第十章 噪声与振动

第十章 噪声与振动

第一节 声学基础

声音（包括噪声）的形成，必须具备三个要素，首先要有产生振动的物体，即声源，其次要

有能够传播声波的媒介，最后还要有声的接受器，如人耳、传声器等。

一、声音的基本性质

声音（sound ）是由物体振动产生的，而振动在弹性介质中的传播形式就是声波，处于一定

频率范围内（20～20000Hz ）的声波作用于人耳就产生了声音的感觉。

当人们用手拨动琴弦，弦即振动并同时发出声音，这里琴弦的振动是产生声音的根源。通常

我们把振动发声的物体，称为声源（sound source ）。声源不一定都是固体，液体和气体的振动也会产生声音，如海上的浪涛声和火车的汽笛声。

如果将一个发声物体置于一个真空的罩子内，声音则传不出来，因此声音的产生除了要有振

动的物体外，还必须要有传播声音的媒介物质，它可以是空气、水等流体也可以是钢铁、玻璃等固体。

物体振动是产生声音的根源，但并不是物体产生震动后一定会使人们得到声音的感觉。因为

人耳能感觉到的声音频率范围只是在20～20000Hz 之间，这个频率范围的声音称可听声，频率低于20Hz 的声音称为次声（infrasound ），频率高于20000Hz 的声音称为超声（ultrasound ）。次声和超声对于人耳来说都是感觉不到的。

描述声音高低的物理量是频率，描述声音强弱的物理量有：声压、声强、声功率以及各自相

应的级，描述声音大小的主观评价量是响度、响度级。

1． 1． 声压与声压级

声源的振动以声波的形式在介质中传播，传播所涉及的区域称为声场（sound field ）。当声

波在空气中传播时，声场中某一点的空气分子在其平衡位置沿着声波前进的方向发生前后振动，使平衡位置处空气的密度时疏时密，引起平衡位置处空气的压力相对于没有声音传播时的静压发生变化。我们将该点空气压强相对于静压强的差值定义为该点的声压（sound pressure ）。在连续介质中，声场中任一点的运动状态和压强变化均可用声压表示。

声压是用来度量声音强弱的物理量。声音通过空气传入人耳，引起耳内鼓膜振动，刺激听觉

神经，产生声音的感觉，声压越大，耳朵鼓膜受到的压力越大，感觉到的声音越强。因为声波作用引起声场中某点介质压缩或膨胀，所以声压有正有负。声压可用瞬时声压和均方根声压（亦称有效声压）表示。声场介质中某点在某瞬时相对于静压强的单位面积上的声压变化即瞬时声压()p t （instantaneous sound pressure ）；瞬时声压在某一时间周期内的均方根值，即均方根声压rm s p (root mean square sound pressure)。

rm s p 按下式计算： 12122201()()T rms p p p t dt T ??==????? （Pa ） (10-1)

公式中符号上部横线表示对时间加权平均，而T 是测量的时间周期。

以下未注明的声压p 均指均方根声压rm s p 。人耳刚能听到的声压定义为听阈声压，其值为

0p ＝2×10－5Pa ，也称基准声压；使人耳感觉疼痛的声压定义为痛阈声压，其值为p ＝20Pa ，两者之间相差100万倍，一般声音介于两者之间。由于常用的声音大小相差悬殊，为了度量与记录，采用级的概念，即用声压的倍比关系的对数量来表示，单位为分贝( decibel ，dB)，对于均方根声

