第13章 机械噪声控制
13.1 噪声源控制
根据产生噪声的媒质不同,噪声源可分为机械噪声源(固体结构)及流体噪声源(空气、液体)两大类;根据噪声传播媒质的不同,噪声传播途径可分为流体声传递及结构声传递。
13.1.1 噪声控制原则与方法
噪声控制一般需从三个方面考虑:噪声源的控制,传播途径的控制,接受者(点)的防护。
13.1.1.1 噪声源的控制
直接对噪声源进行处理以降低噪声是噪声控制的最有效方法,主要措施如下。
①合理选择材料。例如,采用高分子材料等高阻尼材料代替一般金属材料。
②改进机械设计。例如,用皮带传递代替齿轮传递,优化喷嘴设计等。
③减小激振力。例如,减小或避免运动零部件的冲击,减小不平衡惯性力,提高运动零部件间的接触性能等。
④降低噪声辐射部件对激振力的响应。例如,减小声辐射面积,增加刚度和阻尼,以尽量避免共振等。
13.1.1.2 传播途径的控制
噪声源传播途径的常见控制措施见表27-13-1。
表27-13-1 噪声源传播途径的常见控制措施
13.1.1.3 噪声接受者(点)的防护
控制噪声的最后一环是接受者(点)的防护。在其他技术措施不能奏效时,个人防护是一种有效的噪声控制方法。特别是在冲击、风动工具等设备较多的高噪声车间内,就必须采取个人防护措施,如耳塞、耳罩、防声头盔等。
13.1.2 机械噪声源控制
机械噪声是由固体振动产生的。在冲击、摩擦、交变应力或磁性应力等作用下,引起机械设备的构件(杆、板、块)及部件(轴承、齿轮)碰撞、摩擦、振动,而产生机械噪声。表27-13-2给出了常见机械噪声的声源控制措施,表27-13-3给出了声传播途径的常见控制措施。
表27-13-2 常见机械噪声的声源控制措施
表27-13-3 机械噪声的声传播途径的常见控制措施
13.1.3 空气动力噪声源控制
空气动力噪声是由于空气的湍流、冲击和脉动引起的,常见于空气动力机械(风机、空压机、锅炉等)。随着现代工业的发展,空气动力机械越来越向大功率、高转速的方向发展,空气动力噪声危害也日益严重。
空气动力机械结构形式不同,空气动力噪声产生机理也不尽相同,所以,控制方法也各有不同。但是,从噪声源控制这类噪声时应遵循以下基本原则:①降低工作压力;②降低压降;③最小化流速;④优化喷嘴出口,减小流经喷嘴的速度变化;⑤降低叶片边缘的速度;⑥避免流体中的障碍物;⑦改善流体流态。以离心风机为例,可采取增加风机叶片数目,增大转子尺寸,采用扩压器以减少吸气边的压力损失,避免蜗舌间隙太小及吸气边上有障碍物和扰动,使吸气边上有低紊流度的良好流动等措施从噪声源控制风机噪声。
空气动力性噪声通常非常大,仅靠控制噪声源,在保证工作性能的同时难以达到噪声控制需求,这就需要从噪声传播途径上控制噪声。在空气动力机械的输气管道中或进、排气口上安装合适的消声器,是控制空气动力性噪声的主要技术措施,广泛用于各种风机、内燃机、空气压缩机、燃气轮机及其他高速气流排放的噪声控制中。
13.2 隔声降噪
用材料、构件或结构来隔绝空气中传播的噪声,从而获得较安静的环境称为隔声。上述材料(构件、结构)称为隔声材料(隔声构件、隔声结构)。构件的设置部位,可以在声源附近、接受者周围或在噪声传播的途径上。例如,在工矿企业中常用隔声罩将高噪声源封闭起来,以防止噪声扩散危害操作工人的健康和污染环境;在民用建筑中要求围护结构如墙、楼板、门窗等具有一定的隔声能力,目的是保证室内环境的安静;在高速公路或轨道交通的两侧筑起隔声屏障,以减少交通噪声对环境的污染等。
13.2.1 隔声性能的评价与测定
13.2.1.1 隔声量
构件的隔声能力用隔声量R表示,其定义为入射到构件表面上的声功率W1与透过构件的透射声功率W2的分贝数之差,即
(27-13-1)
构件的隔声性能是频率的函数,通常可采用隔声量随频率的变化曲线,即隔声频率特性曲线来表示构件的隔声性能。但为了便于对构件之间的隔声性能进行比较,也可采用单值评价指标来表示构件的隔声量,如平均隔声量,500Hz隔声量R500,计权隔声量RW等。
13.2.1.2 计权隔声量RW
计权隔声量RW是国际标准化机构ISO规定的单值评价指标。它是将已测得的构件隔声频率特性曲线与规定的参考曲线进行比较确定的,采用倍频程或1/3倍频程,频率范围为100~3150Hz。参考曲线特性如图27-13-1所示,100~400Hz之间以每倍频程增加9dB的斜率上升,400~1250Hz之间以每倍频程增加3dB的斜率上升,1250~3150Hz之间是一段水平线。
图27-13-1 空气隔声量参考曲线特性图
确定计权隔声量的步骤:首先将测得的隔声构件各频带的隔声量画在横坐标为频率、纵坐标为隔声量的坐标纸上,并连成隔声频率特性曲线。然后将评价计权隔声量的参考曲线画在具有相同坐标刻度的透明纸上,把透明的参考曲线图放在隔声频率特性曲线图的上面,对准两图的频率坐标,并沿垂直方向上下移动,直至满足以下两个条件:
