频声波比低频声波衰减得快，当传播距离较大时其衰减值是很大的，因此高频声波是传不远的。从远距离传来的强噪声如飞机声、炮声等都是比较低沉的，这就是在长距离的传播过程中高频成分衰减得较快的缘故。 除了空气能吸收声波外，一些材料例如玻璃棉、毛毡、泡沫塑料等也会吸收声音．称为吸声材料。当声波通过这些多孔性吸声材料时，出于材料本身的内摩擦和材料小孔中的空气与孔壁间的摩擦，使声波能量受到很大的吸收并衰减，这种吸声材料能有效地吸收入射到它上面的声能。 1．3．3 声波的反射 噪声声波在传播过程中经常会遇到障碍物，这时声波将从一个媒质(空气)入射到另媒质中去。由于这两种媒质的声学性质不同，—部分声波从障碍物表面上反射回去，而另部分声波则透射到障碍物里面去。反射声强Ir与入射声强I0之比称为声强反射系数r1。 r1=Ir/I0 透射声强It与入射声强I0之比叫透射系数t1。 若有两种媒介互相接触，媒介的密度与其声速的乘积即特性阻抗分别为ρ1c1与ρ2c2， 则声波垂直入射到交界面上时声强反射系数为 由此可知，反射系数取决于介质的特性阻抗ρ1c1与ρ2c2，当两种媒质特性阻抗接近时， 即ρ2c2≈ρ1c1，则r1≈0，声波没有反射而全部透射至第二种媒介.当ρ2c2?ρ1c1时，r1≈1，这表示当两种媒介的特性阻抗相差很大时，声波的能量将从分界面全部反射回原媒质中去。当ρ2c2?ρ1c1时，r1≈1，这表明声波几乎全部反射，但反射波与入射波的位相相反。 根据以上原理，利用介质不同的特性阻抗，可以达到减噪目的。例如，在室外测量噪声时，坚硬的地面、公路和建筑物表面都是反射面，如果在反射面上铺以吸声材料，那么反射的声能将减少。由于声波的反射特性，在室内安装的机器所发出的噪声就会从墙面、地面、天花板上及室内各种不同物体上多次反射，这种反射声的存在使噪声源在室内的声压级比在露天中相同距离上的声压级要提高10一15dB。为了降低室内反射声的影响，在房间内表面覆盖一层吸声性能良好的材料，就可以大大降低反射声，从而使整个房间的噪声得到减弱，这也是经常采用的降低厂房噪声的一种方法。 1．3．4声波的干涉 两列或数列声波同时在一媒质中传播并在某处相遇，在相遇区内任一点上的振动将是两个或数个波所引起振动的合成。一般地说，振幅、频率和位相都不同的波在某点叠加时比较复杂。但如果两个波的频率相同、振动方向相同、位相相同或位相差固定，那么这两列波叠加时在空间某些点上振动加强，而在另一些点上振动减弱或相互抵消，这种现象称为波的干涉现象。能产生干涉现象的声源称为相干声源。声波的这种干涉现象在噪声控制技术中被用来抑止噪声。 1．3．5 声波的折射 声波在传播途中遇到不同介质的分界面时，除了发生反射外，还会发生折射，声波折射时传播方向将改变，声波从声速大的介质折射入声速小的介质时，声波传播方向折向分界面的法线；反之，声波从速度小介质折射入声速大的介质时，声波传播方向折离法线。由此可见，声波的折射是由声速决定的．即使在同一介质中如果存在着速度梯度时各处的声速不同，同样会产生折射。例如大气中白天地面温度较高，因而声速大，声速随离地面的高度而降低。反之，晚上地面温度较低，因而声速较小，声速随高度而增加。这种现象可用来解释为什么声音在晚上要比白天传播得远些。此外，当大气中各点风速不同时，噪声传播方向也会发生变化的。当声波顺风传播时，声波传播方向即声线向下弯曲，当声波逆风传播时，声线向上弯曲并产生影区，这一现象可解释逆风传播的声音常常难以听清。 1．3．6声波的绕射 当声波遇到障碍物时除了发生反射和折射外还会产生绕射现象。绕射现象与声波的频率、波长及障碍物的大小都有关系。如果声波的频率比较低、波长较长，而障碍物的大小比波长小得多，这时声波能绕过障碍物，并在障碍物的后面继续传播，这种情况为低频绕射。 如果声波的频率比较高，波长较短，而障碍物又比波长大得多，这时绕射现象不明显。在障碍物的后面声波到达得就较少，形成一个明显的“影区”。 绕射现象在噪声控制中是很有用处的。隔声屏障可以用来隔住大量的高频噪声，它常被用来减弱高频噪声的影响。例如可以在辐射噪声的机器和工作人员之间，放置一道用金属板或胶合板制成的声屏障，就可减弱高频噪声。屏障的高度愈高、面积愈大效果就愈好，如果在屏障上再覆盖一层吸声材料则效果更好。 1．4 噪声控制的基本途径 通过前而对噪声的产生、传播规律的学习，我们知道．只有当噪声源、介质、接收者三因素同时存在时，噪声才对听者形成干扰，因此控制噪声必须从这三个方面考虑，既要对其进行分别研究，又要将它作为一个系统综合考虑。控制噪声的原理，就是在噪声到达耳膜之前，采用阻尼、隔声、吸声、个人防护和建筑布局等措施，尽力降低声源的振动，或者将传播中的声能吸收掉．或者设置障碍，使声音全部或部分反射出去。 1．4．1 治理噪声源 要彻底消除噪声只有对噪声源进行控制。要从声源上根治噪声是比较困难的，而且受到各种条件和环境的限制。但是，对噪声源进行—些技术改造是切实可行的，例如，改造机械设备的结构，改进操作方法、提高零部件的加工精度、装配质量等。 1．4．1．1 应用新材料、改进机械设备的结构 改进机械设备结构、应用新材料来降噪，效果和潜力是很大的。近些年，随着材料科技的发展，各种新型材料应运而生，用一些内摩擦较大、高阻尼合金、高强度塑料生产机器零部件已变成现实。对于风机，不同形式的叶片，产生的噪声也不一样，选择最佳叶片形状，可以降低风机噪声。 对于旋转的机械设备．应尽量选用噪声小的传功方式。 1．4．1．2 改革工艺和操作方法 1．4．1．3 提高零部件加工材度和装配质量 1．4．2 在噪声传播途径上降低噪声 1．4．2．1 利用闹静分开的方法降低噪声 1．4．2．2 利用地形和声源的指向性降低噪声 1．4．2．3 利用绿化降低噪声 1．4．2．4 采取声学控制手段 1．4．3 接受点防护 1．4．3．1 耳塞 耳塞是插入外耳道的护耳器，按其制作方法和使用材料可分成预模式耳塞、泡沫塑料耳塞和入耳模耳塞等三类。预模式耳塞用软塑料或软橡胶作为材质，用模具制造，具有一定的几何形状；泡沫塑料耳塞由特殊泡沫塑料制成，配戴前用手捏细，故人耳道中可自行膨胀，将耳道充满；人耳模耳塞把在常温下能固化的硅橡胶之类的物质注入外耳道，凝固后成型。良好的耳塞应具有隔声性能好、佩戴方便舒适、无毒、不影响通话、经济耐用等特点，又以隔声性和舒适性最为重要。 1．4．3．2 防声棉 1．4．3．3 耳罩和防声头盔 1．4．3．4 隔声岗亭 2 隔声 本章主要学习空气导声的隔声原理、隔声罩、隔声间、隔声屏的隔声性能和使用，隔声结构的设计等内容。通过学习，能根据噪声源的特点，合理选择隔声处理的方式和结构，能进行简单的设计计算。 2．1 隔声原理 当具有一定能量的躁声入射到一个壁面上时，在声波的作用下，壁面按一定方式进行振动，这部分声能称为透射声能，另外向外辐射噪声。对于大多数壁面来说，透射声能仅为入射声能的几百分之一，或者更小，而绝大部分声能被反射回去。 在噪声控制技术中，常采用透射系数ti来表示壁面的隔声能力，从第1章可知，透射系数就是透射声强与入射声强的比值。透射系数一般远小于1，约在10－5一10－1之间。为了计算方便，通常采用101g1/t1来表示一个隔声构件的隔声能力，它称为隔声材料的固有隔声量记为R，单位为分贝，定义为： R＝101g1/t1 t1越小，R数值越大，壁面的隔声性能越好；相反，则隔声效果越差。要注意，传声损失是只与隔墙本身的物理特性有关的量，它与“隔声量”的概念是有区别的。隔声量除了与隔墙的进射损失有直接关系外，还与室内吸收大小有关。隔声量通常在实验室实测得到。 隔声量的大小与隔声构件的结构、性质和入射波的频率有关，同一构件对不同频率的声音，其隔声性能可能有很大差别，因此工程中常用125Hz一4kHz六个倍频程中心频率的隔声量的算术平均值来表示某一构件的隔声性能，也称为平均隔声量。另外，ISO推荐用隔声指数来评价构件的隔声性能。 应该注意，一个机器房中的噪声不仅通过壁面向相邻房间传播，还可通过天花板、地板、孔和缝隙等途径传播。 2．1．1 单层匀质壁面的隔声原理 隔声技术中，通常将板状的隔声构件称为隔墙、墙板或墙。 单层密实均质板材壁面在噪声的疏密压力波(往复拉动力)作用下，使板(壁面)产生相似于压缩变形(纵波)和剪切变形(弯曲波)的情况，这些波传到板体的另一侧，则形成透射波。这是一种客观的物理现象，对单层密实均质板材来说，吸收声能很小，可以忽略不计，但对复合田声结构来说，特别是夹层中间带有吸声层的结构，其吸声能力很强，不能忽略。 实践证明，单层密实均质板材壁面的隔声量与入射声波的频率有很大关系．入射频率从低到高其吸声情况可分成三个区域，即劲度与阻尼控制区、质量控制区和吻合效应区。劲度与阻尼控制区又可分为劲度控制区和阻尼控制区，阻尼控制区又叫共振区。如图2—1所示。
在劲度控制区，入射频率范围从0到第一共振频率fr；在此区域，墙板壁面对声压的反应类似于弹簧，其隔声量与墙板壁面的劲度成正比。对于某一频率的声波．墙板壁面的劲度愈大，隔声量愈大.对于同一板材．随着入射频率的增加，其隔声量逐渐下降。 阻尼控制区又称板共振区．当入射的频率与墙板固有频率相同时，墙板发生共振，此时墙板振幅最大，透射声能急剧增加，隔声量曲线出现最低谷，此时的声波频率称为第一共振频率fr；。当声波频率是共振频率的谐频时，墙板发生的谐振也会使隔声量下降，所以在共振频率之后，隔声量曲线连续又出现几个低谷，但本区内随着声波频率的增加，共振现象愈来愈弱，直至消失，所以隔声量总是呈上升趋势。阻尼控制区的宽度取决于墙板的几何尺寸、弯曲劲度、面密度、结构阻尼的大小及边界条件等，对一定的墙体，主要与其阻尼大小有关,增大阻尼可以抑制墙板的振幅，提高隔声量，并降低该区的频率上限，缩小该区频率范围。 对于一般砖石等厚重的墙，共振频率与其谐频率很低，可忽略不计。对于薄板，共振频率较高，阻尼控制区的声频率分布很宽，应予以重视。一般采用增加墙板的阻尼来控制共振现象。 在质量控制区，声波对墙板的作用如同一个力作用于一个有一定质量的物体，隔声量随人射声波的频率直线上升，其斜率为6dB/倍频程。在声波频率一定时，墙板的面密度愈大，即质量愈大，墙板受声波激发产生的振动愈小，隔声量愈高。 在吻合效应区，随着入射声波频率的升高，隔声量反而下降，曲线上出现一个深深的低谷，这是由于出现了吻合效应的缘故。 所谓吻合效应，就是当某一频率的声波以某一角度θ入射到墙体上时，使墙体发生弯曲振动，如果声波的波长λ与墙体的固有弯曲波长λB发生吻合，恰好满足关系λB=λ/sinθ,这时声波将激发墙体固有振动，墙体向另一侧辐射出大量的声能，墙体的隔声能力大大下降，这种现象叫吻合效应。能产生吻合效应的最低入射频率称为“临界吻合频率”，简称”临界频率”，常记为fc, fc的大小与构件本身固有性质有关。 增加板的厚度和阻尼，可使隔声量下降趋势得到减缓。越过低谷后,隔声量以每倍频程lodB趋势上升，然后逐渐接近质量控制的隔声量。 2．1．2双层隔声墙的隔声原理 由双层均质墙与中间所夹一定厚度空气层所组成的结构称为双层隔声墙或双层隔声结构。为提高墙板的隔声量，用增加单层墙体的面密度，或增加厚度，或增加自重的方法，虽然能起到—定的隔声作用，但作用不明显，而且浪费材料。如果在双层墙体之间夹以一定厚度的空气层，其隔声效果大大优于单层实心结构。双层隔声结构的隔声机理是，当声波依次透过特性阻抗完全不同的墙体、空气介质时，造成声波的多次反射，发生声波的衰减，并且由于空气层的弹性和附加吸收作用，使振动能量大大衰减。比较以上双种隔声结构的使用情况，如果要达到相同的隔声效果，双层隔声墙体比单层实心墙体质量减少2/3~3/4，隔声量增加5—10dB。 双层墙隔声结构相当于一个由双层墙与空气层组成的振动系统。当入射声波频率比双层墙共振频率低时，双层墙将作整体振动，隔声能力与同样重量的单层墙差不多．即此时空气层不起作用。当人射声波达至共振频率时，隔声量出现低谷，超过