压为p 的声波，其相应的声压级（sound pressure level ）p L 为：

020lg(/)p

L p p = （dB ） （10-2）

常见的声压级范围如图10-1所示。

图10-1 声压级的相对范围 2．声强与声强级

声音在介质中传播时，介质本身并不随着声波传播出去，而只是在其平衡位置附近来回振动，

可见声音的传播实质上是振动的传播，传播出去的是物质的能量，而非物质本身。声强(sound

intensity) I 定义为垂直于声波传播方向单位时间、单位面积上通过声波的平均声能。I 与声功

率W 的关系为：

/I W S = （W/m 2） （10-3）

S 指垂直于声波传播方向的面积。声强以能量的方式来度量声音的强弱，声强越大，表示单位时

间内耳朵接受到的声能越多，声音就越强。在自由声场中，任一方向上的的声强为：

2

/I p c ρ= （10-4） 式中 ρ－介质的密度，kg/m 3

；

c －声音在介质中的速度，m/s 。 声波在弹性介质中传播的速度称为声速。声速随弹性介质温度的上升而增加，在温度为0℃

的空气中声速为331.4m/s ，声音在空气中传播时，声速与空气温度的关系为：

331.40.607c t =+ (m/s) （10-5）

式中 c —声速，m/s ；

t —空气温度，℃。

声速在不同的介质中也是不同的，在水中的声速约为1450m/s ；在钢铁中约为5000m/s ；在

玻璃中约为5000～6000m/s ；在砖墙中约为2000m/s 。

为使用方便，通常用声强级（sound intensity level ）L I 代替声强来描述声音的强弱，其

表达式为：

010lg(/)I L I I = （dB ） （10-6）

式中，0I 为基准声强，-12 2

0I =10W /m ，对应于气温为20℃时的基准声压，由式（10-4）确定。 3．声功率和声功率级

功定义为物体位移的距离与作用在位移方向上力的乘积，因此把声波沿着声波传播的方向

传送能量即作功的速率定义为声功率(sound power) W 。声功率是反映声源特性的物理量，其大

小反映声源辐射声能的本领。它与声强I 的关系为：

?=s

IdS W (W) （10-7） 式中 S —包围声源的封闭面积，m 2。

声功率级（sound power level ）L W 的数学表达式为：

010lg(/)W L W W = （dB ） （10-8）

式中，W 为对应于基准声强的基准声功率，12

010W W -=。

4． 4． 声级的运算

对于以分贝为单位的各种声级的运算可按下列公式进行：

（1）级的相加。设n 个声源产生的同名级(声功率级、声强级或声压级)分别为L 1，L 2，…，

L n （dB ），则合成的总声级为： )101010lg(1010101021n

L L L L ++= （dB ） （10-9）

（2）级的相减。若已知两个声源的声级之和为L ，其中的一个声级为L l ，则求另一个声级L 2

可通过级的相减，即由下列式子算出：

2110lg 1101L L L ???=-+??-?? （dB ） （10-10） 式中，△L ＝L-L 1（dB ）。

（3）级的平均。n 个声源所产生的声级的平均值可按下式求出：

n L L lg 10-= （dB ） （10-11）

式中 L －n 个声源的声级(同名声级)之和，由式(10-9)算出。

例如在计算一声源的等效（连续）A 声级L Aeq 时就要用到级的平均公式，譬如对该声源采取

采样测量，且采样的时间间隔相同，共采样n 次，相应的A 声级分别为L l ，L 2，…，L n ，则可按

下式计算出该声源的等效A 声级：

n L n

L L L Aeq lg 10)101010lg(1010101021-+++= （dBA ） （10-12）

二、声音的传播与衰减

声波作为机械波的一种，具有波在传播中的一切特性。当声波在前进过程中，遇到尺寸比其

波长大得多的障碍物时，就会发生反射（reflection ）；当遇到尺寸较小的障碍物或孔隙时，就

会发生衍射（diffraction ，旧称“绕射”），由于衍射现象同障碍物尺寸与声波波长的比值有关，

低频噪声更容易发生衍射；当两个或数个声波在传播过程中相遇，其振幅会叠加或削弱，这种现

象叫做干涉（interference ）。另外，还有声音的共鸣现象和掩蔽效应，等等。

由于噪声在传播中要不断地被衰减，因此离噪声源近，噪声大些；离噪声源远，噪声就小。

噪声衰减的原因主要：①当声波从声源向四面八方辐射时，波前的面积随传播距离的增加而不断

扩大，声波被扩散，通过单位面积上的声能相应减少；②由于传播媒质的粘滞性、热传导和分子

驰豫过程等原因，声波被吸收，这两点均使声波在传播过程中声能不断地被转化为其他形式的能

量，从而导致声强不断衰减。下面主要分两种情况讨论。

1． 1． 不计空气吸收的声传播与衰减

声源类型分点声源、线声源和面声源。声源类型不同，所发出的声波波阵面形状也不同。声

波在空间的分布，叫做声场。若声源处于自由空间，即没有任何反射面，则其声场称为自由声场

（free field ）；若声源处于高度反射空间，例如一间墙壁、天花板和地板都是钢板的房间，则

形成的声场称为混响场或回声场（reverberant field ）。

当不计空气吸收时，点声源发出的声波，其测点声压级随测点距声源的距离变化为：

)

44lg(102R r Q L L W p ++=π （dB ） （10-13） 式中 Q －考虑点声源在室内位置的指向性因子；

r －测点离开声源的距离，m ；

R －房间常数，1s R αα=

-，m 2；

α－室内平均吸声系数；

s －室内总表面积，m 2。

（1）当声源在房间中央时Q ＝1；在一面墙或地面上时Q ＝2；在两墙交线处Q ＝4；在三墙

交点处Q ＝8。

（2）在混响场的情况下，各点声压均匀，即与距离无关，此时Q ＝0。

（3）在自由场情况下，R ＝∞，Q ＝1；在半自由场的情况下，R ＝∞，Q ＝2。

因此，由式（10-13）可得，点声源在自由场中声压级随测点距声源距离的变化为：

11lg 20--=r L L W p （dB ） （10-14）

由式（10-14）知，若在距声源r 1处的声压级为L 1时，则在距声源r 2处的声压级为L 2可用下式计

算：

212120lg()L L r r =- （dB ） （10-15）

即当测点距声源距离加倍时，其声压级则衰减6dB 。

对于在自由声场中的一个长度为l 的线声源，例如马路上接连不断地行驶着的车辆流噪声，

它所发出的声波为柱面波，其声压级随距离的衰减可用下式计算，当r ≤l/π时： 2

12110lg()

L L r r =- （dB ） （10-16） 即当测点距声源距离加倍时，其声压级则衰减3dB 。r ＞l/π时，此时线声源可按点声源考虑，

用式（10-15）计算。

对于在自由声场中的一个长方形的面声源，设两个边长为a 、b （a ＜b ），则其声压级随离的

衰减可按以下三种情况考虑：①当r ≤a/π时，衰减值为0dB ；②当a/π≤r ＜b/π时，则可按

线声源考虑，由式（10-16）计算；③r ＞b/π时，则可按点声源考虑，由式（10-15）计算。

2． 2． 计及空气吸收的声传播与衰减

公式(10-15)中在讨论距离对声压级L p 的衰减时未考虑空气对声波的吸收，而实际在声传播

过程中，因空气的粘滞性和热传导，在压缩、膨胀以及运动过程中，使一部分声能被转化为热能

而损耗；此外，声能与空气分子的振动能之间转换的滞后也使声能被吸收（这叫弛豫现象），当

声波频率接近空气分子的振动固有频率时，能量交换愈多，声能吸收也愈多。

在频率范围为125～12500 Hz ，温度为20℃时，可利用下式来计算上述介质总吸收所引起声

压级L p 的附加衰减量A a ： 8

2

104.7-?=φr f A a （dB ） （10-17）

式中f一声频率，Hz；

r－测点距声源的距离，m；

－相对湿度。

通常，我们可以发现，湿度下降时，声音的吸收增加；在较高的频率时，声音的吸收也较高。另外，当声波在空气中传播时，除了空气吸收造成的衰减外，还有环境温度和压力、雨雪冰雹、风、大气紊流、地面特征、障碍物等因素造成的衰减，此处不作详细讨论。

三、噪声及其评价

噪声（noise）通常定义为“不需要的声音”（unwanted sound），是一种环境现象。人一生都暴露在有噪声的环境，噪声也是一种由人类各种活动产生的环境污染物。

但是噪声有不同于其它污染物象空气污染物、水污染物的特点：①把噪声定义为“不需要的声音”是很主观的，被某人认为是噪声的声音，却可能被另外的人喜爱；②噪声衰退的时间短，不像空气污染物、水污染物等那样长期存在于环境中，因此当人们设法去降低、控制或抱怨环境噪声时，该噪声可能已不再存在；③噪声对人们生理和心理的影响很难评价，其影响经常是错综复杂的、隐伏的，其影响结果的出现是渐近的，以至于很难将原因和结果联系在一起。实际上，一些听觉可能已经受到噪声损害的人，却并不认为自己有什么问题。

因此，前述以声压、声强、声功率及其相应的级来表示声音的强弱，只是对声音的客观评价量，而不能准确地反映人对噪声的主观感觉。实验证明，虽然两个声源的声压相同，当其频率不同时，人耳的主观感觉却是高频声比低频声响得多。亦即人耳对声音大小的感觉不但与声压有关，还与频率有直接关系。如何使噪声的客观物理量与人耳感觉的主观量统一起来，这就是噪声评价的重要问题。

1．1．响度与等响曲线

几十年来，人们对人耳听觉与声压级及频率的相互关系进行了大量的试验研究。为此，我们把人耳对声音的主观感觉，即声音“响”的程度，称为响度（loudness），单位是宋（sone），用N表示；把以分贝表示的声压级对测试声频率作图得到一曲线，该曲线称为等响曲线或Fletcher-Munson曲线，如图10-2所示。它是根据大量听者认为响亮程度相同的纯音的声压级与频率关系而得出来的。等响曲线以1000Hz纯音作为基准声学信号，仿照声压级的概念提出一

。一个声学信号听起来与1000Hz纯音个“响度级”参数，其单位称为“方”(phon)，表示为L

N

一样响，则其响度级“方”值就等于1000Hz纯音声压级的分贝值。例如，某声音听起来与频率为1000Hz、声压级为90dB的纯音一样响，则此声音的响度级为90方。响度级既考虑了声音的物理效应，又考虑了人耳的听觉生理效应，它是人耳对声音的主观评价。

图10-2 等响曲线 在等响曲线图中，每条曲线上的各点，虽然代表不同频率和声压级的声音，但是人耳主观感觉到的声音响度却是一样的，即响度级是相等的，所以称为等响曲线。由等响曲线可知：

（1)最下面的曲线（虚线）表示听力阈值（hearing threshold ），称为零响度级线。痛阈线是120方响度级线。对应每个频率都有各自的闻阈声压级与痛阈声压级。在闻阈曲线与痛阈曲线之间是人耳所能听到的全部声音。