①隔声频率特性曲线各频带在参考曲线之下不利偏差的dB数总和不大于32dB(1/3倍频程)或10dB(倍频程);
②隔声频率特性曲线任一频带的隔声量在参考曲线之下不利偏差的最大值不超过8dB(1/3倍频程)或5dB(倍频程)。
当参考曲线移动到满足上述条件的最高位置时,参考曲线上500Hz对应的隔声量读数(以整dB数为准)即为该构件的计权隔声量RW。
更加详细的隔声量性能评价可参阅GB/T 50121—2005 建筑隔声评价标准。
13.2.1.3 空气声隔声量的实验室测定
在不同的场合或采用不同的测试方法,隔声构件的隔声效果不同。常用的隔声测试标准如下:
GB/T 19889.3—2005/ISO 140-3:1995 声学 建筑和建筑构件隔声测量 第3部分:建筑构件空气声隔声的实验室测量
GB/T 19889.4—2005/ISO 140-4:1998 声学 建筑和建筑构件隔声测量 第4部分:房间之间空气声隔声的现场测量
GB/T 19889.5—2006/ISO 140-5:1998 声学 建筑和建筑构件隔声测量 第5部分:外墙构件和外墙空气声隔声的现场测量
GB/T 19889.6—2005/ISO 140-6:1998 声学 建筑和建筑构件隔声测量 第6部分:楼板撞击声隔声的实验室测量
GB/T 19889.7—2005/ISO 140-7:1998 声学 建筑和建筑构件隔声测量 第7部分:楼板撞击声隔声的现场测量
GB/T 19889.10—2006/ISO 140-10:1991 声学 建筑和建筑构件隔声测量 第10部分:小建筑构件空气声隔声的实验室测量
其中,隔声构件隔声量的实验室标准测量方法为混响室法,具体内容参见GB/T 19889.3—2005/ISO 140-3:1995 声学 建筑和建筑构件隔声测量 第3部分:建筑构件空气声隔声的实验室测量。
13.2.2 单层均质薄板的隔声性能
13.2.2.1 隔声频率特性曲线
单层均质薄板的隔声性能主要由板的面密度、板的刚度及材料的阻尼决定。均质薄板隔声频率特性曲线的理论结果如图27-13-2所示。
图27-13-2 典型均质薄板隔声频率特性曲线
(1) 刚度控制区
频率很低时,板受刚度控制,隔声量随频率升高而降低,斜率为-6dB/oct(倍频程)。而且,刚度加倍,特性曲线向上方平移6dB,隔声量增加6dB。频率再升高,质量开始起作用,在刚度和质量共同的作用下,板将产生一系列共振,阻尼增加,共振响应降低,隔声量增加。
(2) 质量控制区
隔声量随频率升高而增加,斜率为6dB/oct。而且,质量加倍,特性曲线向上方平移6dB,满足质量定律。
(3) 吻合效应控制区
薄板出现吻合效应,在临界频率(又称吻合频率)fc处,产生隔声低谷。吻合谷的深浅随着板的阻尼不同而不同,阻尼高时谷较浅,反之则深。隔声低谷之后频率特性曲线将以10dB/oct的斜率上升。经过一段频率后上升斜率又回复到6dB/oct,称为质量定律延伸。
13.2.2.2 隔声量计算
(1) 理论公式
根据质量定律,质量控制区隔声量计算的理论公式如下。
声波垂直入射时:
(27-13-2)
式中 m——板的面密度,kg/m2;
f——隔声频率。
声波无规入射时(入射角0°~90°)。
(27-13-3)
声波现场入射时(入射角0°~80°):
(27-13-4)
(2) 经验公式
板实际的隔声量达不到理论值。大量实验数据表明,在质量控制区,面密度增加一倍时,隔声量增加5dB左右;频率提高一倍频程时,隔声量增加4dB左右。通过长期经验积累,总结出质量控制区隔声量计算的两个常用经验公式:
(27-13-5)
(27-13-6)
100~3150Hz的平均隔声量经验公式为
(27-13-7)
图27-13-3绘出了式(27-13-7)中的平均隔声量经验公式曲线和部分构件的隔声量实测结果。
图27-13-3 墙的面密度与平均隔声量的关系曲线(图中名称下面的数字是厚度,mm)
13.2.2.3 常用单层板结构隔声量
表27-13-4 常用单层板结构隔声量 dB
注:t为厚度,不含抹灰,单位mm;+号表示两块板叠合。
13.2.3 双层板结构的隔声性能
均质单层板的隔声性能基本上遵循质量定律,板的厚度(即面密度)增加一倍时隔声量提高约5dB。但是,只靠增加厚度提高隔声量并不十分显著,且不经济。实践证明,中间夹有一定厚度空气层的双层结构,要比没有空气层的单层结构隔声量大得多,例如半砖墙加10cm空气层再加半砖墙的隔声量,比一砖墙的隔声量要高8~12dB左右。
13.2.3.1 隔声频率特性曲线