后，隔声曲线以每倍频程18dB的斜率急剧上升，充分显示出双层墙隔声结构的优越性。 2 。2。1 隔声装置 隔声罩是控制机器躁声较好的装置。将躁声源封闭在一个相对小的空间内，以降低噪声源向周围环境辐射噪声的罩形结构称为隔声罩。具基本结构如图2—2所示。罩壁由罩板、阻尼涂层和吸声层组成。根据燥声源设备的操作、安装、维修、冷却、通风等具体要求，可采用适当的隔声罩型式。常用的隔声罩有活动密封型、固定密封型、局部开敞型等结构型式。隔声罩常用于车间内如风机、空压机等。其降噪量一般有10—40dB之间。 各种形式隔声罩A声级降噪量是：固定密封型为30一40dB，活动密封型为15－30 dB局部开敞型为10—20dB，带有通风散热消声器的隔声罩为15—25dB。

2．2．1．1 选择或制作隔声罩应注意的事项 (1)隔声罩应选择适当的材料和形状。罩面必须选择有足够隔声能力的材料制作，如板、砖、混凝土、木板或塑料等。罩面形状宜选择曲面形体，其刚度较大，利于隔声，尽量避免方形平行罩壁。隔声罩与设备要保持一定距离，一般为设备所占空间的1／3以上，内部壁面与设备之间的距离不得小于l00mm。罩壁宜轻薄，宜选用分层复合结构。 (2)采用钢板或铝板制作的罩壳，须在壁面上加筋，涂贴一定厚度的阻尼材料以抑制共振和吻合效应的影响，阻尼材料层厚度通常为罩壁的2—3倍。阻尼材料常用内损耗、内摩擦大的黏弹性材料，加沥青、石棉漆等。 (3)隔声罩内的所有焊缝应避免漏声，隔声罩与地面的接触部分应密封。机器与隔声罩之间，以及它们与地面或机座之间应有适当的减扼措施。 ⑷隔声罩内表面需进行隔声处理，需衬帖多孔或纤维状吸声材料层，平均吸声系数不能太小。 (5)隔声罩的设计必须与生产工艺相配合，便于操作、安装、检修，也可做成可拆卸的饼装结构。同时要考虑声源设备的通风、散热等要求。 2．2．1．2 隔声罩的隔声量 由于声源被密封在隔声罩内，声源发出的噪声在罩内多次反射，大大增加了罩内的声能密度。因此隔声罩的实际隔声量比罩体本身的隔声能力下降、隔声罩的实际隔声量计算式为： Rs=R/10lg ? R s——隔声罩实际隔声员，dB； R——隔声材料本身的固有隔声量或传声损失，dB ?——罩内表面平均吸声系数。 2．2．1．3 隔声罩的插入损失 隔声罩内壁进行吸声处理后，对其隔声量有很大影响。隔声罩的降噪效果通常用插入损失表示，其定义为隔声罩在设置前后，罩外同一接收点的声压级之差，单位分贝(dB)，记作IL。
式中 t1——罩壁的平均透射系数； ?——罩内表面平均吸声系数。 若罩内不作吸声处理，即?近似为零，则IL也接近于零，隔声罩的隔声作用很小，所以罩内必须做吸声处理，一般?在0.5以上。在实际工作中，?远大于罩壁的平均透射系数，上式可简化为：
R为罩板隔声材料本身的平均固有隔声量。 可见，隔声罩的插人损失最大不能超过罩板的平均固有隔声量，在选材时必须注意。实际应用时有如下经验公式。 罩内无吸收时：IL＝R－20 罩内略有吸收时：IL＝R－15 罩内有强吸收时：IL＝R－10 2．2．2 隔声间 如果生产实际情况不允许对声源作单独隔声罩，又不允许操作人员长时间停留在设备附近的现场，这时可采用隔声间。所谓隔声问就是在噪声环境中建造一个具有良好隔声性能的小房间，以供操作人员进行生产控制、监督、观察、休息之用．或者将多个强声源置于上述小房间中，以保护周围环境，这种由不同隔声构件组成的具有良好隔声性能的房间称为隔声间； 隔声间分封闭式和半封闭式二种，一般多采用封闭式结构：材料可用金属板材制作，也可用土木结构建造，并选用固有隔声量较大的材料建造。隔声间除需要有良好隔声性能的墙体外，还需设置门、窗或观察孔。通常门窗为轻型结构，一般采用轻质双层或多层复合隔声板制成，故称作隔声门、隔声窗，隔声门隔声量约为30—40dB。具有门、窗等不同隔声构件的墙体称为组合墙。 2．2．2．1 建造隔声间应注意的事项 ⑴生产工厂的中心控制室、操作室等，宣采用以砖、混凝土及其他隔声材料为主的高性能隔声间。必要时，墙体和屋顶可采用双层结构，以利于隔声。 (2)隔声间的门窗，根据具体情况可采用带双道隔声门的门斗及多层隔声窗，门缝、窗缝、孔洞要进行必要的缝隙隔声处理。由于声波的衍射作用，孔洞和缝隙会大大降低组合场的隔声量。门窗的缝隙、各种管道的孔洞、隔声罩焊缝不严的地方等都是透声较多之处，直接影响墙体的隔声量。虽然低频噪声声波长，透过孔隙的声能要比高频声小些，但在一般计算中，透声系数均可取为l。因此为了不降低场的隔声量，必须对墙上的孔洞和缝隙进行密封处理。 (3)门、窗的隔声能力取决于本身的面密度、构造和接头缝密封程度。隔声窗应多采用双层或多层玻璃制作，两层玻璃宜不平行布置，朝声源一侧的玻璃有—定倾角，以便减弱共振效应，并需选用不同厚度的玻璃以便错开吻合效应的影响。 (4)为了防止孔洞和缝隙透声，在保证门窗开启方便前提下，门与门框的碰头缠处可选用柔软富有弹性的材料如软橡皮、海绵乳胶、泡沫塑料、毛毡等进行密封。在土建工程中注意砖墙灰缝的饱满，混凝土墙的砂浆的捣实。 (5)隔声间的通风换气口应设置消声装置；隔声间的各种管线通过墙体需打孔时孔洞处加一套管，并在管道周围用柔软材料包扎严密。 2．2．2．2 组合墙平均隔声量 因为门和窗的隔声量常比墙体本身的隔声量小，因此，组合墙的隔声量往往比单纯墙低。组合墙的透声系数为各部件的透声系数的平均恒，称作平均透声系数，由下式得出：
式中 ti――墙体第i种构件的透声系数； Si——墙体第i种构件的面积，m2 组合墙的平均隔声量为：
2．2．2．3 隔声间内噪声级计算 隔声间内的噪声级不仅与围蔽结构各壁面的隔声性能有关，还与室外噪相应的透声面积以及隔声间内的总吸声量有关。 透入室内的噪声级Lp可用下式计算：
式中 Si——隔声室某一壁而的透声面积，m2； Li——对应于Si外壁空间某频率的噪声级，dB； Ri——壁面Si对某频率的隔声量，dB；
——隔声室内某频率的总吸声量。 2．2．2．4 隔声间的实际隔声量 隔声间的实际隔声量可由下式汁算： Rs=RA+10lgA/S 式中 Rs——隔声间的实际隔声量，dB； RA——各构件的平均隔声量，dB； A——隔声间内总吸声量； S——隔声间的透声面积，m2。 一般来说，透声面积越大，则传递过去的声能越多；隔声间吸声量越大，越有利于降低噪声。隔声间的实际隔声量，对于隔声间设计有很重要的作用。 2．2．3 隔离屏 用来阻挡噪声源与接收者之间直达声的障板或帘幕称为隔声屏(帘)。设置隔声屏的方法简单、经济、便于拆装移动，在噪声控制工程中广泛应用。 隔声屏对高频噪声有较显著的隔声能力，因为高频噪声波长短，绕射能力差，而低频声波长，绕射能力强。 2．2．3．1 设置隔声屏应注意的事项 (1)隔声屏常用的建筑材料如砖、木板、钢板、塑料板、石育板、平板玻璃等，都可以直接用来制作声屏障，或是作为其中的隔声层。 (2)隔声屏的骨架可用1.5—2.0mm厚的薄钢板制作，沿周铆上型钢，以增加隔屏的刚度，同时也作为固定吸声结构的支座，吸声结构可用50mm厚的超细玻璃棉加一层玻璃布与一层穿孔板 (穿孔率在25％以上)或窗纱、拉板网等构成。 (3)在隔声屏的一侧或两侧衬贴的吸声材料，使用时应将布置有吸声材料的一面朝向声源。 (4)隔声屏应有足够的高度，有效高度越高，减噪效果越好。隔声屏的宽度也是影响其减噪效果的重要参量，通常取宽度大于高度，一般来说宽度为高度的1.5—2倍。 (5)在放置隔声屏时，应尽量使之靠近噪声源处。活动隔声屏与地面的接缝应减到最小。多块隔声屏并排使用时，应尽量减少各块之间接头处的缝隙。 2．2．3．2 隔声屏降噪量的计算 ⑴算图法 若有一点声源S，接收点为P，两点之间有一隔声屏，则隔声屏障的降噪量可用隔声屏衰减值计算图来计算。它是描述声波在传播中绕射性能的一个量，它是由路径差及声波频率(或波长)来确定。 δ=A+B-d 式中δ－声波绕射路径差，m； λ－声波波长，Hz； A－声源到屏顶的距离，m B-接收者到屏顶的距离，m; d-声源与接收者之间的直线距离，m ⑵计算法 如果隔声屏本身不透声(理想隔声屏)，且安放在空旷的自由声场中，屏无限长，则接收点R处的声压级降低量即降噪量(插入损失)为 IL＝10lgN十13 N＝2/λδ＝2(A+B-d)/ λ 2．3 隔声设计 隔声结构的选择和设计，应根据噪声源的强度、特征、数量，生产特点，超作人员的安全，设备维修、安装条件以及现场具体环境条件和经济比较等多方面因素，选择适当的隔声结构。 2．3．1 单层结构的隔声设计 单层均质墙在质量控制区的声波固有隔声量(传声损失)，可按下式计算。 R＝10lg[1+(2лfmcosθ/2ρc)2] m—墙体面密度，kg/m2； f—声波频率，Hz； ρ——空气密度，kg／m3； c——空气中声速，m／s； θ——声波人射到隔声墙面的入射角度。 对于砖、钢、木、玻璃等常用墙体材料，当声波垂直入射到墙面时，即入射角θ＝0，此时2лfm/2ρc≥1因此可得垂直人射固有隔声量R h计算式。 Rh=10lg（2лfm/2ρc）2 或 R h＝20lgm十201gf一43 在无规入射条件下，不考虑边界的影响．经过对大量实验数据的分析和处理，总结出以下实验公式。 R＝181gm十12lgf一25 显然，传声损失同隔声结构面密度与声波的频率有关。选用单层隔声构件，应防止吻合效应对隔声量降低的影响。具体的隔声量可用上述公式进行估算，也可以按标准的隔声测量方法直接进行测量。实验表明，用公式计算与实侧结果误差很小，一般在1—5dB范围内。 若采用平均固有隔声量R表示墙体的隔声性能时，在频率l00－3200HZ内，可采用下面的经验式进行计算。

2．3．2 双层结构的隔声设计 双层结构的隔声量受其共振频率的影响较大。其共振频率fr可用下式计算