（2)人耳对低频声较迟钝，频率很低时，即使有较高的声压级也不一定能听到。

（3)声压级愈小和频率愈低的声音，其声压级与响度级之值相差也愈大。

（4)人耳对高频声较敏感，特别是对于2000~5000Hz 频率范围的声音尤为敏感。正由于这种原因，在噪声控制中，应当首先将中、高频的刺耳声降低。

响度与响度级是一一对应的，规定响度级为40方时响度为1宋，经实验得出每当响度级增加10方则响度增加一倍，如50方时为2宋，60方时为4宋，等等。一般当L N ≥40方时，响度

与响度级的关系为： 1040

2

-=N L N （宋） （10-18） 或 N L N 2log

40+= （方） （10-19）

2． 2． A 声级与等效（连续）A 声级

为了能用仪器直接读出反映人耳对声音强弱的主观感觉的评价量，人们提出了用电子网络（亦称计权网络，weighting networks ）来模拟不同声压下的人耳频率特性。声级计便是满足这种要求的仪器。计权网络实际上是一种电子滤波线路，是按照等响曲线所表示的人耳对声音频率的响应而设计的。在声级计中一般都设计了A 、B 、C 三条计权网络，测得的声级分别是A 、B 、C 声级。C 计权网络是模拟等响曲线中100phon 曲线而设计的，它在整个可听频率范围内有近乎平直的特性，对可听声音的频率范围基本上不衰减，因此它一般代表总声压级。B 计权网络是模拟等响曲线中70phon 曲线而设计的，它对250Hz 以下的声音有较大的衰减。A 计权网络是模拟等响曲线中40phon 曲线而设计的，它对1000Hz 以下的声音有较大的衰减。用A 计权网络测量出来的噪声强度，由于它对低频声较迟钝，而对高频声较灵敏，故与人耳对噪声的主观感觉比较接近，它也与人耳听力损伤程度相对应，A 声级的单位记作dB （A ）或dBA 。A 声级在噪声测量和评价中应用最为广泛。

A 声级虽然能较好地反映人耳对噪声强度和频率的主观感觉，但只适用于连续而稳定的噪声评价。对于在一定时间内不连续的噪声，如交通噪声，人们提出用总的工作时间进行平均的方法来评价噪声对人的影响，用这种方法计算出来的声级称为等效（连续）A 声级，用L Aeq 表示，单

位仍为dB （A ）。等效（连续）A 声级能反映在A 声级不稳定情况下人们实际接受噪声能量的大小，是按能量平均的A 声级。

表10-1 各段 A 声 级 和 相 应暴 露 时 间

在环境保护工作中计算等效声级时首先应对测量的数据进行处理，将所测得到的A 声级按次序从小到大每5dB 分为一段，而每一段以其算术中心声级表示。例如，各段声级为80、85、90、95、100、105、110dB （A ）……。其中80dB （A ）表示78～82dB （A ）的范围；85dB （A ）则表示83～87dB （A ）的范围，以此类推。每天以8小时计算，78dB 以下的不予考虑。

将工人在一个工作日中各段的暴露时间统计出来填入表10-1，则计算等效声级常用以下公式：

)

10(lg

1080211-=∑+=i n

i i Aeq T T L dB （A ） （10-20）

式中：T －噪声作用的时间总和，min ；

T i －工人在工作日的第i 个声级段的暴露时间，min ；

n －在整个噪声作用时间内测量的时段数。

若采样间隔时间相同，共采样n 次，则等效声级的计算公式也可以按式（10-12）计算。

四、噪声的危害

人类社会工业革命的科技发展，使得噪声的发生范围越来越广，发生频率也越来越高，越来越多的地区暴露于严重的噪声污染之中，噪声正日益成为环境污染的一大公害。其危害主要表现在它对环境和人体健康方面的影响。

1. 1. 对睡眠、工作、交谈、收听和思考的影响

噪声影响睡眠的数量和质量。通常，人的睡眠分为瞌睡、入睡、睡着和熟睡四个阶段，熟睡阶段越长睡眠质量越好。研究表明，在40～50 dB 噪声作用下，会干扰正常的睡眠。突然的噪声在40dB 时，可使10%的人惊醒，60dB 时则使70%的人惊醒。当连续噪声级达到70dB 时，会对50%的人睡觉产生影响。噪声分散人的注意力，容易使人疲劳，心情烦躁，反应迟钝，降低工作效率。当噪声为60～80dB 时，工作效率开始降低，到90dB 以上时，差错率大大增加，甚至造成工伤事故。噪声干扰语言交谈与收听，当房间内的噪声级达55dB 以上时，50%住户的谈话和收听受到影响，若噪声达到65dB 以上，则必须高声才能交谈，如噪声达到90dB 以上，则无法交谈。噪声对思考也有影响，突然的噪声干扰要丧失4秒钟的思想集中。

2．对听觉器官的影响

噪声会造成人的听觉器官损伤。在强噪声环境下，人会感到刺耳难受、疼痛、听力下降、耳鸣，甚至引起不能复原的器质性病变，即噪声性耳聋。噪声性耳聋是指500、1000、2000Hz 三个频率的平均听力损失超过25dB 。若在噪声为85 dB 条件下长期暴露15年和30年，噪声性耳聋发病率分别为5%和8%；而在噪声为90 dB 条件下长期暴露15年和30年，噪声性耳聋发病率提高为14%和18%。目前，一般国家确定的听力保护标准为85～90 dB 。

3. 对人体健康的影响

噪声作用于中枢神经系统，使大脑皮层功能受到抑制，出现头疼、脑胀、记忆力减退等症状；噪声会使人食欲不振、恶心、肠胃蠕动和胃液分泌功能降低，引起消化系统紊乱；噪声会使使交感神经紧张，从而出现心跳加快、心律不齐，引起高血压、心脏病、动脉硬化等心血管疾病；噪声还会使视网膜轴体细胞光受性和视力清晰度降低，并且常常伴有视力减退、眼花、瞳孔扩大等视觉器官的损伤。

第二节 声学器件和声学材料

人类的生活不能没有声音，一个人在绝对无声的环境中呆3～4小时就会失去理智，但过强

的噪声又会对人们的正常生活和身体健康造成严重影响和危害，因此必须对噪声加以适当的控制。确定噪声控制措施时，应从噪声形成的三个环节考虑：第一，从声源根治噪声；第二，在噪声传播途径上采取控制措施；第三，在接受处采取防护措施。

本节将主要介绍在噪声传播途径上所采取的噪声控制措施：吸声、隔声和消声，以及其相应的声学材料和声学器件。

一、吸声材料和吸声结构

在没有进行声学处理的房间里，人们听到的声音，除了由声源直接通过空气传来的直达声之外，还有由房间的墙面、顶棚、地面以及其它设备经多次反射而来的反射声，即混响声（reverberant sound）。由于混响声的叠加作用，往往能使声音强度提高10多分贝。如在房间的内壁及空间装设吸声结构，则当声波投射到这些结构表面后，部分声能即被吸收，这样就能使反射声减少，总的声音强度也就降低。这种利用吸声材料和吸声结构来降低室内噪声的降噪技术，称为吸声（sound absorption）。

1．吸声材料

材料的吸声性能常用吸声系数（absorption coefficient）来表示。声波入射到材料表面时，被材料吸收的声能与入射声能之比称为吸声系数，用α表示。一般材料的吸声系数在0.01～1.00之间。其值愈大，表明材料的吸声效果愈好。材料的吸声系数大小与材料的物理性质、声波频率及声波入射角度等有关。