双层板结构的隔声频率特性曲线如图27-13-4所示。单双层板的构造形式“板-空气-板”正如一个“质量-弹簧-质量”弹性系统,当外界声波的频率与弹性系统的固有频率相一致时,双层板就会产生共振,此时,声能很容易透过双层板,隔声频率特性曲线在频率f0处形成一个低谷,f0称为第一共振频率。当入射频率远低于f0时,隔声曲线为6dB/oct的上升斜率,空气层不起作用,隔声值仅相当于两层板面密度和(m1+m2)的质量定律隔声量。当时,隔声曲线将以18dB/oct的斜率急剧上升;频率再升高,两板将产生一系列驻波共振和f0的谐波共振,使隔声曲线趋势转为平缓,并会出现临界频率fc,在fc处又是一个隔声低谷。图27-13-4中阴影区域就是表示双层板结构隔声性能优于同质量单层板的部分。
图27-13-4 双层板结构的隔声频率特性曲线
13.2.3.2 隔声量计算的经验公式
双层板在某个频率下的隔声量的经验公式为:
(27-13-8)
平均隔声量的经验公式为:
(27-13-9)
式中 ΔR——空气层附加隔声量,dB,可由图27-13-5查得。
图27-13-5 双层板空气层的附加隔声量与空气层厚度的关系
图27-13-5中的关系曲线是在实验室中通过大量实验得出的,对于不同面密度材料的双层构造,其ΔR值不完全相同。在空气层厚度较小时相差不大,反之相差就大些;面密度大的双层构造其ΔR要高一些。在实际使用时,重些的双层构造的ΔR可选用曲线1,轻的双层构造可取曲线3。
常用中空双层板结构的隔声量见表27-13-5。
表27-13-5 常用中空双层板结构的隔声量 dB
注: a,b为两块板(墙)的厚度;d表示两板间距,单位mm。当中空里面填有吸声材料时,在d的尺寸后面用“/”分隔,后面标注吸声材料的名称、厚度。
13.2.4 轻型组合结构的隔声性能
13.2.4.1 各类轻型组合结构的隔声特性
表27-13-6 各类轻型组合结构的隔声特性
13.2.4.2 轻型构造中的声桥和提高轻型构造隔声量的方法
在轻型构造的两层板间若有刚性连接物(如龙骨等)时,轻型构造的隔声性能将会下降。这些刚性连接物称为“声桥”,声桥的刚性愈大,隔声量下降也就愈多。虽然声桥会降低隔声量,但是,为了保证轻型构造的强度,龙骨是不可避免的。为了提高轻型结构隔声量,可采取以下措施:
①龙骨的厚度应大于7cm,两龙骨之间的距离不应小于60cm;
②以轻钢龙骨代替木龙骨约能提高4dB的隔声量。在龙骨与板之间加弹性材料,可减少声桥效应,对轻钢龙骨可提高6~9dB隔声量。
③双层轻板外加一层板,可提高隔声量5~6dB,但再加一层板只能再增加2~4dB。
④在空气层内填放多孔性吸声材料,如矿棉、玻璃纤维之类,对轻钢龙骨双层板可提高5dB,对木龙骨可提高8dB,此时再增加面板的层数,隔声量提高较小。
⑤避免共振,为此,保证入射声频率大于
以上措施的效果不能简单叠加,在设计高隔声量双层构造时要全面适当地考虑构造形式。
13.2.5 隔声罩
隔声罩是用隔声构件将噪声源罩在一个较小的空间,隔断噪声传播途径,降低噪声干扰的一类隔声设备。
13.2.5.1 隔声罩和半隔声罩的常用形式(见图27-13-6)
13.2.5.2 隔声罩隔声效果计算公式(见表27-13-7)
13.2.5.3 隔声罩设计步骤
①了解或测量噪声源的声级和频谱;
②根据①和环境安静要求的指标值,确定声源的衰减量和各频段(1/3或倍频程)的隔声量;
图27-13-6 隔声罩与半隔声罩的常用形式
表27-13-7 隔声罩隔声效果计算公式 dB
注:1.表中公式符号:NR为噪声衰减量,dB;Lp1、Lp2为罩内外声压级,dB;S1、S2分别为罩内表面积和室内表面积,m2,见图27-13-7;α1、α2为上述表面的平均吸声系数;τ1为罩的透射系数;R1为罩的隔声量,dB;IL为罩的插入损失,dB;W为噪声源的声功率,W;Wr为透过隔声罩辐射出来的声功率,W;S0为局部隔声罩开口面积,m2。
2.上列符号中注脚1代表罩内,注脚2代表室内混响声场。当为局部隔声罩时,罩的面积S1需扣除开口面积S0
③利用表27-13-7挑选合适的隔声材料。
图27-13-7 隔声罩表面吸声示意
13.2.5.4 隔声罩设计注意事项
①罩的内壁面与机器设备应留有较大空间,通常应留设备所占空间的1/3以上,内壁面与设备间的距离不小于10cm。
②隔声罩内应有良好的吸声处理。
③隔声罩和声源设备不得有任何刚性连接,并且两者的基础必须有一个作隔振处理。
④在使用金属薄板制作隔声罩时,金属板上应涂覆一定厚度的阻尼材料。
⑤注意防止缝隙孔洞漏声,作好结构上节点的连接。
⑥对于一些有动力、热源的设备,隔声必须考虑通风散热的问题。
13.2.6 隔声屏
隔声屏障是采用吸声材料和隔声材料制造出特殊结构,设置在噪声源与接受点之间,阻止噪声直接传播到接受点的降噪设施。隔声屏障主要用于交通噪声的治理,例如高速公路、轻轨、铁路等。
13.2.6.1 隔声屏类型
隔声屏类型繁多,在降噪效果、造价、景观方面各有特点。隔声屏类型如表27-13-8所示。