式中 ρ——空气密度，kg／m3； c——空气中声速，m／s; D——空气层厚度 cm； ml，m 2——各层结构的面密度，kg／m2。 只有入射声波的频率大于／2f时，双层结构的隔声性能才显示出它的优越性。一般来说，共振频率低于30—50Hz为较适合；空气层的厚度不宜小于50mm 。 在双层隔声结构中间的空气层中可悬挂和填充多孔吸声材料，如超细玻璃棉等，其平均隔声量可按增加5—10dB进行估算，这对改善隔声性能是有利的。 双层结构中应尽量避免有刚性连接。最好包括基础、地面、顶棚等在内部做成完全分式结构，有利于保持隔声性能。 双层隔声结构若采用不同材料时，在设汁中应将轻质一面对高噪声源一边，以便降低重质层的声辐射，提高其隔声效果。双层结构的各层可采用不同厚度、不同刚度，以便提高隔声性能。 2．3．3 多层复合结构的隔声设计 多层复合板隔声结构是利用声波在不同介质分界面上产生反射的原理，采用分层材料交替排列构成。多层复合板要求各层材料应软硬相隔，同时利用夹入层间的疏松柔软层，或柔软层中夹入金属板之类的坚硬材料，来减弱板的共振和在吻合频率区域声能的辐射。它广泛应用在隔声门或轻质隔声墙的设计中。其设计要点如下。 ①多层复合板的层次不必过多，一般3—5层即可，在构造合理的条件下，相邻层间材料尽量作成软硬结合形式较好。 提高薄板的阻尼有助于改善隔声量。 ②提高薄板的阻尼有助于改善隔声量。如在薄钢板上粘帖沥青玻璃纤维板等阻尼材料，对削弱共振频率和吻合效应有显著作用。 ③由于多孔材料本身的隔声能力较差，所以在它的表面抹一层不透气的粉刷或粘一层轻薄的材料时，可提高它的隔声性能。 ④隔声门窗的选用与设计。门窗隔声设计关键在于缝隙的密封处理。一般来说门窗扇与门窗框之间的缝隙可采用各种铲口形式的接缝，以及在接缝里衬垫弹性多孔材料如矿棉、玻璃棉、橡皮、毛毡、毛绒、塑料等，以减少缝隙的声传递，并采用加压关闭的措施来改善缝隙的密封程度，提高隔声能力。 门扇结构宜选用填充多材料的夹层结构，其面密度一般控制在30一60kB／m2以内。当门缝内不宜作较复杂的接缝以及设置衬垫时．可利用门厅、走廊、前厅等作为“声闸”．以提高隔声能力。隔声窗的层数，通常可选用单层或双层。需要隔声量超过25dB要求时，可根据情况选用双层固定密封窗，并在两层间的边框上敷设吸声材料，在特殊情况下，可采用三层或多层。 ⑤一些特殊要求的建筑，如厂播音室、医院耳科测听室、研究所精密试验室等，往往需要设计特殊的隔声门，宜采用“声闸”方式设置双层门或多层门，在结构上可采用有阻尼的双层金属板或多层复合板形式，声闸的内壁面应具有较高的吸声性能。 ⑥采用多层窗时，各层玻璃要求选用不同的厚度(5—10mm)，厚的朝向声源一侧，以改善吻合效应的影响。各层玻璃之间四周要衬贴密封及吸声材料，并应避免双层墙间的刚性连接，要防止层间的串声、漏声。在多层玻璃的隔声窗，在安装时各层玻璃最好不要互相平行，以免引起共振。朝声源的一层玻璃可做成倾角(850左右)，使中间的空气层上下不一致，以利于消除低频共振。 2．3．4 隔声设计的程序 2．3．4．1 设计程序 ①由声源特性估算受声点的各倍频带声压级。 ②确定受声点各倍频带的允许声压级。 ⑦汁算各倍频带的需要隔声量。 ④选择适当的隔声结构与构件。 2．3．4．2 室内各倍频带的声压级计算方法 估算受声点各倍频带的声压级，应首先查找、估算或测量声源125－4000Hz 6个倍程频带的声功率级，然后根据声源特性和声学环境，按下式进行计算。 Lp=Lw+10lg(Q/4πr2+4/Rr) L w——声源各倍频带声功率级，dB； Lp——受声点各倍频带声压级，dB； Q——声源指向性因子；当声源位于室内空间、自由声场时Q＝1；当声源位于室内地面、半自由声场时Q＝2；当声源位于地面与墙面交界处Q＝4；当声源位于室内某一角落时Q＝8； r——声源至受声点的距离，m； Rr——房间常数，m2。 房间常数Rr按下式计算。
式中 S——房间内总表面，m2； ?——房间内各倍频带的平均吸声系数； A——房间内各倍频带的总吸声量，m2。 对于多声源情况，可分别求出各声源在受声点产生的声压级，然后按声压级的合成法则计算受声点各倍频带的声压级。 各倍频带需要隔声量的计算式如下。 R＝Lp－Lpa＋5 式中R——各倍频带需要隔声量 Lp——受声点各倍频带的声压级，dB； Lpa——受声点各倍频带的允许声压级，dB。 各倍频带的插入损失．应满足需要隔声量，其值可按下式计算。 Dp=R0+10lgRr/S Dp——各倍频带的插入损失，dB； R0——隔声构件各频带的固有隔声量，dB； S——隔声构件的透声面积，m2； Rr——房间常数，m2 3 吸 声 本章主要学习和讨论吸声降噪的原理、吸声材料的种类特性、吸声结构的设计计算等内容。 3．1 吸声原理 声波在传播过程中遇到各种固体材料时，一部分声能被反射，一部分声能进入到材料内部被吸收，还有一小部分声能投射到另一侧。我们常将入射声能Ei和反射声能Er的差值与入射声能Ei的比值称为吸声系数，记为α，即： α＝(Ei-Er)/Ei 吸声系数α的取值在0—l之间。当α＝0时，表示声能全部反射，材料不吸声；α＝1时表示材料吸收全部声能，没有反射。吸声系数α的值愈大，表明材料(或结构)的吸声性能愈好。—般地，α在0.2以上的材料被称为吸声材料，α在0.5以上的材料就是理想的吸声材料。 吸声系数α的值与入射声波的频率有关，同一材料对不同频率的声波，其吸声系数有不同的值。在工程中常采用125Hz，250Hz，500Hz，1000Hz，2000H2，4000Hz六个倍频程的中心频率的吸声系数的算术平均值来表示某一材料(或结构)的平均吸声系数。 由于入射角度对吸声系数有较大的影响，因此，规定了三种不同的吸声系数。即：垂直人射吸声系数(驻波管法吸声系数)，用α0表示。它多用于材料性质的鉴定与研究；斜入射吸声系数(应用不多)；无规入射系数αT(混响法吸声系数)； 在吸声降噪过程中，常采用多孔吸声材料、板状共振吸声结构、穿孔板共振吸声结构和微穿孔板共振吸声结构等技术方法来实现减噪目的。虽然这些技术方法都能达到程度不同的减噪目标，并且各有特点，但其吸声原理有的是不相同的。 3．1．1 多孔吸声材料的吸声原理 多孔材料一直是主要的吸声材料。有玻璃棉、矿渣棉、无机纤维、合成高分子材料等。在这些材料中，气泡的状态有两种；一种是大部分气泡成为单个闭合的孤立气泡，没有通气性能；另一种气泡相互连接成为连续气泡。噪声控制中所用的吸声材料，是指有连续气泡的材料。 多孔吸声材料的结构特征是在材料中具有许许多多贯通的微小间隙，因而具有一定的通气性。吸声材料的固体部分，在空间组成骨架(筋络)，保持材料的形状。在筋络间有大量的空隙，筋络的作用就是把较大的空隙分阐成许多微小的通路。当声波入射到多孔材料表面时，可以进入细孔中去，引起孔隙内的空气和材料本身振动，空气的摩擦和粘滞作用使振动动能(声能)不断转化为热能，从而使声波衰减，消耗一部分声能，即使有一部分声能透过材料到达壁面，也会在反射时再次经过吸声材料，声能又一次被吸收。 3．1．2 穿孔板共振吸声结构的吸声原理 穿孔板共振吸声结构实际上是由许多单个共振器并联而成的共振吸声结构，当声波垂直入射到穿孔板表面时，暂不考虑板振动。孔内及周围的空气随声波一起来回振动，相当于—个“活塞”，它反抗体积速度的变化，是个惯性量。穿孔板与壁面间的空气层相当于—个“弹簧”，它阻止声压的文化。此外，由于空气在穿孔附近来回振动存在摩擦阻尼，它可以消耗声能。 3．1．3 薄板共振吸声结构的吸声原理 当声波入射到薄板上时，将激起板面振动，使板发生弯曲变形，由于板和固定支点之间的摩擦，以及板本身的内阻尼，使一部分声能转化为热能损耗，声波得到衰减。 当入射声波频率f与薄板共振吸声结构的固有频率一致时，产生共振，消耗声能最大。 3．2 吸声材料 吸声材料最常用多孔性吸声材料，有时也可选用柔性材料及膜状材料等。在工程中人们还常将多孔性吸声材料做成各种几何体来使用。常用的多孔吸声材料有玻璃、矿渣棉、泡沫塑料、石棉绒、毛毡、木丝板、软质纤维以及微孔吸声砖等。 3．3．1 吸声材料种类 多孔材料一般有纤维类、泡沫类和颗粒类三大类型。 多孔材料在使用时必须有护面层，以便于多孔材料的固定，防止飞散、抖落。护面层可采用穿孔护面板、金属丝网、塑料网纱、玻璃布、麻布、纱布等，使用穿孔护面板时要使其开孔率不低于20％，否则会影响材料的吸声性能。 3．2．2 多孔吸声材料的吸声特性 多孔材料的吸声性能除与本身材料性质、入射声波频率有关外，还与材料的使用条件如温度、湿度、气流、背后空气层因素有关。 在材料层与刚性壁之间设一定距离的空腔，可以改善对低频噪声的吸声性能，加多孔材料的厚度，更经济实用。 温度的升高会使吸声材料的吸声性能向高频方向移动，反之向低频方向移动。用时要注意材料的温度使用范围。 湿度增加，会使孔隙内水量增加，堵塞材料的细孔，使吸声系数下降。因此，大的车间或地下室，应选用吸水量小的、耐湿的多孔材料。 气流也会影响吸声材料的使用，因为气流易吹散多孔材料，甚至飞散的材料会堵塞管道，不仅影响吸声效果，而且会损坏风机叶片，造成生产事故。 3．2．3 空间吸声体 在某些噪声环境中，为了使用上的方便将吸声材料做成各种几何体(如平板状、球体、圆锥体、圆柱体、棱形体、正方体等)，把它们悬挂在空中，此时吸声材料各个侧面都能与声波接触，起到空间吸声的作用，因此把它们称为空间吸声体。 吸声体是由框架、吸声材料(常用多孔材料)和护面结构制戊的。吸声体的面积宜取房间平顶面积的30％一40％，或室内总表面积的15％左右。 3．3 吸声结构 根据对多孔吸声材料吸声特性的研究，多孔材料对中、高频声吸收较好，而对低频吸收性能较差，若采用共振吸声结构则可以改善低频吸声性能。 共振吸声结构是利用共振原理制成的，常用的吸声结构有：薄板共振吸声结构、亥姆霍兹共振器、穿孔板共振器吸声结构及微穿孔板吸声结构等。 3．3．1 薄板共振吸声结构 用作薄板共振吸声结构的材料有胶合板、硬质纤维板、石膏板、石棉水泥板、金属板等。根据其吸声原理不难理解，当入射声波频率f与结构的固有频率fr一致时，即产生共振消耗声能。该结构的共振频率fr一般在l0一300Hz之间，可用下式估算。
式中 fr——薄板共振吸声结构的共振频率，Hz； M——薄板的面密度，kg／m2，M＝板厚×板密度 D——空气层厚度，cm。 常取薄板厚度3—6mm．空气层厚度为30一100mm 。其吸声系数一般为0.2－0.5。 3．3．2 穿孔板共振吸声结构 在薄板上打上小孔，在板后与刚性壁之间留一定深度的空腔就组成了穿孔板共振吸声结构，按薄板上穿孔的数目分为单孔共振吸声结构和多孔共振吸声结构。制作这种吸声结构的材料有钢板、铝板、胶合板、塑料板、草纸棉线、石育板等。 3．3．2．1 单孔共振吸声结构(亥姆霍兹共振器) 单孔共振吸声结构也称亥姆霍兹共振器，如图3—5所示。腔体体积为V，颈口颈长为l0，颈口直径为d，腔体通过孔颈与腔外大气连通。
这种结构的腔体中空气具有弹性，相当于弹簧；孔颈中空气柱具有一定质量，相当于质量块，因此可以将它看做一个质量一弹簧共振系统。当声波入射到共振器上时，空气柱将在孔颈中往复运动，由于摩擦作用，使声能转变为热能而消耗。当入射声波频率与共振器固有频率一致时，产生共振。其共振频率为：