通常把吸声系数α＞0.2的材料，称为吸声材料（absorptive material）。吸声材料不仅是吸声减噪必用的材料，而且也是制造隔声罩、阻性消声器或阻抗复合式消声器所不可缺少的。多孔吸声材料的吸声效果较好，是应用最普遍的吸声材料。它分纤维型、泡沫型和颗粒型三种类型。纤维型多孔吸声材料有玻璃纤维、矿渣棉、毛毡、苷蔗纤维、木丝板等。泡沫型吸声材料有聚氨基甲醋酸泡沫塑料等。颗粒型吸声材料有膨胀珍珠岩和微孔吸声砖等。

吸声材料的吸声系数是在实验室测量求得的。其测量方法有驻波管法和混响室法。表10-2是用驻波管法测得的常用吸声材料的吸声系数，用α0表示；表10-3是驻波管法与混响室法测得

的吸声系数的换算，混响室法测得的吸声系数用αT 表示。需要说明的是，本章所涉及的吸声系

数，除特殊说明是混响室法系数αT 以外，一般都是指驻波管法系数α0。

由表10-2可知，随着频率的升高，吸声系数增大。合理地增加多孔材料厚度、增大密度以及增加多孔材料后面的空腔厚度D ，可以增加低频吸声系数。

2．吸声结构

如前所述，多孔吸声材料对于高频声有较好的吸声能力，但对低频声的吸声能力较差。为了解决低频声的吸收问题，在实践中人们利用共振原理制成了一些吸声结构（absorptive structure ）。常用的吸声结构有薄板共振吸声结

构、穿孔板共振吸声结构和微穿孔板吸声结构。

（1）薄板共振吸声结构。把不穿孔的薄板

（如金属板、胶合板、塑料板等）周边固定在框

架上，背后留有一定厚度的空气层，这就构成了

薄板共振吸声结构。它对低频的声音有良好的吸

收性能。其构造与等效图如图10-3所示，薄板

相当于质量块，板后的空气层相当于弹簧。当声波作用于薄板表面时，在声压的交变作用下引起薄板的弯曲振动。由于薄板和固定支点之间的摩

擦和薄板内部引起的内摩擦损耗，使振动的动能转化为热能而使声能得到衰减。当入射声波的频率与振动系统的固有频率一致时，振动系统就会发生共振现象，声能将获得最大的吸收。

薄板共振吸声结构的共振频率f 0一般在80-300Hz 之间。f 0可用下式估算：

mD f 6000 （10-21） 式中，m —薄板面密度，kg/m 2；

D —板后空气层厚度，cm 。

由式（10-21）可知，增加薄板的面密度m 或空气层厚度D ，皆可使共振频率下移。

常用薄板结构的吸声系数列于表10-4。

α

图10-3 薄板共振吸声结构

（2）穿孔板共振吸声结构。穿孔板共振吸声结构可以看作许多个单孔共振腔并联而成，其结构示意图如图10-4所示。单孔共振腔如图10-5所示，它

是由腔体和颈口组成的共振结构，称为亥姆霍兹共振器。腔

体通过颈部与大气相通，在声波的作用下，孔颈中的空气柱

就象活塞一样作往复运动，由于颈壁对空气的阻尼作用，使

部分声能转化为热能。当入射声波的频率与共振器的固有频

率一致时，即会产生共振现象，此时孔颈中的空气柱运动速

度最大，因而阻尼作用最大，声能在此情况下将得到最大的

吸收。它的吸声频率与板厚δ、腔深D 和穿孔率P 有关。其

共振频率f 0由下式计算：

k Dl P c f π20= （Hz ） （10-22） 式中 D —空腔深度，m ；

d —小孔颈口直径，m ；

P —穿孔率（穿孔的面积占总面积的百分数）；

l k —小孔的有效颈长，l k ＝＋d π/4，m ；

δ—板厚，m ；

c —声速，m/s 。

这种吸声结构的缺点是对频率的选择性很强，在共振频率时具

有最大的吸声性能，偏离共振频率时则吸声效果较差。它吸收声音

的频带比较窄，一般只有几十赫兹到200Hz 的范围。为了使其吸收

声音的频带加宽，可在穿孔板后蒙上一层织物或填放多孔吸声材料。

（3）微穿孔板吸声结构。微穿孔板吸声结构是在普通穿孔板吸

声结构的基础上发展起来的。普通穿孔板吸声结构的板厚一般为

1.5～mm ，孔径为2～15mm ，穿孔率为0.5～5%左右.而微穿孔板吸声

结构是一种板厚及孔径均为lmm 以下，穿孔率为1～3%的金属穿孔板

与板后的空腔组成的吸声结构。这是一种新型共振吸声结构，有较宽

的吸声频带，并且不必填放多孔材料和织物，同样也能达到较高的吸

声能力。

微穿孔板吸声结构具有美观、轻便的优点。特别适用于高温、潮湿和易腐蚀的场合。由于它阻力损失小，所以在动力机械中，为控

制气流噪声提供较好的吸声结构。但微穿孔板吸声结构制造工艺复

杂，成本较高，用于油污气体中容易堵塞，因此在工程技术中应根据实际情况合理使用。

如果采用双层或多层微穿孔板吸声结构，可使吸收频率范围加宽很多。图10-6是双层微穿孔板吸声结构示意图。穿孔板分为前后两层，前空腔深为

80mm ，后空腔深为120mm ，前后微穿孔板的穿孔率P 分别

为2％和1％，孔径d 和板厚δ均为0.8mm 。

应当指出，利用吸声材料来降低噪声，其效果是有一

定条件的。吸声材料只是吸收反射声，对声源直接发出的

直达声是毫无作用的。也就是说，吸声处理的最大可能是

将声源在房间的反射声全部吸收。故在一般情况下用吸声

材料来降低房间的噪声其数值不超过10dB(A)，在极特殊

的条件下也不会超过15dB(A)。而且，吸声处理的方法只

是在房间不大或原来吸声效果较差的场合下才能更好地发

挥它的降噪作用。

二、隔声构件和隔声材料

利用木板、金属板、墙体、隔声罩等隔声构件将噪声

图10-5 单孔共振器结构

图10-6双层微穿孔板 吸声结构示意图

图10-4 穿孔板共振吸声结构

图10-7 噪声碰到屏障时的声能分布

源与接收者分隔开来，使噪声在传播途径中受到阻挡以减弱噪声的传递，这种方法称为隔声（sound insulation ）。

噪声按传递方式可分为空气传声(简称为空气声)和固体传声(简称为固体声)两种。空气传声是指声源直接激发空气振动而产生的声波，并借助于空气介质直接传入人耳的。例如汽车的喇叭声以及机器表面向空间辐射的声音。固体传声是指声源直接激发固体构件（如建筑结构）振动后所产生的声音。固体构件的振动(如锤击地面)，以弹性波的形式在墙壁及楼板等构件中传播，在传播中向周围空气辐射出声波。

实际上，任何接受位置上均包含了两种传声的结果。辨明两种传声中哪一种是主要的，将有助于有效地采取隔声措施。对于前者，通常用重而密实的构件隔离；而对于后者，则通常采用隔振措施，例如通过弹簧、橡胶或其它弹性垫层予以隔离。本节主要讨论各种构件对空气传声的隔声原理和措施。