13.2.6.2 隔声屏降噪效果
隔声屏的降噪效果用插入损失描述,普遍在5~12dB之间。各种结构形式隔声屏的降噪效果对比见表27-13-9。
表27-13-8 按照结构形式分类的隔声屏
表27-13-9 各种形式隔声屏降噪效果比较
13.3 吸声降噪
13.3.1 吸声材料和吸声结构
吸声材料(结构)种类很多,按其材料状况可分为以下几类。
按其吸声特性,可分为表27-13-10所示基本类型。
表27-13-10 吸声材料(结构)按吸声机理分类
13.3.2 吸声性能的评价与测定
13.3.2.1 吸声性能的评价
吸声材料的吸声能力,可采用吸声系数α表示,定义为:当声波入射到材料表面时,入射声能减去反射声能后与入射声能的比值。材料吸声系数在不同频率处是不同的,为了完整地表示材料的吸声性能,常常绘出α关于频率的函数曲线,一般工程要给出125Hz、250Hz、500Hz、1000Hz、2000Hz、4000Hz的吸声系数。材料吸声系数的大小还与声波入射角度有关,因此在吸声系数的测量中有垂直入射吸声系数、无规入射吸声系数的区别。除此以外,还存在平均吸声系数、降噪系数等单值评价指标。
①无规吸声系数 表示声波从各个方向以相同的概率无规入射时测定的吸声系数,其测量条件较接近于材料的实际使用条件,故常作为工程设计的依据,测量需在混响室中进行。
②垂直吸声系数 当声波垂直入射到材料表面时测定的吸声系数,其数值低于无规吸声系数,通常用于材料吸声性能的研究分析、比较,测量需在驻波管中进行。
③平均吸声系数 材料不同频率吸声系数的算术平均值,所考虑的频率应予说明。
④降噪系数(NRC) 在250Hz、500Hz、1000Hz和2000Hz处吸声系数的算术平均值,算到小数点后两位,末位取0或5,吸声系数测量方法应予说明。
13.3.2.2 吸声系数的测量
材料吸声性能的测量有两种方法:混响室法及驻波管法。混响室法可测量声波无规入射时的吸声系数。该方法所需试件面积大,测量结果可在声学设计工程中应用。驻波管法可测量声波法向入射时的吸声系数。该方法所需试件面积小,但测量结果只能用于不同材料和同种材料不同情况下吸声性能的比较,不能在声学设计工程中直接使用。具体测量过程参见GB/T 20247—2006《声学 混响室法吸声测量》、GB/T 18696.1—2004《阻抗管中吸声系数和声阻抗的测量 第1部分:驻波比法》及GB/T 18696.2—2004《阻抗管中吸声系数和声阻抗的测量 第2部分:传递函数法》。
常用建筑材料吸声系数(混响室)如表27-13-11所示。
表27-13-11 常用建筑材料吸声系数表(混响室)
13.3.3 多孔吸声材料
13.3.3.1 多孔吸声材料的基本类型
表27-13-12 多孔吸声材料的基本类型
13.3.3.2 多孔吸声材料的吸声性能
表27-13-13 常用多孔吸声材料吸声性能(驻波管测量)
13.3.4 共振吸声结构
多孔吸声材料对低频声吸声性能比较差,因此,往往采用共振吸声原理来解决低频声的吸收。由于它的装饰性强,并有足够的强度,声学性能易于控制,故在建筑物中得到广泛的应用。
13.3.4.1 穿孔板共振吸声结构
在各种薄板上穿孔并在板后设置空气层,必要时在空腔中加衬多孔吸声材料,可以组成穿孔板共振吸声结构。一般硬质纤维板、胶合板、石膏板、纤维水泥板以及钢板、铝板均可作为穿孔板结构的面板材料。穿孔板共振吸声性能的影响因素如表27-13-14所示。
表27-13-14 穿孔板共振吸声性能的影响因素
要使共振吸声结构在较宽的频率范围内有良好的吸声性能,可由两层或多层穿孔板组合成多层穿孔板吸声结构。
13.3.4.2 微穿孔板共振吸声结构
普通穿孔板在使用中最大问题是声阻过小,背后不填多孔材料时吸声频段较窄,为了加宽吸声频段,用板厚、孔径均在1mm以下、穿孔率为1%~5%的薄金属板与背后空气层组成共振吸声结构。由于穿孔细而密,因而比穿孔板的声阻大得多,而声质量小得多,不用另加多孔材料就可以成为良好的吸声结构,这种穿孔板称为微穿孔板。微穿孔板适合于高速气流、高温或潮湿等特殊环境。同样地,为达到吸收不同频率声音的要求,常做成双层或多层的组合结构。
常用穿孔板及微穿孔板吸声结构的吸声系数如表27-13-15和表27-13-16所示。
13.3.5 吸声降噪量计算
吸声降噪是对室内顶棚、墙面等部位进行吸声处理,增加室内的吸声量,以降低室内噪声级的方法。
13.3.5.1 吸声降噪适用条件分析
①如果室内已有可观的吸声量,混响声不明显,则吸声降噪效果不大;
②当室内均布多个噪声源时,直达声处处起主要作用,此时吸声降噪效果差;
③当室内噪声源很少时,远场范围内的吸声降噪效果比近场范围有显著提高;
④当要求降噪的位置离噪声源很近,直达声占主要地位,吸声降噪的效果也不大,只能采取隔声降噪的方法;