式中c——声速，m／s，一般取340m／s； S0——颈口面积，m2； V——空腔体积，m3； lK——颈的有效长度，m，lK=l0+0.85d； lo——颈的实际长度(即板厚)，m； d——颈口直径，m。 当空腔内壁贴多孔材料时，lK=l0+1.2d。 从共振频率计算式可知，只要改变孔颈大小和空腔体积，就可以得到不同共振频率的共振器。而与小孔和空腔的形状无关。但这种结构的吸声频率选择性很强，只对共振频率附近的声波有较好的吸收，因而吸声频带很窄。 3．3．2．2 穿孔板共振吸声结构 穿孔板共振吸声结构实际上是由多个亥姆霍共振器并联而成的共振吸声结构，当小孔分布且孔径一致时，这种结构的共振频率fr可按下式计算。
式中 c——声速，m／s P——穿孔率； D——空腔厚度，m； lK——孔颈有效长度，m 。 工程上常用板厚1—10mm，孔径2一15mm，穿孔率0.5％一15％，空气层厚50—250mm。 这种结构吸声频率选择性也很强，吸声频带很窄。主要用于吸收低、中频噪声的峰值，吸声系数为0.4—0.7。 改善穿孔板共振吸声结构吸声系数的措施： (1)在板后空腔内按一定要求填充适量多孔材料，以增加空气的摩擦； (2)可以考虑采用穿孔板采用不问穿孔串的多层（一般取两层)穿孔板结构，能使吸声频带增宽，提高2—3个倍频程； (3)孔径取偏小值，以提高孔内阻尼。 3．3．3 微孔板共振吸声结构 微孔板吸声结构是我国著名声学专家马大猷教授于1964年首先提出来的。在厚度不超过1nm的薄金属板上开一些直径不超过1nm的微孔，开孔率控制在0.5％一5％，板后留下一定厚度的空腔，这样就构成了微穿孔吸声结构。 这种结构的吸声性能明显优越于前面三类共振结构。它的吸声频带较宽，吸声系数较高，特别是它可用在其他材料或结构不适合的场所(因为它完全不密使用吸声材料)，如高温、潮湿、在腐蚀性气体或高速气流等环境；同时它结构简单、设计理论成熟，其吸声特性的理论计算与实测值很接近，而一般吸声材料或结构的吸声系数则要靠试验测量，理论只起指导作用，因此微孔板共振吸声结构近年来已在噪声控制领域得到广泛应用，效果较好。但它的缺点是微孔加工较困难，且易被灰尘堵塞。 3．4 吸声设计 3．4．1 吸声结构选择与设计原则 (1)应尽量先对声源进行隔声、消声等处理，当噪声源不宜采用隔声措施，或采用隔声措施后仍达不到隔声标准时，可用吸声处理作为辅助手段。 (2)对于中高频噪声，可采用20－50mm厚的常规成型吸声板，当吸声要求较高时可采用50－80mm厚的超细玻璃棉等多孔吸声材料，并加适当的护面层；对于宽频带噪声，可在多孔材料后留50一100mm的空气层，或采用80—150mm厚的吸声层；对于低频带噪声，可采用穿孔板共振吸声结构，其板厚通常可取2—5mm，孔径可取3—6mm，穿孔宰小于5％。 (3)对于湿度较高的环境，或有清洁要求的吸声设计，可采用薄膜复面的多孔材料或单、双层微穿孔板共振吸声结构，穿孔板的板厚及孔径均不大于1mm，穿孔率可取0.5％－3％，空腔深度可取50—200mm 。 (4)进行吸声处理时，应满足防火、防潮、防腐、防尘等工艺与安全卫生要求，还应兼顾通风、采光、照明及装修要求，也要注意埋设件的布置。 3．4．2 吸声设计程序 (1)确定吸声处理前室内的噪声级和各倍频带的声压级，并了解噪声源特性，选定相应的噪声标准； (2)确定降噪地点的允许噪声级和各倍频带的允许声压级，计算所需吸声降噪量△Lp； (3)根据△Lp值，计算吸声处理后应有的室内平均吸声系数α2； (4)由室内平均吸声系数α2和房间可供设置吸声材料的面积，确定吸声面的吸声系数； (5)由确定吸声面的吸声系数，选择合适的吸声材料或吸声结构、类型、材料厚度、安装方式等。 3．4．3 吸声计算 3．4．3．1 房间平均吸声系数和计算 如果一个房间的墙面上布置有几种不同的材料时，它们对应的吸声系数和面积分别为α1、α2、α3和S1、S2、S3，房间平均吸声系数为：
3．4．3．2 吸声量的计算 吸声量又称等效吸声面积，为吸声面积与吸声系数的乘积。 A＝αS A——吸声量，m2； α——吸声系数； S——使用材料的面积，m2。 如果一个房间的墙面上布置有几种不同的材料时，则房间的吸声量为：
Ai——第i种材料组成壁面的吸声量，m2 αi——第i种材料的吸声系数； Si——第i种材料的面积，m2。 3．4．3．3 室内声压级的计算 房间内噪声的大小和分布取决于房间形状、墙壁、天花板、地面等室内器具的吸声特性，以及噪声源的位置和性质。室内声压级的通常用下式计算： Lp=Lw＋10lg(Q/4πr2 ＋4/Rr) 式中 Lp——室内声压级，dB； L w——声功率级，dB； Q——声源的指向性因素，取值同2.3.4.2，声源位于室内中心，Q＝1；当声源位于室内地面或墙面中心，Q＝2；当声源位于室内某一边线中心，Q＝4；当声源位于室内某一角，Q＝8； r——声源至受声点的距离，m； Rr——房间常数，m2。 房间常数Rr按下式计算。
3．4．3．4 混响时间计算 在总体积为V（m3）的扩散声场中，当声源停止发声后声能密度下降为原有数值的百万分之一所需的时间或房间内声压级下降60dB所需的时间，叫做混响时间，用T表示。其定义为赛宾公式。 T=0.161V/S? 3．4．3．5吸声降噪量的计算 △Lp=10lg(A2/A1) △Lp=10lg(T1/T2) 式中 A1，A2——吸声处理前、后的室内总吸声量，m2； T1，T2——吸声处理前、后的室内混响时间，s。 4 消 声 消声器是一种在允许气流通过的同时，又能有效地阻止或减弱声能向外传播的设备。本章主要介绍了几种常见消声器的性能参数，消声机理及消声设计包括阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合消声器等。 4．1 消声原理 4．1．1消声器性能评价 消声器是安装在空气设备(如鼓风机、空压机)气流通道上或进、排气系统中的降低噪声的装置。消声器能够阻挡声波的传播，允许气流通过，是控制噪声的有效工具。消声器的性能主要从以下三个方面来评价。 4．1．1．1 消声性能 消声件能即消声的消声量和频谱特性。消声器的消声量通常用传声损失和插入损失来表示。现场测试时，也可以用排气口(或进气口)处两端声级来表示。捎声器的频谱特性—般以倍频1／3频带的消声量来表示。 4．1．1．2 空气动力性能 空气动力性能即阻力损失或阻力系数。消声器的阻力损失通常是用消声器入口和出口的全压来表示的，阻力系数可由消声器的动压和阻损算出。在气流通道上安装消声器，必然会影响空气动力设备的空气动力性能。如果只考虑消声器的消声性能而忽略了空气的动力性能，则在某种情况下，消声器可能会使设备的效能大大降低，甚至无法正常使用。 4．1．1．3 结构性能 结构性能对于具有同样的消声性能和空气动力性能的消声器的使用具有十分重要的现实意义。一般地，几何尺寸越小，价格越便宜，使用寿命越长，则该消声器结构性能就越好。 4．1．2 消声性能参数 消声器的消声量是评价其声学性能好坏的重要指标。但是，测量方法不同，所得消声量也不同。当消声器内没有气流通过而仅有声音通过时，测得的消声量称为静态消声量：当有声音和气流同时通过消声器时，测得的消声量为动态消声量。 消声器测量方法国家标准(GB 4760一84)对消声器实验室测量方法和现场测量方法作了详细的规定，实验室测量方法是在可控实验室条件下较深入细致地测试消声器的性能，主要适用于以阻性为主的管道消声器。现场测量方法是在实际使用条件下直接测试消声器的消声效果，适用于一端连通大气的一般消声器。 评价消声器声学性能好坏的量有下列4种。 4．1．2．1 插入损失(IL) 在系统中，装置消声器以前和装置消声器以后相对比较之差定义为消声器的插入损失，符号：IL，单位：分贝(dB) 插入损失就是指系统中插入消声器前后在系统外某定点测得的声压级差。 可以在实验室内典型试验装置测量消声器的插入损失，也可以在现场测量消声器的插入损失。 在实验室内测量插入一般应采用混响室法或半消声室或管道法。这几种方法都应进行装置消声器以的和以后两次测量，先作空管测量，测出通过管口辐射噪声的各倍频带或1／3倍频带声功能各频带的插入损失等于前后两次测量所得声功率级之差，当测试条件不变时，声功率级之差就等于给定测点处声压级之差。 现场测量消声器插入损失符合实际使用条件，但受环境、气象测距等影响、测量结果应进行修正。 无论是实验测量还是现场测量，A计权插入损失IL(dB)的计算式如下： ILA＝LpA1一LpA2 式中 LpA1——噪声源本身的A声级，dB(基准值为2×10—5Pa)； LpA2——装置消声器后的A声级，dB(基难值为2×10—5Pa) 4．1．2．2 传声损失(R) 消声器进口端入射声能与出口端透射声能相对比较，入射声与透射声声功率级之差，称为消声器的传声损失，用R表示，单位为分贝(dB)。以通常情况下消声器进口端与出口端的通道截面相同，声压沿截面近似均匀分布，这时传声损失等于入射声声压级之差。 测量消声器的传声损失，必须在实验室给定工况下分别在消声器两端进行测量，在消声器进口测出对应于入射声的倍频带或1／3频带声功率级，在出口端测出对应于透射声的相应于功率级，各频带传声损失等于两端分别测量所得频带声功率级之差。一般应以管道法测量入射声和透射的声压级。各频带传声损失(R)有下式决定。

入射声声压级，dB(基难值为2x