1． 1． 隔声构件的透声系数与透射损失

声波在传播途径中碰到一个边界很大的屏障时，它的能量一部分被屏障反射，另一部分被材料吸收，还有一部分会透过屏障传到另一侧去，如图10-7所示。设入射到屏障上的总声能为W i ，反射声能为W r ，透过的声能为W t ，被材料消耗吸收的能量为W a 。它们的关系为：

i r a t W W W W =++ (10-23)

吸声是将吸声材料 (或吸声结构)衬贴或悬挂在屏障甲侧，当声波入射到吸声材料表面时，依靠材料的吸声作用，减少声反射，从而使甲侧空间内噪声降低。

隔声是用隔声结构将噪声隔挡，减弱噪声的传递，使吵闹噪声环境（甲侧）与需要安静的环境（乙侧）分离隔开。隔声能力可用透声系数τ表示，它定义为：

/t i W W τ= (10-24)

透声系数τ是小于1的数，在完全透射情况下（即W t =W i ），τ＝1。τ值越小，表示透过材

料的声能越小，说明材料的隔声能力越好。

通常材料的τ值很小，而且各种不同材料的τ值变化很大（在1～10-6之间），使用起来很不方便。因此在实际工程中，常用透射损失（亦称隔声量）L TL 来表示，其单位是dB 。L TL 与τ二者的关系为:

τ1lg 10=TL L （10-25）

或 TL

L 1.010-=τ （10-26） 材料的隔声性能若用透射损失L TL 表示，便可直接看出声能透过后衰减的分贝数。材料的L TL 值越大，说明材料的隔声性能越好。综上所述，吸声与隔声的主要区别:

（1）两者降噪机理完全不同。吸声是利用吸声材料（吸声结构）的吸声作用，减弱声反射，使噪声降低；隔声则是利用隔声结构对声波起隔挡作用，减弱声透射，获得减噪效果。

（2）两者降噪措施的着眼点不同。吸声所注意的是在屏障甲侧（见图10-7）反射回来的声能（W r ）的大小，反射声越小，则吸声效果越好，因此采用吸收房内声能的措施；隔声所注意的

是在屏障另一侧（图10-7中的乙侧）透过去的声能（W t ）的多少，透过声越小，则隔声效果越

好，因此采用隔绝传到其他空间声能的措施。

（3）两者所用的材料不同。吸声多用轻而疏松的材料，隔声则选用重而密实的材料。 另外，在隔声设计中还可以充分利用有空气层相隔的双层墙板的隔声结构，它可使隔声量大大提高，这主要是因为夹层中空气的弹性作用，使声能得到衰减的缘故。如果隔声效果相同，夹层结构比单层结构的重量将减轻2/3～3/4。

2. 隔声罩

隔声罩（sound insulation encasing ）是一种可取的有效降噪措施，它把噪声较大的装置封闭起来，可以有效地阻隔噪声的外传，减少噪声对环境的影响，但会给维修、监视、管路布置等带来不便，并且不利于所罩装置的散热，有时需要通风以冷却罩内的空气。隔声罩的设计应考虑如下要点：

（1）选择适当的形状。为了减少隔声罩的体积和噪声的辐射面积，其形状应与该声源装置的轮廓相似，罩壁尽可能接近声源设备的外壳；但也要考虑满足检修监测方便、通风良好、进排气及其消声器正常工作的要求。此外，曲面形体应有较大的刚度，

有利于隔声。要尽量少用方形平行罩壁，以防止罩内空气声的驻

波效应，使隔声量出现低谷。

（2）隔声罩的壁材应具有足够大的透射损失L TL 。罩壁材料

可采用铅板、钢板、铝板，壁薄、密度大的板材，一般采用2～

3mm 钢板即可。

（3）金属板面上加筋或涂贴阻尼层。通过加筋或涂贴阻尼

层，以抑制和避免钢板之类的轻型结构罩壁发生共振和吻合效

应，减少声波的辐射。阻尼层的厚度应不小于罩壁厚度的2～4

倍，一定要粘贴紧密牢固。 （4）隔声罩内表面应当有较好的吸声性能。罩内通常用50mm 厚的多孔吸声材料进行处理，吸声系数一般不应低于0.5。隔声罩基本构件的组成图10-8所示，它是在3mm 厚的钢板上，牢固涂贴一层厚7mm 的沥青石棉绒作阻尼层，内衬50mm 厚的超细玻璃棉（容重25kg/m 3）作吸声层，玻璃棉护面层由一层玻璃布和一层穿孔率为25％的穿孔钢板构成。这种构件的平均透射损失在34～45dB 之间。

（5）隔振处理。隔声罩与机器之间不能有刚性连接，通常将橡胶或毛毡等柔性连接夹在两者之间吸收振动，否则会将机器的振动直接传递给罩体，使罩体成为噪声辐射面，从而降低隔声效果。机器与基础之间、隔声罩与机器基础之间均也需要隔振措施。

（6）罩壳上孔洞的处理。隔声罩内声能密度很大，隔声罩上很小的开孔或缝隙都能传出很大的噪声。研究表明，只要在隔声罩总面积上开0.01面积的孔洞，其隔声量就会减少20～25dB 以下。若仍需在罩上开孔时应对孔洞进行处理：①传动轴穿过罩的开孔处加一套管，管内衬以吸声材料，吸声衬里的长度应大于传动轴与吸声衬里之间的缝隙15倍，这杨既避免了声桥，又通过吸声作用降低了缝隙漏声；②因吸排气或通风散热需要开设的孔洞，可设置消声箱来减声；③罩体拼接的接缝以及活动的门、窗、盖子等接缝处，要垫以软橡胶之类的材料，当盖子或门在关闭时，要用锁扣扣紧以保证接缝压实，防止漏声；④对于进出料口的孔一般应加双道橡皮刷，以便让料通过，而声音不易外逸。

虽然隔声罩的隔声量主要是由罩壁的面密度与吸声材料的吸声系数、吸声量、噪声频率所确定，但上述设计要点如不注意，也会影响隔声效果。

三、消声器

消声器（muffler ）是一种阻止声音传播而允许气流通过的器件，是降低空气动力性噪声的常用装置。评价消声性能的指标是消声量，主要有两种表达形式：插入损失（insertion loss ）与传递损失（transmission loss ）。插入损失LIL 定义为系统中接入消声器前后，在系统外某定点测得的声压级Lp 的差值。传递损失（也称传声损失，或透射损失）LTL 是消声器入口处和出口处的声功率级LW 的差值，它与反映构件的隔声性能的透射损失意义相同，因为消声器也可以看成是一个隔声构件。消声器的传递损失的表达式为：

121210lg(/)TL W W L W W L L ==- （dB ） （10-27）

图10-8 隔声构件的组成

消声器的型式很多，主要有阻性和抗性、阻抗复合型以及喷注耗散型等，部分消声器型式如图10-9所

示。除(1)～

(7)为阻性消

声器，(12)、

(13)为阻抗

复合型消声

器外，其余均

属于抗性消

声器。

1．阻性

消声器

阻性消

声器，亦称吸

收消声器

（absorptiv

e muffler ），

是利用吸声

材料的吸声

作用，使沿通

道传播的噪

声不断被吸

收而逐渐衰

减的装置。把

吸声材料固

定在气流通

过的管道周

壁，或按一定

方式在通道

中排列起来，

就构成阻性

消声器。其消

声原理是：当声波进入消声器，便引起阻性消声器内多孔材料中的空气和纤维振动，由于摩擦阻力和粘滞阻力，使一部分声能转化为热能而散失掉，起到消声作用。

阻性消声器对中高频范围的噪声具有较好的消声效果，应用范围很广。它的型式有直管式、片式、蜂窝式、折板式、声流式、弯管式和迷宫式等多种，如图10-9中（1）～(7)所示。