⑤由于吸声降噪的作用主要在于降低混响声而不能降低直达声,因此,吸声处理只能将室内噪声级降至直达声的水平;
⑥吸声降噪量一般为3~8dB,在混响声十分显著的场所可达10dB左右。当要求更高的降噪量时,需结合隔声等其他综合措施。
表27-13-15 常用穿孔板吸声结构的吸声系数(混响室测量)
表27-13-16 常用微穿孔板吸声结构的吸声系数(驻波管测量)
13.3.5.2 单声源时的室内吸声降噪量计算
吸声处理的改变量是房间常数R
(27-13-10)
式中 S——室内总表面积,m2;
——室内平均吸声系数。
设处理前后的房间常数为R1、R2(相应的平均吸声系数为、),则吸声处理前后距声源r(m)处的噪声降低量为:
(27-13-11)
式中 Q——声源指向性因素,声源位于房间中央时为1,地面(或侧墙、平顶)中心为2,棱线(如地面和墙交线)为4,房间角隅附近为8。
13.3.5.3 多声源时的室内吸声降噪量计算
(27-13-12)
13.3.5.4 吸声降噪设计程序
①确定待处理房间的噪声级和噪声频谱,可由测定或有关资料得出;
②按有关标准,确定室内的降噪量和噪声频谱;
③通过测量室内混响时间得出房间处理前的室内平均吸声系数及房间常数R1;
④根据声源在室内的相对位置确定Q,再由式(27-13-11)或式(27-13-12)确定R2及;
⑤根据噪声频谱及值,选择适当的吸声材料或结构,在室内可能进行处理部位进行处理,以达到预期的降噪要求;
⑥上述程序可按1/3倍频程中心频率列表逐项进行计算。
13.4 消声器
在噪声控制技术中,消声器是应用最多最广的降噪设备。消声器在工程实际中已被广泛应用于鼓风机、通风机、罗茨风机、轴流风机、空压机等各类空气动力设备的进排气消声;空调机房、锅炉房、冷冻机房、发电机房等建筑设备机房的进出风口消声;通风与空调系统的送回风管道消声;冶金、石化、电力等工业部门的各类高压高温及高速排气放空消声;各类柴油发电机、飞机、轮船、汽车以及摩托车等各类发动机的排气消声等。
13.4.1 消声器的类型与性能评价
13.4.1.1 消声器的类型
随着消声器的研究与应用技术的不断发展,消声器的种类也日趋繁多,其原理、形式、规格、材料、性能及用途等各不相同,常见的各种不同消声器基本上均属于阻性、抗性、阻抗复合式、排气放空式及电子式5种类型,如表27-13-17所示。
表27-13-17 消声器类型、工作原理及适用范围
13.4.1.2 消声器的性能评价
消声器性能的评价指标包括声学性能、空气动力性能及气流再生噪声特性等3个主要方面,现分述如下。
(1) 声学性能的评价
消声器声学性能的优劣通常用消声量的大小及消声频谱特性表示,主要包括A计权声级消声量,倍频带或1/3倍频带消声量。根据测试方法的不同,消声器声学性能的评价指标可分为传声损失、插入损失、末端声压级差及声衰减量等几种。
①传声损失(LTL)。入射于消声器的声功率级和透过消声器的声功率级的差值,即:
(27-13-13)
式中 W1、W2——消声器入口与出口端的声功率,W;
、 ——消声器入口与出口端的声功率级,dB。
通常所称的消声量一般均指传声损失。
②插入损失(LIL)。装消声器前与装消声器后,在某给定点(包括管道内或管口外)测得的平均声压级之差,即:
(27-13-14)
(2) 空气动力性能的评价
空气动力性能是评价消声器性能的重要指标,也是消声器设计中应予以考虑的重要因素。如果一个消声量很高的消声器安装在管道系统中后,由于空气动力性能差,阻力很大,使通风、排风或空调系统不能正常运行,则此消声器就不能使用。消声器的空气动力性能通常采用压力损失或阻力系数评价。
①压力损失(Δp)。消声器的压力损失为气流通过消声器前后所产生的压力降低量,也就是消声器前与消声器后气流管道内的平均全压之差值。
(27-13-15)
消声器的压力损失大小,同消声器的结构形式和通过消声器的气流速度有关,因此,在用压力损失表征消声器的空气动力性能时,必须同时标明通过消声器的气流速度。
②阻力系数(ξ)
(27-13-16)
式中 pv——动压值,Pa。
阻力系数能比较全面地反映消声器的空气动力特性。根据阻力系数就可方便地求得不同流速条件下的压力损失值。
(3) 气流再生噪声特性的评价
消声器的气流再生噪声是气流以一定速度通过消声器时所产生的湍流噪声(以中高频为主)以及气流激发消声器的结构振动所产生的噪声(以低频为主)。结构形式愈复杂,气流通道的弯折愈多,气流再生噪声愈高。气流再生噪声A声功率级的经验公式为:
(27-13-17)
式中 a——与消声器结构形式有关,如管式消声器a=-5~-10dB(A),片式消声器a=-5~5dB(A),阻抗复合式消声器a=5~15dB(A),折板式消声器a=15~20dB(A);
v——消声器内气流平均速度,m/s;
S——消声器内气流通道总面积,m2。