透射声声压级，dB(基准值为2x K i——入射声的背景噪声修正值，dB； Kt——透射声的背景噪声修正值，dB； Si——消声器上游管道通道截面面积，m2。 St——消声器下游管道通道截面面积，m2。 当实际使用的噪声源频为已知时，由实测各频带传声损失计算出A计权传声损失(RA)， 4．1．2．3减噪量(LNR) 在消声器进口端面测得的平均声压级与出口端面测得的平均声压级之差称为减噪量(LNR)，其关系式如下： LNR=Lp1－Lp2 式中 Lp1——消声进口端面平均声压级，dB； Lp2——消声出口端面平均声压级，dB 。 这种测量方法误差较大，易受环境反射、背景噪声、气象条件等影响。 4．1．2．4衰减量(LA) 消声器内部两点问的声压级的差值称为衰减量，主要用来描述消声器内声传播的特性，通常以消声器单位长度的衰减量(dB／m)来表示。 4．2 消声器分类及消声机理 消声器的种类很多，但究其消声机理，可以把它们分为6种主要类型，即阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合式消声器、微穿孔板消声器以及小孔消声器和有源消声器。 4．2．1 阻性消声器 阻性消声器主要是利用多孔吸声材料来降低噪声的。把吸声材料固定在气流通道的内壁或使之按照一定的方式在管道中排列，就构成了阻性消声器。当声波进入阻性消声器——部分声能在多孔材料的扎隙中摩擦面转化热能耗掉，使通过消声器的声波减弱。 阻性消声器的消声量与消声器的形式、长度、通道截面积有关，同时与吸声材料的种类、密度和厚度等因素也有关。 阻性消声器一般有管式、片式、蜂窝式、折板式和声流式等几种。 4．2．1．1 管式消声器 管式消声器是格吸声材料固定在管道内壁上形成的，有宜管式和弯管式，其通道可以圆形的，也可以是矩形的。管式消声器，加工简易，空气动力性能好，适用于气体流量较小的的情况。 4．2．1．2 片式消声器 片式消声器是由一排平行的消声片组成，它的每个通道相当个——个矩形消声器，这种消声器的结构不复杂，中高频消声效果好，消声量一般为15—20dB／m，阻力系数较小，约为0.8。片式消声器的片间距离可100—200mm，片厚可取50—150mm，取各消声片厚度相等，间距相等。 片式消声器的消声量与每个通道酌宽度a有关，a越小，△L就越大，而与通道的数目和高度没有关系。但是，在通道宽度确定以后，数目和高度就对消声器的空气动力性能有影响。因此，流量增大以后，为了保证仍有足够的有效流通面积和控制流速，就需要增加通道的数目和高度。 4．2．1．3 蜂窝式消声器 蜂窝式消声器是由许多平行的小管式消声器并联而成的，其设计计算与直管式消声器类似，因为每个小管都是互相并联的，所以只需计算一个单元小管的消声量，就可以表示整个消声器的消声量。蜂窝式消声器的单元通道应控制在200mm ×200mm以内。蜂窝式消声器的优点是中高频消声效果好，并可以根据不同的适应范围，设计单元结构，按风量大小选取不同个数的单元进行组合，便于实现产品的系列化。但这种消声器的阻力损失较大，阻力系数一般在1—1.5之间。因此，蜂窝式消声器适用于控制大型鼓风机的气流噪声，布要求阻力严格的情况下不宜采用。 4．2．1．4 折板式消声器 折板式消声器是由片式消声器演变而来的，为了提高高频区的消声性能，把消声片做成弯折状。为了减小阻力损失，折角应小于20o。声波在折板式消声器内往复多次反射，可以增加声与吸声材料的接触机会，因此使消声效果得到提高。但折板式消声器的阻力损失比片式的大，阻力系数一般在1.5—2.5之间，适用于压力和噪声较高的噪声设备(如罗茨鼓风机)，低压通风机则不适用。 4．2．1．5 迷宫式消声器 在通风管系统中，可利用管道沿途的箱或室作成迷宫式消声器(也称室式消声器)，在隔声罩或声室的顶部，可设计沿顶部的室式消声器。 迷宫式(室式)消声器的气流速度不能过大，一般应控制在5m／s以下，适用于自然通风情况，否则会产生强大的气流再生噪声，使消声器失效。另外，它的阻力损失也较大。 4．2．1．6 声流式消声器 声流式消声器是由片式和折板式发展而成的。这种消声器把吸声材料作成止弦波状，或流线和菱形，这样不但使声波由于反射次数增加和对某些频率产生吻合效应从而改善吸声性能，而且还使气流能较为通畅地通过，从而可达到高消声、低阻损的要求、声流式消声器的阻力系数介于片式和折板式消声器之问，适用于大断而的流通管道，对高频噪声有良好的消声作用。但它的缺点是加工复杂，造价较高。 4．2．2 抗性消声器 抗性消声器与阻性消声器的消声机理是完全不同的，它的特点是没有效设吸声材料而不能直接吸收声能。选取适当的管和室进行组合，就可以滤掉某些频率成分的噪声，从而达到消声的目的。 抗性消声器适用于消除中、低频噪声，主要有扩张室式和共振式两种型。 4．2．2．1 扩张室式消声器 扩张式消声器也称膨胀式消声器，是利用管道横断面的扩张和收缩引起的反射和干涉来进行消声的。这种消声器的最大量是由扩张比决定的，在一定范围内，消声量随扩张比的增大而增大。 若把单节扩张室消声器串联使用，组合成多节扩张室式消声器，则可以增加消声量，若各单扩张室采用不同的长度，并将扩张室的入口管和出口管分别插人扩张室内，则可以使各节扩张室的频率互相错开，从而避免出现某些频率附近根本不消的现象，改参消声器的频率特性，这种施行的方法．虽常用是一根插入管掘入扩张室长度的二分之一、另一个插人扩张空长度的四分之一． 扩张室式消声器多用于消低频脉噪声(如空压机、排气口、发动机排气管道等)。管道直径不宜过大，超过400mm时可采用多管式。 4．2．2．2 共振式消声器 最简申的共振式消声器是单腔共振式消声器。在一段气流通道的管壁上开若干个小孔，并与外面密闭的空腔相通，小孔和密闭的空腔就组成了一个共振式消声器。 共振式消声器的消声原理和穿孔共振结构的相似。当外界声波的频率与共振式消声器的固有频率相同时，这个系统会产生共振，此时振动幅值最大，孔径中的气体运动速度也最大，摩擦和阻力的存在使大量的声能转变为热能，从而达到消声的目的，由此可见，共振式消声器与扩张室式消声器的不同之处在于，前者在固有频率附近有最大的消声量，而后者却在其固有频率附近几乎不消声。 共振式消声器气流通道的截面积，主要应根据空气动力性能的要求选定。在一般情况下，对于单通道，直径应小于250mm 。当气流流量加大需用多通道时，每个通道的宽度可取100一200mm，另外共振式消声器必须满足以下几个条件； (1)共振腔的长、宽、高(或深度)尺寸，都要小于共振频率的1／3波长。 （2)穿孔段长度不应大于共振频率的1/12波长。而且穿孔要尽量集中在共振腔的中部，呈均匀分布。 共振式消声器适用于消防噪声中特别强烈的低中频峰值频率成分。 4．2．3 阻抗复合式消声器 阻性消声器在中高频范围内有较好的效果，而抗性消声器可以有效地降低中频噪声。若取这两种消声器结构的优点，就能够获得在较宽的频率范围内令人满意的消声效果。把阻性结构和抗性按照一定的方式组合起来．就构成了阻抗复合消声器。常用的阻抗复合式消声器有阻性—扩张室复合式、阻性－共振腔复合式、阻—共—扩复合等。 4．2．4微孔板消声器 微孔板消声器是阻抗复合式消声器的一种特殊形式，微孔板吸声结构本身就是一个有阻性又有抗性的吸声元件，把它们进行适当的组合的排列，就构成了微空孔板消声器。 4．2．5小孔消声器 小孔消声器是一根直径与排气管直径相等、末端封闭纳管子，管壁上钻有很多小孔，降低气体排放时产生的噪声的一种消声器。 为了使得安装小孔消声器后能不影响排气效率，一般要求小孔的总面积等于排气管管口面积的1.5—2.0倍。另外，小孔消声器的上小孔之间应有足够大的距离，这时，各个小孔的喷气才能被看做是独立的，否则小孔消声器的消声量就会减少。 小孔消声器具有体积小、重量轻和消声能力大的特点。在应用方面，其主要用来控制空气压缩机及锅炉排气、钢铁企业的高炉放风等产生的噪声。 4．2．6有源消声器 有源消声器(也称电子消声器)是一套仪器装置，它主要由传声器、放大器、相移装置、功率放大器和扬声器等组成。传声器将接收到的声压转变为相应的电压，通过放大器把电压放大到相移装量所要求的输入电压，然后经相移装置把这个电压的相位改变1800，再送给功率放大器，功率放大后的电压经扬声器又转变为声压，这时的声压与原来的声压正好是大小相等而相位相反，这两个声压彼此相互抵消，就形成了噪声抑制区。 4．3消声器设计 4．3．1 消声设计原则及方法 消声设计适用于降低空气动力性机器、设备的噪声。几这些空气动力机械设备(如鼓风机、通风机、压缩机、及各种排气放空设备等)辐射噪声超过国家有关标准规定，都应设计安装与其相匹配的消声器。 设计安装消声器是控制气流噪声通过管道等介质障碍向外传播的重要措施。虽然消声器种类很多，但在进行具体设计安装时，除了要自身的特点，还必须始终遵循总的设计原则和方法。 4．3．1．1 设计原则 消声器的设计主要有四个原则： (1)根据噪声源所需要的消声量、空气动力性能要求以及空气动力设备管道中的防潮、耐油、防火、耐高温等要求，选择消声器的类型。 ①对低、中频为主的限声源(如离心通风机等)，可采用阻性或阻抗复合式消声器； ②对带宽噪声源(如高速旋转的鼓风机、燃汽轮机等)，可采用阻抗复合时消声器或微穿孔板消声器； ③对脉动性低频躁声源(如空燃机、内燃机等)，可采用抗性消声器或微穿孔板消声器； ④对高压、高速排气放空噪声，可采用小孔消声器； ⑤对潮湿、高温、油雾、有火焰的空气动力设备，可采用抗性消声器或微穿孔板消声器。 (2)根据噪声源空气动力性能的要求，考虑消声器的空气动力性能失控制在能使该机械设备正常工作的范围内。 (3)设计消声器时，应考虑消声器可能产生的气流再生吸声的影响生噪声级低于该环境允许的吸声级。 (4)为了降低消声器的阻力损失和气流再生噪声，保证消声器的正常使用，必须降低消声器和管道中的气流速度。对于空调系统，主管道中和消声器内的流速应控制在10m／s以下。对于内燃机进、排气消声器中的气流速度，—般应控制在50一60m／s以下。鼓风机、压缩机、燃气轮机进、排气消声器中的气流速度，应控制在30m／s以下。周围无工作人员的高压高速徘气放空消声器，气流速度应限制在60m／s以下。 此外，消声器的设计还应考虑到隔声及坚固耐用，井使其体积大小与空气动力机械设备相匹配。 4．3．1．2 设计方法 设计消声器时，必须要先查找数据(A声级和倍频带声压级等)，选择消声器安装的最佳方案。估算及测量要求作消声处理的空气动力机械设备的噪声并确定辐射噪声的部位和传播噪声的主要途径，从而选择消声量。最后根据所需要的消声量、空气动力性能以及其他要求选择符合要求的消声器。 4．3．2 消声器安装 阻性消声器是用吸声材料安装在气流通谊内制作而成的。当噪声沿着吸声管道传播时，声波便“分散”到多孔的吸声材料里，激发材料中无数小孔内的空气分子振动，由于摩擦和钻滞阻力，使声能变成热能，从而达到消声的目的。 由此可以看出，材料吸收性能越好，管道越长，消声量就越大；在设计阻性消声器时应当尽可能选用吸声系数高的材料，同时必须详细计算通道各部分的尺寸。 设计阻性消声器时，应注意高频失效的影响。对于小风景的细管道，可以选用直管式消声器，但对于风量较大的租管道，就必须采用多通道形式。 4．3．2．1 阻性消声器的设计步骤 (1)确定消声器的结构形式； (2)选用合适的吸声材料； (3)确定消声器的长度； (4)合理选择吸声材料的护面结构； (5)根据高频失效和气流再生噪声的影响 4．3．2．2 阻性消声器结构形式的选择 (1)当管道直径不大于300一400mm时，可选用单通道直式消声器。 (2)当管道直径大于400mm时，可选用片式俏声器，片式消声器的片间距值取l00一200mm，片厚值取50—150mm；通常使片厚与片距相等。片式消声器的A级消声量可按15dB／m估算；其阻力系数可取0.8D。 (3)当需要获得比片式消声器更高的高额率消声量时，可选用折板式消声器，它适合用于压力较高的高噪音设备消声(如罗茨鼓风机等)。折板式俏声器消声片的弯折，应选用视线不能透过为原则，折角不宜超过200，其A级消声量可按20dB／m估算；其阻力系数，可取为1.5—2.5。 (4)当需要获得较大消声量和较小损失时．可选用消声通道为正弦波形流线或菱形的声流式消声器。其阻力系数可利用在片式与折式板消声器之间选取。 (5)在通风雷道系统中，可利用沿途的箱室设计式消声器(即迷宫式消声器)通常，用割断的小室数取3—5个。空式消声器内的流速宜小于5m／s。 (6)对风量不高的通风系统，可选用消声弯头，其气流速度宜小于8m/s。 (7)阻性管式消声器，一般来说结构简单，尺寸小，压力损耗小，适合用于风道截面积较小的场合，如果风道截面积较大，由于高失效频率的影响，则考虑采用其他形式消声器。 4．3．3．l 扩张式消声器设计 当噪声明显为低中频利脉动特性时，或气流通道内不应使用吸声材料时，比如空气压缩机进排气口、发动机排气口管道等可选用扩张式消声器。 (1)程序设计 ①根据将要的消声频率特性，合理的分布最大消声频率长度及其插入口的长度。 ②根据需要的消声量，确定扩张比M，设计扩张室部分尺寸。 ③验算所设计扩张空消声器的上下截率是否在所需要消声的频率范围之外，否则重新修改方案。 ⑵消声量 扩张室消声器消声量取决于扩张比M与扩张室的长度算。 (3)消声器设计 在进行消声器的具体设计时，应注意以下几方面： ①采用多行扩张室消声器串联的方法来增大消声室时，各节扩张室的长度设计等的数值，使他们的通过频率互相错开。 ②为了获得更高的消声效果，通常几节不同长度的扩张室串联的同时每节扩张室内分别插人内接管，其长度分别等于室长的1／2与1／4。为了改善消声器的空气动力性能，通常穿孔率大于25％的穿孔管同扩张室的插入管连接起来。 ③扩张室消声器的内管管径不宜过大，管径超过400mm，可采用多管式消声器。 ④扩张室消声器属于抗性消声器，具有良好的低频消声性能，耐高温，常在通风成内燃机排气消声器中使用；但由于消声频带窄，对中高频消声差，工程中常与阻性消声器组合成抗复合式消声器使用； 4．3．3．2 共振式消声器设计 单通道共振式消声器其通道直径—通道宽度可取100—200mm，共振腔消声器的几何尺寸(长、宽、高)都应小于共振频率之波长的1／3，穿孔位置应自中在共腔中部均匀分布，穿孔部分长度不宜超过共振频率波长的1心。 4．3．4 阻性—共振腔—扩张室复合消声器 此消声器的阻性部分以多孔材料作吸声体，粘贴在消声器通道用壁上，阻性部分由共振腔和扩张室组成，它根据阻性与抗性两种不同的消声原理，结合具体的噪声源特点和现场情况，通过不同的介式恰当的进行组合，把抗性和阻性的特点集于一体，广泛府用于去除高声强宽频带噪声和高、中、低频噪声。 4．3．5 微穿孔板消声器 微穿孔板消声器是利用微穿孔板吸声结构原理制成的消声器，选用穿孔板不同穿孔率与板后不同组合，就可以在较宽的频率范围内获得良好的消声效果。 4．4 消声器的选用 4．4．1 消声器的选用 消声器的选用一般应考虑以下因素。 4．4．1．1 噪声源特性分析 在具体选用消声器时，必须首先弄清楚需要控制的是什么性质的噪声源，是机械噪声、电磁噪声，还是空气动力性噪声。消声器只适用于降低空气动力性限声，对其他噪声源是不适用的。空气动力性质不同，可分为低压、中压和高压；按其流速不同，可分为低速、中速和高速；按其输送气体性质的不同，可分为空气、蒸汽和有害气体等。 4．4．1．2 噪声标准确定 在具体选用消声器时，还必须弄清楚应该将噪声控制在什么水平上。则安装所选用的消声器后，能满足何种噪声标准的要求。因此，在设计消声量时，必须参照国家的有关标准。 4．4．1．3 消声量计算 在计算消声量时要考虑因素的影响；第一。背景噪声的影响，有些待安装消声器的噪声源，使用环境条件较差背景噪声很高或有多种声源干扰。这时，对消声器产量的要求不一定太苛刻，噪声源消声器的噪声略低于背景噪声即可。第二，自然衰减景的影响，声波随距离的增加而衰减。在计算消声量时。应减去从噪声源控制区沿途的自然衰减员。 4．4．1．4 造型与适配 消声器—定要与噪声源相匹配，一般来说，消声器的额定风量应等于或稍大于风机的实际风量。若消声器不是直接与风机进风管道相连，而是安装与密封隔声室的进风时消声器设计风景必须大于风机的实际风量，以免密封隔声室内形成负压。消声器的风速应等于或小于风机实际流速，防止产生过高的再生噪声。消声器的阻力应小于获等于的允许阻力。 4．4．1．5 综合治理、全面考虑 安装消声器是降低空气功力性吸声最有效的方法，但不是唯一的措施。在选用和安装消声器时应全面考虑，按呼声源的分布传播途径、污染程度以及降噪要求等。采取阳声、隔振、吸声、阻尼等综合治理措施，才能获得较理想的效果。 4．4．2 消声器的安装 消声器的安装一般应注意以下几个问题： (1)消声器的接口要牢靠 (2)在消声器上加接变径管 (3)应防止共他噪声传入消声器的后端 (4)消声器安装场所应采取防护措施 (5)消声器片间流速应适当 5 隔振与阻尼 声音是由声源振动而产生，故物体的振动也会产生噪声。对于振动产生的固体声，一般采用隔振措施。常见的隔振器主要有金属隔振器、橡胶隔振器、空气橡胶弹簧隔振器、各种隔振垫等。阻尼降噪措施主要用于板结构的物体振动，如输气管道、机器的防护壁、车体飞机外壳等。本章主要介绍隔振与阻尼原理、各种隔振元件的性能特点及隔报元件与阻尼村料的选择和设计。 5．1 隔 振 5．1．1 振动概述 振动是一种周期性往复运动转或重复运动部件的不平衡和部件的相互碰撞。任何一种机械都会产生振动，而机械振动产生的主要原因是旋转或往复运动部件的不平衡、磁力不平衡和部件的相互碰撞。 振动和噪声有着十分密切的联系，声波就是由发声物体的振动而产生的，当振动的频率在20Hz一2kHz的声频范围内时，振动源同时也是噪声源。 振动能量常以两种方式向外传播而产生噪声，一部分由振动的机器直接向空气辐射，称之为空气声；另一部分振动能量则通过承载机器的基础，向地层或建筑物结构传递。在固体表面，振动以弯曲波的形式传播，因而能激发建筑物的地板、墙面、门窗等结构振动，再向空中辐射噪声，这种通过固体传导的声叫做固体声。 固体声及空气声，隔振就是将振源(即声源)与基础或其他物体的近于刚性联接改成弹性联接，以防止或减弱振动能量的传播，实际上振动不可能绝对隔绝，所以通常称为隔振减振。 5．1．2 隔振原理 隔振通常分为两类：将隔振器设在振源与基础之问，阻断从振源传到基础的振动称为积极隔振(也称主动隔振)；在操作工人与振器之间，操作工人与振动的地板之间，精密机器或仪表与它们的基础之间设置隔振器，阻断从振器械、楼板(基础)传到人的振动，精密机器或仪表上的振动，称做消极隔振(也称被动隔振)。 5．1．1．3 传振系数 传振系数又称做“振动传递串”、“隔振效率”。是表征隔振的效果的常用物理量，记作T。它就是通过隔振元件传递过去的力与总干扰力之比，即： T＝传递力/总干扰力 T越小，说明通过隔振器传递过去的力越小，因而隔振效果较好，隔振器的性能也越好。如果机械设备与基础是刚性联接，则T＝1，即干扰力全部传给基础，说明没有隔振作用；如果在设备与基础之间安装隔振装置，使T＝0.2，即传递过去的力只是干扰力的20％。因此，传递系数的理论计算是隔振理论的关键所在。 5．1．1．4 隔振系统中控制振动的三个基本因素 隔振系统中控制振动及其传递的三个基本因素是：弹簧或隔振器的刚度、质量及系统支承即隔振器的阻力。 (1)刚度 隔振器的刚度越大，隔振效果越差，反之隔振效果越好。必须指出的是，对于一个设计正确有隔振系统，支承的刚度计算最重要，但弹簧及隔振器的刚度对物体振幅的影响不大。 (2)质量 被隔离的物体的质量使支承系统保持相对静止，物体质量越大，在确定振动力作用下物体振动越小，增大质量还包括增大隔振底座的面积，以增大物体的惯性矩，可减小物体的摇晃，但质量的增加并不能减小传递率。 (3)阻力 隔娠系统的支承阻力有以下的作用：在共振区减小共振峰，抑制共振振幅；减弱高频区物体的振功，阻力的作用有利也有粹，设计时需特别注意。 5．1．1．5 冲击隔离 对于脉冲冲击也可以考虑隔离，也分为积极与消积的两类。积极的冲击是隔离锻压孔、冲床处其他只有脉冲冲击力的机械，以减小其对环境的影响；消极的冲击隔离是隔离的基础的脉冲冲击，使安装在基础上的电子仪器及精密设备能正常工作。 冲击隔离可分为积极的冲击隔离和消极冲击隔离，二者的传递率估算基本相同，也就是说隔离原理是相同的。 5．1．2 隔振元件 从理论上说，凡是具有弹性的材料均能作为隔振元件，但在实际工程应用上受到很多条件的限制。 5．1．2．1 隔振器 它是一种弹性支承元件，是经专门设计制造的具有单个形状的、使用时可作为机械零件来装配安装的器件。最常用的隔振器可分为：弹簧隔振器，包括金属螺旋弹簧隔振器、金属碟形弹簧隔振器、不锈钢丝绳弹簧隔振器，金属丝网隔振器，橡胶隔振器，橡胶复合隔振器以及空气弹簧隔振器等。 (1)金属弹簧隔振器 金属弹簧隔振器是目前国内外应用较广泛的隔振器，它的适用频率范围在1.5—12Hz之间. 金属弹簧隔振器的主要优点是弹性好，耐高温、耐油、耐腐蚀、不老化，寿命长，固有频率低，阻尼性能好(有些隔振器在进行改进后，阻尼性能有所提高，如螺旋隔振器)，承载能力高等。缺点是对于一些阻尼系数较小的隔振器，容易发生共振，则很可能损坏机械设备。其次，金属弹簧的水平刚度较竖立刚度小，容易产生晃动，因而常须附加一些阻尼材料。 (2)橡胶隔振器 适合于中小型设备和仪器的隔振，适用频率范围为4—15Hz。橡胶内部阻力比金属大得多，高频振动隔离性能好，隔声效果也很好，阻力比为0.05一0.23。由于橡胶成型容易，与金属也可牢固地粘接，因此可以设计制造出各种形状的隔振器，而且重量轻，体积小，价格低，安装方便，更换容易。其缺点是耐高温、耐低温性能差，普通橡胶隔振器适用的温度为0一70℃，易老化，不耐油污，承载能力较低。 决定橡胶隔振器动刚度和静刚度的因素是：橡胶的材料、橡胶的硬度及橡胶隔振器的形状，从形状及受力变形可把橡胶隔振器分成压缩型、剪切型和复合型三类。 橡胶隔振器的性能与质量主要取决于橡胶的配方与硫化工艺，在隔振器的形状及橡胶配方决定后，硫化工艺如硫化温度及时间是相当重要的，复杂的橡胶隔振器往往需要经过多次试验总结才能确定加工工艺，以取得预期的力学性能。 (3)橡胶空气弹簧隔振器 橡胶空气弹簧隔振器与前述的橡胶隔振器的作用原理完全不一样。橡胶隔振器是靠橡胶本体的弹性形变取得隔振效果，而橡胶空气弹簧隔振器只靠橡胶气囊中的压缩空气的压力变化取得隔振效果，其工作的固有频率低(0.1—5Hz)、共振阻力性能好。缺点是价格高，承载能人有限。 5．1．2．2 隔振垫 是内具有一定弹性的软材料如软木、毛毡、橡胶垫、海绵、玻璃纤维丛泡沫塑料等构成。 (1)橡胶隔振垫 它的性能与橡胶隔振器相似，主要优点是具有持久的高弹性，有良好的隔振、隔冲和隔声性能；造型和压制方便，能满足刚度和强度的要求；具有一定的阻力性能，可以吸收机械能量，对高频振动量的吸收尤为突出；由于橡胶材料和金属表面间能牢固地粘接，因此不但易于制造安装，而是可以利用多层叠加减小刚度，改变其频率范围，价格低廉。 橡胶隔振垫的缺点，如易受温度、油质、臭氧、日光及化学溶剂的侵蚀，造成性能变化及老化，易松弛，因此寿命一般为5—8年，橡胶隔振垫的适用频率范围为10—15Hz，(多层叠放可低于10Hz)。 (2)毛毡 毛毡的适用范围为30Hz左右：毛毡作为隔振垫层使用的优点是：价格便易，容易安装，可任意裁剪使用，与其他材料表面粘接性强；变形在25％以内时载荷特性为线性，超过25％，显示了急剧的非线性，其刚度是前者(25％以内变形的刚度) 十倍。毛毯由天然原料制造，防火防水性能差，但在其他方面，如老化防油等方面却比较强。 (3)玻璃纤维 玻璃纤维作为弹性垫层，对于机器或建筑物基础的隔振均能适用。用树脂胶结的玻璃纤维板是新型的良好隔振材料，当载荷为1—2N／cm2时，其最佳厚度为10一15cm，固有频率约为10H z。玻璃纤维的优点是能防火，耐腐蚀；在其弹性范围内加以重量载荷，不易变形；在温度变化时，弹性也较稳定。在受潮后，隔振效果会受影响，这是它的缺点。 (4)海绵橡胶和泡沫塑料 橡胶和塑料本身是不可压缩的，在其变形时体积几乎不变，若在橡胶或塑料内形成空气或气体的微孔，它就有了压缩性，经过发泡处理的橡胶和塑料称为海绵橡胶利泡沫塑料。由海绵橡胶或泡沫所构成的弹性支承系统，其优缺点主要是：可得到很软的支承系统；裁切容易，安装方便；载荷特性表现为显著的非线性；产品难以满足品质的均匀件。 5．1．2．3 管道柔性接管 在设备的进出管道上安装柔性接管是防止振动从管道传递出去的必要措施，柔性接管在空压机、风机、水泵及柴油机上都有应用。按材料不同可把管道柔性接管分成以下两大类。 (1)橡胶柔性接管 橡胶柔性接管又称避振喉及橡胶接管，一般可用于温度100℃以下，压力2.0MPa以下的液体或气体传输管道中，可大幅度降低振动在管道中的传递和有效地隔离和降低管道噪声；水泵的进出管道、罗茨风机的进出管道以及空压机、真空压机、真空泵的进气管道中均可装置橡胶柔性接管。 (2)不锈钢波纹管 对于柴油机出口、空压机出口及真空泵出口管道，若其工作温度高于100℃，而又有一定的压力要求，则可以安装不锈钢波纹管。不锈钢波纹管是把不锈钢薄板制成波纹形管道，两端焊上不锈钢法兰而制成的。有的不锈钢波纹管外面再套上保护丝网圈，管内设有导向管；它可以承受－70—300℃的温度；其承受的最大压力由管径决定，一般管径越小，耐压越大，它的允许轴向和横向位移是每条波位移之和。不锈钢波纹管的性能稳定，耐腐蚀，寿命长，但价格较高，一般需按具体要求定制。 5．1．2．4 弹性吊钩——吊式隔振器 弹性吊钩实际上也是一种隔振器，是用于管道从隔声结构悬吊的，可以防止管道的振动传给建筑结构，也可以防止固体噪声互相传播。目前在高层建筑或声学要求较高的场所应用较多。弹性吊钩一般用金属螺旋弹簧或橡胶块作为弹性元件，前者工作时的固有频率可小于10Hz，后者工作时的固有频率为200Hz左右，前者隔离振动效果较好，后者隔离固体器噪声及高频振动效果好，选用时应加以注意。弹性吊钩下端有可悬吊管道的管箍或卡箍，上端有可调节高低的吊钩。 5．1．2．5 其他隔振元件 (1)弹性管道支承——用于管道下部的支承； (2)高弹性橡胶联轴器——代替刚性联轴器； (3)油阻力器——与隔振器并联以增加系统的支承阻力； （4）动力吸振器——吸收单一频率的振功能量，以降低隔振系统中的机器或设备的振动。 5．1．3隔振设计 5．1．3．1隔振元件的选择 随着振动与噪声控制技术渐为人们所重视，隔振支承的应用越来越普及了，但对于某一具体隔离对象而言，特别是那些外形轮廓不规则、重心位置不易计算的机器设备，如何正确地设计弹性支承系统，如何选择隔振元件，设计人员感到难度较大，实际工作中常常发生由于选择装置不当而引起的许多麻烦，致使隔振装置达不到预期的效果，有的甚至比不装隔振支承更坏。 对于—个高质量的可靠的隔振系统弹性支承的设计，不但有理论问题，而更重要的是实践经验。 (1)频率范围 为获得良好的隔振效果，隔振系统的固有频率与相应的振动频率之比应小于1/21/2(一般推荐1／2.5—1／4.5)。当固有频率f0≥20一30Hz，可用毛毡、软木、橡胶隔振垫及一些较硬的橡胶隔振器、金属丝网隔振器。当固有频率f0=2—10Hz，可选用金属弹簧，橡胶隔振器，复合隔振器、海绵橡胶及泡沫塑料等。当固有频率f0＝0.5—2Hz，可选用金属弹簧隔振器、空气弹簧隔振器。 (2)静载荷与动载荷 隔振元件选择是否恰当，另一个重要因素是每一个隔振器或隔振垫的载荷是否合适，—般应使隔振元件所受到的静荷为允许载荷的90％左右，动载荷与静载荷之和不超过其最大元件允许载荷，对于隔振垫，允许载荷或推荐载荷是指单位面积的载荷。 另外，各隔振器的载荷应力求均匀，以便采用相同型号的隔振器．对于隔振垫则要求各个部分的单位面积的载荷基本一致，在任何情况下，实际载荷不能超过最大允许载荷。 当各支承点的载荷相差甚大必须采用不同型号的隔振器时，应力求它们的载荷在各自许用范围之内，而且应力求它们的静变形一致，这不仅关系列机组隔振后振动的状况，而且关系到隔振装设的固有频率及其隔振效果。 5．1．3．2 隔振设计 (1)隔振降噪设计步骤 ①首先测量和分析振动源的振动强度，可根据机器的往复来确定干扰频率，并确定所需振动传递比(传振系数T)； ②根据现场的隔振要求，由干扰频率和传递系数T，或计算隔振系统的固有自振频率f0，(其中阻尼比可根据振动设备性能和减振器类型估计)以及静态压缩量； ③确定隔振元件的载荷、型号大小和数量，并根据设备的总重和各具支撑地脚承担的重量，选用和设计能满足承重、固有频率等要求的隔振装置； ④验算看隔振装置是否满足设计适用要求，估计隔振设计的降噪效果。 (2)传振系数的确定(振动传送比T)，传振系数就根据实测或估算得到的需隔振设备或地点的振动水平、机器设备的扰动频率、设备型号规格、使用工况以及环境要求等因素确定。简单隔振(质量弹簧系统)系统的传扳系数，由下式计算(无阻尼情况)。
T——传振系数； f——机器设备的扰动频率，Hz； f0——机器设备与隔扳装置组成的隔振系统固有频率 隔振系统有阻尼的情况下，由下式计算。
式中 ξ——阻尼比。 (3)隔振元件承受的载构、型号、大小和数量的确定。隔振元件承受的载荷，应根据设备的质量、动态力的影响以及安装时的过载情况确定，设备质量均匀分布时，每个隔振元件的载荷可由设备质量除以隔振元件数目得出，隔振元件的型号和大小可据此确定。设备质量均匀分布时，也可采用机座，并根据重心位置来调整各个隔振元件的支撑点。隔扼元件的数量，一般宜取4—6个。 (4)隔振系统的静态压缩比、频率比、固有频率的确定 ①静态压缩量 由传递系数、设备稳定性、操作条件等要求确定，也可由实验室直接测量。 ②固有频率 固有频率可根据隔振系统的传递系数、扰动频率以及频率比确定，也可按下式估算： f0＝4.98(k/W)1/2≈(d/δst)1/2 ③频率比（f/f0） 频率比中的扰动频率，通常可取为设备最低扰动频率。 当f/f0＜1时，T≥1，隔振系统不再起隔振作用。 当f/f0≈1时，系统发生共振，隔振系统不但不起隔振作用，反而放大了振动干扰。所以．一定要避免出现此钟情况出现。 当f/f0＞21/2时，即当干扰频率大于系统的固有自振频率f0的21/2倍时，T＜1，这时隔振系统才真正起到隔振作用。 那么，在一般情况下，频率比应取2．5—5。要获得较大的静态压缩量，并获得较好的隔振效果，通常f0选用2．5—3Hz，阻尼系数取0．1一0．2。 (5)隔振参量的验算 隔振参量的验算包括传振系数T、静态压缩量、隔振的降噪效果估算等。在实际工作中，由于大面积的振动速度值与板附近的声压值较近，一般可认为板的振动速度级Lv和附近的声压值Lp相等，即 Lp=20lgp/p0=20lgV/V0=Lv (6)阻尼比(ζ＝c／c0)与隔振的关系 在f/f0＜21/2的范围，在不起隔振作用以致发生共振的范围，C/C0值越大，T值越小．这说明增大阻尼对控制振动有好的作用；在f/f0＞21/2的范围，C/C0值越小，T值越大，阻尼在此范围内对隔振效率有不良影响。 5．2 阻尼 很多噪声和振动是由板结构产生的，对于大多数板结构，其本身所含阻尼很小，而声辐射效率很高。传统常采用的方法是通过加筋等措施，提高其刚性，降低噪声振动。这种方法的实质，并不是增加阻尼，而是改变板件结构本身的固有振动频率。这种降噪的措施习惯上称做减振阻尼，又常简称阻尼。 5．2．1阻尼的基本原理 当金属板壳被涂上高阻尼后，受激产生振动，阻尼层也随之振动，一弯一折使得阻尼层时而被压缩，时而被拉伸，阻尼材料内部的分子不断产生相对位移，由于其内摩擦阻力很大，导致振动量大大损耗，不断转化为热能，同时阻尼层的刚度总是力图阻止板面的弯曲振动，从而降低了金属板的噪声辐射。 描述阻尼的大小通常损耗因η表示，它定义为每单位弧度的相位变化的时间内，内损耗的能量与系统的最大弹性势能之比。它表征了板结构共振时，单位时间振动能量转变成热能的大小，η越大，其阻尼特性越好。 损耗因子的测量多采用共振法。 η可按下式计算。 η=△f/f0 式中 f0——共振频率； △f——共振峰半宽度。 也可以用下式求损耗因子。η=2.2/T60fr 式中T60——试件振动衰减60dB所经过的时间，s； fr——共振频率，Hz。 5．2．1．1 自由阻尼结构 是将阻尼材料直接粘贴或涂敷在需要减振的金属板的—面或两面，当板振动和弯曲时，板和阻尼层可自由压缩和延伸，从而使部分机械能损耗。 自由阻尼结构的损耗因子与阻尼材料的损耗因子、基板和阻尼材料的弹性模量比、厚度比等有关。当阻尼材料的弹性模量比较小时，自由阻尼结构的损耗因子可以表示为：