2. 抗性消声器

抗性消声器，亦称反应消声器（reactive muffler ），是由声抗性元件组成的消声器。声抗性元件类似于交流电路中的电抗性元件电容或电感，是对声压的变化、声振速度变化起反抗作用的元件，它们不消耗声能，但可贮蓄与反射声能。抗性消声器的特点是：它不使用吸声材料，而是在管道上连接截面突变的管段或旁接共振腔，利用声阻抗失配，使某些频率的声波在声阻抗突变的界面处发生反射、干涉等现象，从而达到消声的目的。抗性消声器对低中频范围的噪声具有较好的消声效果，它的型式有扩张室式、共振腔式、微穿孔板式和干涉型等多种，其结构简图见图10-9，(8)和(9)均是扩张室式，(10)是共振腔式，(11)是微穿孔板式，（14)是干涉型。

（1）扩张室消声器。扩张室消声器也称为膨胀室消声器，由管和腔适当组合而成，分为单节式和多节式，见图10-9(8)和(9)。它是利用管道截面的突变（即声抗的变化）使沿管道传播的声波向声源反射而通不过消声器，从而使声能反射回原处，达到消声目的。

单节扩张室消声器只能对某些频率成分起消声作用，而让另一些频率成分顺利通过，由于噪声的频率范围一般较宽，因而必须对扩张室消声性能进行改善处理。一般采用以下两种方法：

图10-9 各种消声器型式

①在扩张室消声器两端插入内接管，插入长度分别取为扩张室长度的1/2和1/4；②用多节不同长度的扩张室串联，使它们的通过频率互相错开，以提高总消声量和改善消声器的频率特性。在工程实际中，为了获得较高的消声效果，通常将这两者结合起来应用。

（2）共振腔消声器。共振腔消声器消声原理是利用声波频率与共振腔固有频率一致时对声能的衰减达到最大进行消声。与扩张室消声器相比，共振腔消声器具有消声频带较窄，在共振频率附近消声量较大的特点，适用于具有单峰值频率、且峰值较突出的高噪声场合。设计时要求共振腔消声器的共振频率与声波的主频率一致。图10-9(10)为旁支式和同心式共振腔消声器结构简图。

（3）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制成的消声器，是我国噪声控制工作者研制成功的一种新型消声器。它的消声原理实际上与共振腔消声器相同，其特点是不采用任何多孔吸声材料，而是在薄金属板上钻许多微孔起到吸声作用，故可作为阻性消声器处理。通过选择微穿孔板上的不同穿孔率与板后的不同腔深，能够在较宽的频率范围内获得良好的吸声效果。微穿孔板消声器的型式如图10-9(11)所示。

（4）干涉型消声器。干涉型消声器是利用支管长度比主管长度长，并且多出的长度正好是1/2声波波长的奇数倍，如图10-9(14)所示，这样支管声波与主管声波在振幅上相等，而在相位上相差180°的奇数倍，从而达到相互干涉而抵消，来实现消声的目的。干涉型消声器适用于消减某保持不变的单一频率的噪声，对于宽频带噪声，这种型式消声器无效。

近代出现的电子有源消声器也是利用声波的干涉来消声的，故也属于干涉型消声器。它对于低频噪声的控噪、个人防噪和局部防噪尤为合适。图10-10是管道上使用电子消声器的基本原理图。传声器2接受从噪声源1传来的噪声，经过电子线路的相移、放大后，由扬声器3辐射二次噪声。调节放大倍数和改变相移（延迟时间），便能使管道“下游”的噪声得到控制。

3. 阻抗复合型消声器

阻抗复合型消声器（hybrid muffler ），就是将阻

性消声部分与抗性消声部分串联组合而形成，如图

10-9中(12)、(13)分图所示。一般阻抗复合型消声器

的抗性在前，阻性在后，即先消低频声，然后消高频声，

总消声量可以认为是两者之和。但由于声波在传播过程

中具有反射、绕射、折射、干涉等特性，其消声量并不是简单的叠加关系。阻抗复合型消声器兼有阻性和抗性

消声器的特点，可以在低、中、高的宽广频率范围获得

较好的消声效果。

4．喷注耗散型消声器 喷注耗散型消声器（jetting muffler ）用于控制喷注噪声（也即排气放空噪声），它是从声源上降低噪声的，常用的耗散型消声器有:小孔喷注消声器、节流降压消声器与多孔扩散消声器等型式。

（1）小孔喷注消声器。由于喷注噪声的峰值频率与喷口直径成反比，减小孔径虽然使高频声增高，但人耳听不见，而人耳所能听得到的低频声却降低了。小孔喷注消声器就是采用这种原理，将一个喷口喷注改用许多足够小的小孔喷注，使噪声能量从低频移向人耳不敏感的高频

范围，从而使干扰噪声减少，但排气量保持不变。图10-11所示是

小孔喷注消声器的示意图。

显然，小孔的直径越小，这种消声器的消声量越显著。一般孔

径减半，可使消声量提高9dB(A)。从便于加工和避免堵塞考虑，小

孔孔径D 以1～3mm 为宜。如果孔径大于5mm ，小孔的消声效果就会

降低而成为大孔扩散器。另外，各小孔之间的距离B 不能太小，以

免各小孔的小喷注再汇合成大喷注，降低消声效果。孔心距可用下

式估算： D D B 6+= (10-28)

（2）节流降压消声器。节流降压消声器的原理是节流降压作用，

它一般由多级节流孔板串联而成，其相邻级的孔板间隙为均压的腔

室，这样就把原来的高压气体直接喷注排空的一次大的压力降分散 1－噪声源；2－传声器；3－扬声器； 4－噪声控制区；5－相移放大 图10-10 管道上使用电子消声器原理图

图10-11 小孔喷注消声器

成为多级的小压力降。图10-12为高压排气中采用的一种节流降压消声器的示意图，消声值为23dB(A)。

（3

）多孔扩散消声器。多孔扩散消声器是利用烧结的金属或塑料、多孔陶瓷、多层金属丝

网等多孔材料来降低空气动力性噪声，其结构如图10-13所示。排放气流被带有的大量细小孔隙(孔径达10-2μm)的多孔材料滤成无数个小的气流，降低了气体压力，大大减弱了辐射噪声的强度。同时这类多孔材料还具有阻性材料的吸声作用。多孔扩散型消声器中的各小孔间的中心距与孔径之比比较小，不能忽略孔后气流混合后产生的噪声，这是其与小孔喷注消声器的不同之处。设计这种消声器的有效出流面积要大于排气管道的横截面积，如果扩散面积足够大，它可比小孔喷注消声器的降噪效果还要好，可以取得30～50dB(A)的消声效果。