13.4.2 阻性消声器
13.4.2.1 常见形式
阻性消声器利用气流管道内不同结构形式的多孔吸声材料(常称阻性材料)吸收声能,降低噪声。阻性消声器是各类消声器中形式最多、应用最广的一种消声器,特别是在风机类设备中应用最多。阻性消声器具有较宽的消声频率范围,在中、高频段消声效果尤为显著。常见结构形式如图27-13-8所示。
13.4.2.2 直管式消声器的消声量
(27-13-18)
式中 ϕ(α0)——消声系数,与材料吸声系数α0有关,表示为
(27-13-19)
P——消声器通道截面周长,m;
S——消声器通道截面积,m2;
l——消声器的有效长度,m;
当直管式阻性消声器通道截面积较大时,高频声波将直接通过消声器,而很少与管道内壁吸声层接触,降低了消声效果,称为“上限失效频率”,经验公式如下:
(27-13-20)
式中 D——消声器通道截面的等效直径,m,当截面为矩形时,,a、b为边长;
c0——声速,m/s。
当气流速度不为0时,消声量计算式为
(27-13-21)
图27-13-8 常见阻性消声器结构形式示意图
式中 M——马赫数。
当声波的传播方向与气流相反时,消声量增大,反之减小。此外,气流通过消声器时,还将产生气流再生噪声,其大小随气流速度的6次方规律变化。气流再生噪声会进一步降低消声量。
13.4.2.3 其他消声器的消声量
片形、蜂窝形消声器的计算与直管形相同,但只需计算一个通道,即代表了整个消声器的消声特性。折板形与声流形消声器实际上是片形的改进,使阻损减小,避免了“高频失效”,并由于声波在消声器内的反射次数增加,而提高了消声效果。
13.4.3 抗性消声器
抗性消声器通过管道内声学的突变处将部分声波反射回声源方向,以达到消声目的,主要适用于低、中频段的噪声。抗性消声器的最大优点是不需使用多孔吸声材料,因此在高温、潮湿、流速较大、洁净要求较高时均比阻性消声器有明显的优势。抗性消声器已被广泛地应用于各类空压机、柴油机、汽车及摩托车发动机、变电站、空调系统等许多设备产品的噪声控制中。
13.4.3.1 扩张式(膨胀式)消声器
通常扩张式消声器是由扩张室及连接管串联组合而成,图27-13-9为几种扩张式消声器示意图。
(1) 单节扩张式消声器
图27-13-9(a)为典型的单节扩张式消声器, S0为原管道截面积,S1为扩张室截面积,m= S1/S0称为膨胀比。膨胀比m值决定了最大消声量;管长l决定消声频率特性。消声量计算公式为
(27-13-22)
图27-13-9 几种扩张式消声器示意图
式中 k——声波波数。
图27-13-10为单节扩张式消声器的消声频率特性。
上限失效频率
(27-13-23)
式中 D——扩张室截面特征尺寸(m),圆管为直径,方管为边长,矩形管取截面积的平方根。
下限失效频率
(27-13-24)
式中 V,l——扩张室的体积(m3)和长度(m)。
(2) 复杂扩张式消声器
单节扩张式消声器有许多通过频率(消声量为0)的缺点。消除通过频率,改善消声效果的途径有:采用多段扩张室(通常不超过3段);采用内接管并调整内接管长度至适当位置(通常取为扩张室长度l的1/2或1/4);采用穿孔管导流,即将内接管之间用穿孔管连接,穿孔率一般为30%。膨胀比m值决定了扩张式消声器的最大消声量,插入管的形式及长度将影响频率特性。见表27-13-18。
图27-13-10 单节扩张式消声器消声频率特性
表27-13-18 带插入管的两节串联扩张式消声器的消声频率特性分析
13.4.3.2 共振式消声器
如图27-13-11所示,共振式消声器是由一段开有一定数量小孔的管道同管外一个密闭的空腔连通而构成一个共振系统。在共振频率附近,管道连通处的声阻抗很低,当声波沿管道传播到此处时,因为阻抗不匹配,使大部分声能反射回去,此外,由于共振系统的摩擦阻尼作用,部分声能转化为热能被吸收,因此,达到了共振消声的效果。
图27-13-11 共振式消声器
共振式消声器的消声特性为频率选择性较强,即仅在某一较窄的频率范围内具有较好的消声效果,因此,它也同扩张式消声器一样,更多地用于同阻性消声器组合构成阻共复合式消声器。
设计共振式消声器首先必须根据所要降低噪声源的峰值频率来确定共振消声器的共振频率,然后再设计并确定共振吸声结构。共振频率可由下式计算
(27-13-25)
(27-13-26)
式中 G——传导率,m;
n——小孔数量;
t0——穿孔板厚度,m;
t——穿孔板有效板厚,m,t=t0+0.8d;
V——共振腔内体积,m3。
P——内管穿孔率;
D——共振腔深度,m。
单节共振性消声器的消声量可由下式计算
(27-13-27)
(27-13-28)
式中 f——需求消声量的频率,Hz;
S——共振消声器的通道截面积,m2;
Ra——声阻,Pa·s/m3。
图27-13-12中给出共振消声器消声量频率特性曲线。