式中 η2——阻尼材料损耗因子； E1，E2——分别为基板和阻尼材料的弹性模量 H1，H2——分别为基板和阻尼材料的厚度。 E 2／E1的值过小，降振效果就差；对于大多数情况，E2／El的数量级为10－4－10－1，只有较高的厚度值，才能达到较高的阻尼。通常厚度比取2—4为宜，比值过小，降振效果差；比值过大，降振效果增加不明显，造成材料的浪费。 自由阻尼结构多用下管道包扎以及消声器、隔声设备等宜振动的护板上。 5．2．1．2 约束阻尼结构 是将阻尼材料涂在两层金属板之间，当金属板振动和弯曲时，阻尼层受金属板约束不能伸缩变形，主要受剪切变形，可耗散更多的振功能，比自由阻尼结构有更好的减振效果。 约束阻尼结构通常选用阻尼层和金属板相等的对称性结构，它的施工复条，造价高，只用在减振要求较高的场合。 5．2．2 阻尼材料 常用的阻尼材料除沥青、软橡胶外，还有应用较广的阻尼浆，阻尼浆是用多种高分子材料配合而成的，它主要由基料、填料、溶剂三部分组成。其中，起阻尼作用的主要材料称作基料，如橡胶、沥青等，帮助增加阻尼，减少基料用量以降低成本的辅助材料称为填料，如膨胀珍珠岩、软木粉、石棉纤维等；溶解基料，防止干裂的辅料称为溶剂，如矿物质和植物油等。 由于阻尼材料是在发展中的新材料，所以其制造工艺、生产设备、原材料配制段等还不成熟，成本一般还较高、性能有时不稳定．寿命也正在受到考验。同时，防水、防油以及燃烧、毒性等方面的性能尚待进一步改进。 5．2．3．1 自由层阻尼处理 常用的阻尼结构有两种：自由层阻尼处理和约束层阻 自由层处理是在基础结构表面上直接粘贴阻尼材料，当结构振动时，粘贴在表面的阻尼材料产生拉伸压缩变形，把振动能转化为热能，从面起到减振的作用。 阻尼层结构的阻尼处理比较简平，计算也比较方便，缺点是阻尼处理的效果和温度关系很大，而且也不可能提供很大的阻尼，特别是结构铰厚时是如此。 5．2．3．2 约束层阻尼处理 此方法是在结构的基板表面粘贴阻尼层后，在贴上一层刚度较大的石棉棉线，当结构振动时，处于约束板和基板之间的阻尼材料产生拉伸压缩变形，此变形把部分扳功能转变成热能，从而达到减小结构振动的目的。 约束层结构的施工及制作要求较高，价格也贵，因此在实际工作中，有时将自由层阻尼结构的约束阻尼层结构同时使用，而结构较大结构或系统，还可以来取部分粘贴阻尼材料的间隔处理方法；在一些高级结构工程中须用计算机计算，实行优化阻尼设计。目的市场上已有制成的约束阻尼板出售、类似于三合板，中间为阻尼层，陶边用金届板，但因无法焊接和价格高而推广较困难。 结构阻尼处理是一门新技术，已得到广泛应用，但不同的阻尼处理(阻尼材料、结构形式、粘贴方法、布置位置等多种因素)会有不同的隔振效果，也就是说，合理地选用阻尼材料和设计合理的阻尼结构，是取得较好的阻尼减振效果的关键。 6 环境噪声的控制与影响评价 本章主要介绍环境噪声控制方案的选择及环境噪声的影响评价程序。重点掌握控制方案的选择与评价程序中的各种评价模式。 6．1 环境噪声评价 环境噪声评价是指对人类生存空间中不同强度的噪声及其频谱特性以及噪声的时间特性所产生的危害与干扰程度进行的研究。噪声评价以测量分析为主要研究手段，同时也可结合一些较为成熟的预测评价模式进行较为全面科学的评价。 环境噪声评价作为环境吸声控制方案选择的前提依据，通常用到的方法基本上有两种。一种是在实验室内进行测量的方法，即将已经录下的模拟声音重新播放，或另外产生一定强度和频率的声音，然后反复测量它对周围环境大多数人的影响；另一个方法是进行社会调查或现场试验。这两种方法各有其优点，可互相补充。实验室的方法虽然条件容易控制，但它与现场环境有差异；而现场调查或试验，因为有很多复杂因素和困难条件，所以不容易掌握。 6．1．2 环境噪声评价 6．1．2．1 评价对象的确定 噪声污染按其发生形态可分为交通噪声、工业噪声、建筑噪声、施工噪声、社会生活噪声，而交通吸声又可分为公路交通噪声、铁路噪声、飞机噪声、航舶噪声等。 6．1．2．2 污染源现状调查 土地利用状况等，为预测和评价获得必要的基础资料。 (1)调查项目 在进行环境噪声影响评价前，需要收集资料，包括已有的和现场调查得到的资料。具体项目如下： ①噪声状况； ②十地利用状况； ③主要污染源状况 ④公害措控情况； ⑤根据法令制定的标准等。 (2)调查区域 根据建设项目的类型造成噪声影响的区域作为调查区域。 ①工厂装置噪声调查区域 根据评价项目具体情况，取距厂界外100一1000m范围。 ②公路交通噪声调查区域 取距离路边大致100m范围，在平坦开放的地段和高架公路取200m的范围： ③铁路噪声调查区域 铁路线路100m的范围。 ④建筑施工噪声调查区域 取距离施工占地边界线大约200m的范围 6．1．2．3 测量方案的确定 在现状调查的基础上，即可进行测量方案的选择确定。其中包括测量项目、测量仪器的选择以及监测布点。 (1)测量项目 在确定了噪声源的类型之后，则可根据具体情况，选择合适的能全面反映实际污染状况的测量项目，测量项目的选择可以是一项，也可以是多项结合。 ①噪声源的测量 该项测量是为了掌握噪声源的声学特性而进行的。其测量项目大体包括：噪声源的声动率级、离声源单位距离处的声压级、频谱、指向性及变动性等。 ②车间内的噪声测量 从噪声源发出的声音扩散到车间内的所有空间，通过场体、门窗等开口处向外传播。车间内声场的噪声测量，对于评价噪声对车间工人的影响来说，是一个极重要的数据。 ③工厂厂区的噪声测量 无论声源在工厂内部或工厂外部，通过了解声源的传播途径以及接收点处各种声源所给予的影响程度，就能确定有效的防治手段。 a．居民区生活噪声 其噪声测量包括白天、夜间、昼夜居民生活噪声。 b．交通运输噪声测量 其中包括道路交通噪声测量、铁路交通噪声测量以及船(河流)噪声测量。 ④其他噪声测量 根据特殊需要进行噪声接受点的测量(为了某种研究和评价)以及施工噪声、突发噪声测量等，必要时项目延伸到噪声级、噪声频谱、混响时间、振动等。 (2)测量仪器 在选定测量项目的基础上，进行噪声的测量，通常测量所用到的声学仪器主耍有声级计、频谱仪、计算机控制测量仪器等。 其中声级计是一种最基本、最常用的噪声测量仪器，它具右体积小、质量轻、操作简单、便于携带等特点，适用于测量工矿企业噪声、城市交通噪声、机器噪声等。 声级计按精区分为精密声级计和普通声级计构种，普通声级计的测量误差约为3dB，精密声级计约为±1dB。声级计按用途可分为两类：一类用于测量稳态噪声，如精密声级计和普通声级计；一类则用于测量不稳态噪声和脉冲噪声，如积分式声级计(噪声测量计)、脉冲声级计。 声级计是噪声测量中最基木的仪器，它的工作原理是，由传声器将声音转换成电信号，由前量放大5S变换阻抗，使电容式传声器与衰减器匹配，放大器将输出信号加到计权网络，对信号进行频率计权(或外接倍频程、l／3倍频程滤波器)，然后再经衰减器及放大器将信号放大到一定的幅值，送到有效值检波器(或外接电平记录仪)，在指示表头上给出噪声声级的数值。 (3)测点的选择 ①工厂、车间环境噪声 测点位置的选择应按测量目的而定。一般都按测量规范的要求进行。 测量生产环境的噪声是为了研究噪声对职工健康的影响，所以测点位置应选在操作人员经常所在的位置或观察生产过程而经常工作、活动的范围内，以工作时的人耳高度为准选择数个点。 测量噪声时应注意避免气流、电磁场、湿度和温度等环境因素材测量结果的影响。当风或气流吹向传声器时，会使其感受到压力发生变化，产生一种低频噪声而引起读数不准。此时测量宜选在偏离风向300、450或900的位置。若无法避免，当风速较小时，可用风罩或纱布、薄手绍包在传声器上。若风速较大而又必须正对风的方向时，需装上特制的防风罩锥再进行测量。一般风力大于5级时停止测量。 现场温度过高或过低时会影响传声器的灵敏度；若温度过高发生凝结，特产生强烈的电噪声。因此，现场测量时应当注意。 ②机器噪声 测量现场机器噪声的目的，是为了控制机器噪声源并根据结果近似地比较和判定机器噪声大小等特性。 现场测量机器噪声，首先必须设法避免或减少环境背景噪声反射的影响。，为此，可使测点尽可能接近机器吸声源，除待测机器外，应关闭其他无关的机器设备。其次要减少测量环境的反射而、增加噪声面积等。对于室外或高大车间内的机器噪声，在没有其他声源影响的条件下，测点可选在距机器稍远的位置。选择测点时，原则上应使被测机器的直达声大于本底噪声10dB，起码要求大于3dB，否则测量效果无关。在一般情况下，对于大小不问的机器和空气动力机械进排气噪声的测点位置和数日，可参考以下建议； a．外形尺寸小于30cm的小型机器，测点距表面的距离约为30cm。 b．外形尺寸为30—100cm的中型机器，测点距表面的距离约50cm c．尺寸大干100cm的大型机器，测点距表而的距离约100cm。 d．特大型或有危险性的设备，可根据具体情况选择较远位置为测点。 e．各类型机器噪声的测量，均需按规定距离在机器周围均匀选点，测点数目视机器尺寸大小和发声部位的多少而定，可取4—6个；测点高度应以机器的1／2高度为准。 f．测量各种类型的通风机、鼓风机、压缩机等空气动力性机械的进排气噪声和内燃机、汽轮机的进排气噪声时，进气噪声测点应在吸气口轴向，与管口平而距离不能小于1倍管口直径，也可选在距离管口平面0．5m或1m等位置；排气口噪声测点应选在与排气口轴线夹角成450方向上、或在管口平面上距口中心0．5m、1m、2m处： ③城市环境噪声 a．城市区域环境噪声 先在市区地图上作网格，将全市500m ×500m为一网格，测量点在每个网格中心，若中心点的位置不宜测量(如房顶、污沟、禁区等)，可移到旁边能够测量的位置。网倍数不应少于100个，如果城市小，可按250m x 250m划分网格； 测量时一般应选在无雨、无雪时(特殊情况例外)，声级计应加风罩以避免风噪声同时也可保持传声器清洁。四级以上大风天气应停止测量。 声级计可以手持或固定在三角架上，传声器离地面高1．2m。如果仪器放在车内，则要求传声器伸出车外一定距离，尽量避免车体反射的影响，与地而距离仍保持1．2m左右。加固定在午顶上要加以标明，手持声级计应使人体与传声器的距离在0．5m以上。 b．城市交通噪声 在每两个交通路口之间的交通线上选择一个测点，测点在马路边人行道上，离马路20cm，这样的点可代表两个路口之间的该段道路的交通噪声。 (4)评价标度 在评价噪声的地区反应时，需要一种标度，这种标度与该噪声容易测得的共些性质的主观响应荷关， 目前国内常用的噪声评价标度方法有以下几种。 ①噪声质量等级法 将明声测量和平均等效连续A声级分成五个等级。 ②噪声污染级 ③噪声污染指数法 ④噪声指数法 6．2．1 噪声测量 6．2．1．1 方案的多样性 由于某些环境噪声复杂多样性，故在考虑控制方案时，控制措施可以是单一的，也可以是综合的。 6．2．1．2 方案的综合性 在选样控制方案时，既要考虑声学效果，也要注意经济合理控制方案的选择时，陈考虑声学效果外，还应兼顾到通风、采光及投资多少等因素。 6．2．2．1 声源现场调查 在采取噪声控制措施之前，对实际噪声现场进行调查，调查的重点是弄清楚现场中的主要吸声源，产生噪声的原因，同时也要弄消楚噪声传播的途径，以供在研究噪声控制措施时，结合现场具体情况进行考虑，或者加以利用。在噪声调查中，根据需要可绘制出工厂(或其他区域)的噪声分布图。 6．2．2．2 确定减噪声 把调查噪声现场的资料数据与各种噪声标准(包括国际、部标及地方或企业标准)进行比较．确定所需降低噪声的数值(包括噪声级和各频带声压级所需降低的数)。一般说来，这个数值越大，表明噪声问题越严重，采取噪声控制措施越迫切。 6．2．2．3 选定噪声控制方案 在具体确定方案时，要根据现场情况，因地制宜，既要考虑声学效果，也要注意经济合理，切实可行。 总之，在噪声控制措施实施后，应及时对其降噪效果进行分析评价。如果未达到顶定效果，应及时查找原因，分析总结，并根据实际情况补加新措施，直至达到顶期效果。 小 结 通过木章的介绍．旨在让读者对环境噪声控制及评价有一个初步的认识。以下我们回顾本章的主要内容： ●环境噪声评价概述 ●环境吸声评价基本程序 ●环境噪声测量方案的确定 ●噪声控制方案的选择 在以上所列内容中．应重点掌握测量方案的确定和控制方案的选抖。总之，在学习了本章之后，希望读者能将其合理地应用于实践中。当然，要做到达一点，还须对各种控制技术有机地融合到一起，做到全面地认识与了解。