第三节常见噪声及其控制技术

如前所述，我们把振动发声的物体称为声源，声源有固体的、液体的和气体的。根据声源通常把噪声分为机械性噪声和空气动力性噪声两大类。确定噪声控制措施时，应从形成噪声的三个环节考虑：①从声源根治噪声；②在噪声传播途径上采取控制措施；③在接受点采取防护措施。下面将主要介绍机械噪声、流体机械噪声和交通噪声的产生及其控制措施。

一、机械噪声及其控制

机械噪声（mechanical noise）是由于固体的机械部件振动产生的。如冲床的冲压声、锻锤的锻打声、车床的切削声、齿轮啮合声等都属于机械噪声。机械噪声来源于机械部件之间的交变力，按其特性一般分为三类：撞击力、摩擦力和周期性作用力。例如锻锤是以撞击力为主，砂轮是以摩擦力为主，偏心轮以周期性作用力为主，而齿轮啮合则同时兼有这三种力的作用。机械部件分别在这三种力作用下振动产生的噪声分别称：撞击噪声、摩擦噪声和周期作用力激发噪声。

1. 撞击噪声

利用冲击力做功的机械（如冲床、锻锤和凿岩机等）在工作时，会产生由撞击引起的脉冲噪声，称之为撞击噪声（impacting noise）。现以锻锤为例分析撞击噪声的发声机制，有以下四种：①撞击瞬间，由于物体间的高速流动空气所引起的喷射噪声；②撞击瞬间，在锤头、锤模、铁钻碰撞面上产生突然变形，以至在该面附近激发强的压力脉冲噪声；③撞击瞬时，由于部件表面的变形，在这些部件表面的侧向产生突然的膨胀，形成向外辐射的压力脉冲噪声；④撞击后引起的受撞部件结构共振所激发的结构噪声。

以上四种噪声，以结构噪声影响最强，其辐射噪声的维持时间最长，可达100毫秒。撞击激励频率与撞击的物理过程有关，较硬的光滑物体相撞、则作用时间短，作用力大，激励的频带宽，激发的振动方式就多，呈宽频带撞击噪声；较软的不光滑的物体相撞，则作用时间长，作用力小，激励的频带窄，激发的振动方式少。如冷锻或空气锤就比热锻辐射较强的撞击噪声，且具有较多的频率成分 (向高频范围发展)。另外三种机制产生的撞击噪声是在撞击瞬间产生的一次压力脉冲，其强度很高，在锻锤附近可达155dB（A），但其维持时间较短，最长不过几毫秒。

其它类似的机械撞击，如冲床的冲压声、凿岩机中活塞与扦杆的撞击声、金属的互碰声等均是以结构在撞击后的鸣响声为主。所以，结构噪声在整个撞击噪声中占有重要地位。降低结构噪声是控制撞击噪声的主要途径，其具体措施是增加结构的阻尼。

2．摩擦噪声

图10-12 节流降压消声器图10-13 多孔扩散器

物体在一定压力下相互接触并作相对运动时，则物体之间产生摩擦，摩擦力以反运动方向在接触面上作用于物体。摩擦能激发物体振动并发出声音。如二胡与提琴，就是弓丝在琴弦上摩擦引起琴弦振动并激发琴体共振而发声的。但是，工业生产和日常生活中所产生的摩擦声多是令人生厌的噪声，如汽车的刹车声等，我们称之为摩擦噪声（fricative noise）。

摩擦噪声产生的过程大致如下，每当一个物体滑过另一个物体时，这个物体受到使其运动的拉力与阻碍运动的摩擦力的两种作用，使物体变形。当作用力继续增加，形变相应增大，形变弹力最终克服静摩擦力，于是产生“跳脱”。所谓跳脱就是物体以跳跃形式位移到新的位置上，弹性变形也就消失了，以后整个过程又照原样重复。物体连续跳脱而产生张驰振动就是由摩擦引起的振动。摩擦引起的张弛振动强度与摩擦力有关，摩擦力大则振动幅值大。但张弛振动频率与摩擦力大小无关。当张弛振动频率等于物体固有频率时，产生共振，便形成强烈的振动和噪声。

车刀切削金属时，会产生类似轧轧的声音，这是车刀受到加工件横向摩擦力与车屑纵向摩擦力作用而引起振动的结果。这种振动是有害的，不仅使加工面质量变坏，且使车刀磨损增大。调节进刀速度和深度，加入切削液，或改进车刀形状，能避免这种现象。

克服摩擦噪声的基本方法是减小摩擦力，一般施加润滑剂能减小摩擦噪声，如齿轮、轴承等不可在缺油状态下工作，否则噪声就高。

3．周期作用力激发噪声

在旋转机械中常常存在着周期性作用力（periodic force）。最简单的周期力是由于转动轴、飞轮等转动系统的静、动态不平衡所引起的偏心力。这种作用力正比于转动系统的质量和静、动态的合成偏心距，也正比于转动角速度的平方。当转动系统转速达到其临界转速时，则该系统自身便产生极大振动，并将振动力传递到与其相连的其它机械部分，激起强烈的机械振动和噪声。周期力的作用会由于机件缝隙的存在、结构刚度不够或磨损严重而增大，又进一步增强撞击和摩擦而激发更强的机械振动和噪声。

若机械转速不高，则周期力的变动频率并不高，但这种低频率的周期力能激发较高频率的振动。当受振零部件的固有振动频率等于周期力频率的整数倍时，则会使零部件产生强烈的共振，从而产生强噪声。当周期性作用力的频率高到一定程度，而且受力零部件表面积又足够大时，则受迫振动噪声突出；这种受迫振动噪声一般以结构噪声为主。

对于机械噪声的控制，其主要途径是避免或减少撞击力、周期力和摩擦力，这可以通过改进机械设备的结构，改变操作工艺方法，提高加工精度和装配质量等措施来实现。如用液压代替锻压，用焊接代替铆接，提高加工工艺和安装精度，使齿轮和轴承保持良好润滑条件等。为减小机械部件的振动，可在接近力源的地方切断振动传递的途径，如以弹性连接代替钢性连接或采用高阻尼材料吸收机械部件的振动能。在机械设计上可尽量减少附件，并注意提高机件的刚度，以减小噪声辐射。

二、流体机械噪声及其控制

流体机械是指广泛应用于工矿企业的液压和气动系统。下面分别对液压和气动系统中的噪声源加以介绍。

1．1．液压系统噪声

液压系统由液压泵，液压缸或液压马达，各种控制压力、流量和流向的阀门以及油箱、管路等辅助元件组成。液压系统噪声源主要来自于液压泵、阀门和管路。

（1）液压泵噪声。液压泵是液压系统的动力源，它能产生两类噪声：流体动力性噪声和机械噪声。流体动力性噪声是由于液压泵工作时，连续出现动力压强脉冲，从而激发泵体、阀门和管道等部件振动而辐射的噪声。泵的机械噪声是由于泵体内传递压力的不平衡运动，形成部件间的冲撞力或摩擦力，从而引起结构振动而产生的声音。这种噪声不仅与泵的种类和结构有关，还与零件的加工精度、泵体的安装条件和维护保养等有关。

一般液压泵以螺旋泵噪声最小，离心泵和活塞泵次之，齿轮泵噪声较大。为消除和减弱泵的噪声，可选用高内阻材料制作泵体，如用铜锰合金代替铸钢制造的泵体，其噪声可降低10～15dB；还可以提高零件的加工精度、改善其安装条件、加强维护保养等。