13.4.3.3 微穿孔板消声器
微穿孔板消声器是由孔径小于1mm的微穿孔板和孔板背后的空腔组成,利用自身孔板的声阻,代替了阻性消声器穿孔护面板后的多孔吸声材料,使消声器结构简化。微穿孔板消声器消声频带较宽,气流阻力较小,不需用多孔吸声材料,具有适用风速较高、抗潮湿、耐高温、不起尘等许多优点,而且可设计成管式、片式、声流式、小室式等多种不同形式,因此在空调系统等很多降噪工程中得到了广泛应用。微穿孔板消声器的结构特征为微孔(ϕ0.2~1mm)、薄板(0.5~1mm)、低穿孔率(0.5%~3%)和一定的空腔深度(5~20cm)。
图27-13-12 共振消声器消声量频率特性曲线
13.4.4 复合式消声器
阻性消声器虽有优良的中高频消声性能,但低频消声性能却较差,而扩张式及共振式消声器则正好相反,将阻性及抗性等不同消声原理组合设计构成的消声器可在较宽的频率范围内具有较高的消声效果。这种消声器称为复合式消声器,如阻抗复合式,阻、共振复合式等,如图27-13-13所示,广泛应用于通风空调系统消声或其他很多空气动力设备的消声。
13.4.5 喷注消声器
排气放空噪声是工业生产中的重要噪声源,它具有噪声强度大、频谱宽、污染危害范围大以及高温及高速气流排放等特点。喷注消声器是专门用于降低并控制排气放空噪声的一类消声器,可用于降低化工、石油、冶金、电力等工业部门的高压、高温及高速排气放空所产生的高强度噪声。喷注消声器主要包括节流减压型、小孔喷注型、节流减压加小孔喷注复合型及多孔材料耗散型等。
13.4.5.1 节流减压型排气消声器
节流减压型排气消声器利用多层节流穿孔板或穿孔管,分层扩散减压,即将排出气体的总压通过多层节流孔板逐级减压,而流速也相应逐层降低,使原来的排气口的压力突变成为通过排气消声器的渐变排放,从而达到降低排气放空噪声的目的。节流减压排气消声器主要适用于高温高压排气放空噪声,其消声量一般可达15~20dB(A),若需更高的消声量,则应在节流减压消声后再加后续阻性消声器,或将阻性消声结合在节流减压消声器内部,形成一种节流减压与阻性复合消声器。图27-13-14给出了几种节流减压排气消声器示意图。
图27-13-13 几种不同形式复合式消声器示意图
图27-13-14 节流减压排气消声器示意图
在节流减压装置的设计中,首先要根据排气压力的大小来合理确定节流减压的级数,并使各级节流孔板后的压力与孔板前的压力之比等于临界压比,通过节流孔板的排气流速为临界流速。
(1)节流级数
(27-13-29)
式中 N——节流减压级数;
Ps——排入节流减压装置的排气压力,kgf/cm2;
Pm——通过节流减压装置后的压力,kgf/cm2;
ε0——临界压比,,如空气、氧气、氨气为0.528,过热蒸汽为0.546,饱和蒸汽为0.577。
(2)节流开孔面积
(27-13-30)
式中 Si——各级节流开孔面积,cm2;
k——气体性质系数,空气、氧气、氨气为13,过热蒸汽为13.4,饱和蒸汽为14;
μ——流量系数,一般可取1.15~1.2;
G——排气量,t/h;
Vi——各级节流前的气体质量体积,m3/kg,;
Pi——各级节流前的气体绝对压力,kgf/cm2;
Ti——各级节流前的热力学温度,K;
R——普适气体常数,R=0.082;
M——气体相对分子量,g/mol,如蒸汽为18g/mol。
当高温、高压、高速气流通过节流减压装置后,消声量可由下式计算:
(27-13-31)
式中 ΔLA——A声级消声量,dB(A);
k'——经验修正系数,k'=0.9±0.2,随压力高低而定。
13.4.5.2 小孔喷注型排气消声器
小孔喷注型排气消声器是一种直径同原排气口相等而末端封闭的消声管,其管壁上开有很多的排气小孔(孔径1mm左右),小孔的总面积一般应大于原排气管口面积,小孔的直径愈小,降低排气噪声的效果也愈好。降低噪声的原理是基于小孔喷注噪声频谱的改变,即当通过小孔的气流速度足够高时,小孔能将排气噪声的频谱移向高频,使噪声频谱的可听声降低,降低环境干扰。小孔喷注排气消声器主要适用于降低排气压力较低(5~10kg/cm2)而流速甚高的排气放空噪声,如压缩空气的排放、锅炉蒸汽的排空等;消声量一般可达20dB左右,且具有体积小、重量轻、结构简单等优点。
小孔喷注的消声效果可由下式计算
(27-13-32)
式中 xA——A声级喷注噪声的相对斯特劳哈尔数(指节流减压后);阻塞喷注时,xA=0.165d;亚音速喷注时,;
d——小孔直径,mm;
D——小孔直径,m,即D=d/1000;
fA——8000Hz倍频带的上限频率,Hz;
c0——环境大气声速,m/s;
c——排放气体声速,m/s;
v——经过节流减压后,进入小孔喷注级的蒸汽速度,m/s。
13.4.5.3 节流减压加小孔喷注复合型排气消声器
节流减压加小孔喷注复合排气消声器综合了节流减压和小孔喷注各自的特点,能适用于各种压力条件排气放空消声,消声量也较高。一般为先节流,后小孔,节流孔板的层数少则一至二级,多则三至四级,需根据实际排气压力而定,而后需的小孔喷注一般为一级。
当装设节流减压加小孔喷注复合消声器后,在距消声器喷口垂直方向r(m)处的排气噪声级可由下式计算:
[dB(A)] (27-13-33)
式中 M0——空气相对分子质量,g/mol,M0=28.8,假定小孔喷注外部的排放空间是空气介质的自由空间,如果是其他介质,只要代以相应的相对分子质量即可;
M——排放气体的相对分子质量,g/mol,如蒸汽M=18g/mol;
S1——第一级节流孔板的通流面积,mm2;
P1——排入消声器的排气绝对压力,kgf/cm2;
Pm——节流减压后,小孔喷注级前的排气压力,kgf/cm2;
P0——环境大气压力,kgf/cm2。
13.4.5.4 多孔材料耗散型排气消声器
如图27-13-15所示,多孔材料耗散型排气消声器利用多孔陶瓷、烧结金属、粉末冶金、烧结塑料及多层金属丝网等具有的大量微小孔隙,当气流通过时被滤成无数股小气流,使排气压力大为降低。同时,多孔材料本身也起到一定的吸声作用。多孔材料耗散排气消声器一般仅在低压高速、小流量的排气条件下应用,消声效果可达20~40dB(A)。
图27-13-15 多孔材料耗散型排气消声器
13.5 有源降噪
13.5.1 有源降噪名词术语
有源噪声控制(active noise control)是利用两列声波的叠加产生相消性干涉来消除噪声。有源降噪的名词术语规定如下:
①初级声源(primary sound source) 指需要抵消的噪声源。初级声源发出的声波成为初级噪声。
②次级声源(secondary sound source) 指为了控制噪声而人为加入的声源。
③初级声场(primary sound field) 初级声源产生的声场。
④次级声场(secondary sound field) 次级声源产生的声场。
⑤初级传感器(primary sensor) 为拾取初级噪声而设置的传感器。
⑥误差传感器(error sensor)或监测传感器(monitoring sensor) 为监视降噪效果而设置的传感器。
⑦初级通道(primary path) 指初级声源到误差传感器的声传播通道。
⑧次级通道(secondary path) 指次级声源到误差传感器的声传播通道。
⑨自适应有源噪声控制(adaptive active noise control,AANC) 采用自适应方式完成次级声源控制的有源降噪。
⑩降噪空间 采用有源降噪技术后,噪声声压级比原噪声声压级降低的几何空间。
降噪频带 在某一测量点,有降噪效果的噪声频带。
降噪量(attenuation level,AL) 空间某一点有源降噪前后声压级或声功率级之差,是空间位置的函数。
13.5.2 自适应有源降噪应用实例
自适应有源降噪利用传感器、扬声器等电子设备及自适应控制技术,人为地制造1个或多个次级声源,模拟与原噪声源(初级声源)幅值相同而相位相反的声源,在一定的空间区域内使两个声波产生干涉而抵消,以达到降低噪声的目的(如图27-13-16所示)。其适用的声场环境为:①适用于自由声场和低模态密度的封闭声场,这类声场有利于次级声源的布放,获得较大的降噪量;②适用于初级噪声源为集中式声源,而噪声为单频或窄带噪声的场合。自适应有源降噪在管道、车厢内部、舰船舱室内部及飞机舱室噪声控制等领域得到一定的应用。
图27-13-16 单通道自适应有源降噪系统示意图
如图27-13-17所示,采用自适应有源降噪技术控制重型载货汽车(载重量1t,四缸柴油机驱动)的排气噪声。一个单通道自适应有源降噪系统与一个复合式消声器串联使用,前者安装在排气管尾部,后者安装在排气管的发动机一侧。作为次级声源的扬声器(直径152mm,功率40W)装在封闭声腔内,工作频率设定为40~1000Hz,由输出功率为400W的功率放大器驱动。声腔几何尺寸为0.17m×0.46m×0.17m,内壁为0.1m厚的胶合板,外壁为钢板。误差传感器为商用电容传感器,直径为12.7mm,位于管道出口。该传感器带有风罩,用于保护传声器在高温下长期工作。整个有源消声系统的尺寸为0.6m×0.17m×0.26m。另外,无源消声器的入口和出口管直径为50mm,最大直径0.2m,长度为0.5m,消声频段为300~1500Hz。噪声控制频率设定为500Hz以下,恰好在管道截止频率下,因此,初级噪声可视为平面波。控制系统硬件为TMS320C31数字信号处理板,控制器为FIR滤波器,采用滤波—X LMS算法。试验表明该电子消声器启动后能增加2~10dB的降噪量,基本可消除排气噪声的二次和四次谐波。
图27-13-17 有源降噪系统示意图