（2）阀门噪声。具有节流或限压作用的阀门，是液体传输管道中影响最大的噪声源。当管道内流体流速足够高时，由于阀门的部分关闭，会在流体中形成气泡，气泡随压力的变化相继破裂，引起流体中无规则的压力波动，由此而产生的噪声叫空化噪声。

在流量大、压力高的管路中，几乎所有的节流阀门均能产生空化噪声，空化噪声频谱呈宽带，

不但能沿管道顺流而下传播很远，它还能激发阀门或管道中可动部件的固有振动，并通过这些部件作用于其它相邻部件传至管道表面，产生类似于金属相撞的有调噪声。

空化噪声的声功率与流速的七次方或八次方成正比。为了降低阀门噪声，可以采用多级串接阀门，逐级降低流速。

（3）管路噪声。管路噪声主要有以下几个来源：①流体流经管道时，由于湍流和摩擦激发的压强扰动产生涡流噪声；②若管路设计不当，会产生空化噪声；③泵体噪声和阀门噪声沿管体传播并透过管道壁面辐射出去，管道愈长愈粗，辐射愈强。

以上管路噪声，来源于泵体和阀门的噪声占主要地位，因此，要降低管路系统噪声，应尽量选用和设计低噪声阀门、低噪声泵。为避免流体动力性噪声，管路设计要合理，如管内流体流速不可过高，避免直拐弯和截面突变，弯头半径最好大于管道直径5倍，不同管径的管道连接应逐渐过渡等。为避免结构振动的传递，可在泵的进出口、阀门前后各加一段弹性管。为降低管道壁面的振动，也可用各种各样的内衬毛毡、橡胶等高内阻材料的管道夹子，在管道振动较强烈的地方，分段将管子钳住。另外，对泵体和管路的支撑结构也要注意采取隔振措施，如减振隔声套等。

2． 2． 气动系统噪声

气动系统与液压系统原理相同，只是所用的流体是空气，动力源为空气压缩机和风机。气动系统噪声主要是由于高速气流、不稳定气流以及气流与物体相互作用而产生的噪声，也称空气动力性噪声。按空气动力性噪声产生的机制和特性，又可分为喷注噪声、涡流噪声、旋转噪声和周期性进排气噪声等。

（1）喷注噪声。气流从管口以介于声速与亚声速之间的高速喷射出来所产生的噪声称为喷注噪声，亦称喷射噪声或射流噪声。当气体由喷嘴（或排气管）喷出形成喷注时，高速气流会冲击和剪切周围静止空气，引起剧烈的气体扰动而辐射噪声。喷嘴形状不同，气流在喷嘴处的流动特性不同，产生的喷注噪声强度和特性也有所不同。实验表明，对于一般排气管或收缩喷嘴，在距离喷口4～5倍喷口直径处，喷射噪声最强，所以应在距喷口距离为喷口直径6倍的区域内设法降低噪声。一般可选用喷注耗散型消声器来降低喷注噪声。

（2）涡流噪声。当气流饶流障碍物时，由于空气分子粘滞摩擦力的影响，具有一定速度的气流与障碍物背后相对静止的气体相互作用，在障碍物下游区形成两列涡旋（即卡门涡旋）气流。这些涡旋在障碍物背后两侧交替出现，并且旋转方向相反地脱离障碍物。当它所引起的气流压强的脉动频率在可听频率范围、且强度足够大时，则辐射出的噪声称为涡流噪声。大风吹过电线发出的哨声，狂风吹过树林发出的呼啸声，都是生活中常见的涡流发声现象。总之，当气体与物体以较高的速度相对运动时就能产生涡流噪声。

在气流管道中存在障碍物（如阀门、导流器、扩散器等）时，除了涡流噪声外，还常常因为这种涡流噪声频率与障碍物的固有频率相吻合而使噪声放大，这又产生了机械噪声。

涡流噪声频率可以按下式计算：

d v

S f t = （10-29） 式中，S t 为斯多哈尔数；v 为管道中气流的流速，m/s ；d 为障碍物的特征尺寸，m 。

为降低涡流噪声，应减少气流管道中障碍物的阻力，如把管道中的导流器、支撑物改进成流线型，表面尽可能光滑；也可调节气阀或节流板等，并用多级串联降压方法，以减弱噪声功率。

（3）旋转噪声。旋转的空气动力机械，如飞机螺旋桨，叶片旋转时与空气相互作用而连续产生压力脉动，进而辐射噪声。由于螺旋桨的运动是周期性的旋转运动，噪声声场也绕螺旋桨轴线旋转，故名之为旋转噪声。旋转噪声的频谱是离散的，其基频等于叶片数目与旋转频率的乘积：f 1＝nz/60，式中n 为叶片每分钟转动速度；z 为叶片数。

（4）周期性进排气噪声。周期性进排气噪声，是一种影响较大的空气动力性噪声。内燃机、活塞式（或称容积式）空气压缩机的进排气噪声都是周期性的。对于容积式压缩机，周期性进、排气噪声分别是由于活塞运动时进、排气阀周期性开闭而产生的压力脉动所引起的，峰值多为低、中频，并伴有高速气流流经气阀产生的涡流引起的连续高频的湍流噪声。由于活塞运动并经气阀周期性开闭的调制的气流所引起的噪声，其主要峰值频率为:

τ60inz f i = （Hz ） （10-30） 式中 n —压缩机转速，r/min ；

z —并联的同级气缸数；

τ—对于压缩机，它是由活塞是单侧还是双侧并联工作所确定的系数，对单作用压缩机，τ＝1，对于双作用压缩机，τ＝1/2；

i —谐波次数，i ＝1,2,3…

对于直接从大气吸气的空气压缩机，其进气噪声直接向周围空间辐射，故较其它部位辐射的噪声高出5～10dB(A)，而成为压缩机的主要噪声源，并呈低频声，波及范围较宽。而排气噪声通常由排气口向密闭的容器内辐射。内燃机、容积式压缩机以及各种风动工具等产生的进排气噪声，可用节流孔板，以及扩张室或共振腔等形式的抗性消声器予以降低。

三、交通噪声及其控制

随着各国汽车工业的迅速发展，交通噪声（traffic noise ）日益成为城市噪声的主要污染源，特别是在像中国这样的发展中国家，交通噪声的污染问题更加突出。交通噪声最根本的声源是汽车本身及其组成的车流，因此控制交通噪声最有效的方法就是控制汽车噪声和交通噪声声源。

汽车本身是一个综合声源，主要有与发动

机转速有关的声源，包括进、排气噪声，冷却

系统风扇噪声，发动机表面辐射噪声，空气压

缩机和发电机发出的噪声，以及与车速有关的

声源，包括：传动机构噪声，轮胎噪声和车体

行驶产生的空气动力性噪声。图10-14表明这

些基本噪声源的部位。其中，以排气噪声、发

动机噪声、轮胎噪声的影响较大。

以常速（30～50km/h ）行驶的汽车，主要声源是低、中频的排气噪声与发动机噪声。

当车速超过5Okm/h 以上时，轮胎噪声开始突出。随着车速的增加，高频成分噪声和车体逆风行驶的空气动力性噪声也逐渐增加，在混凝土路面上的时速每增加15km/h ，该噪声增高2.5dB 。当车窗全开时噪声增高5～15dB 。瞬时发生的喇叭噪声，其强度虽超过其它噪声，但已有城市交通法规予以控制。

1．排气噪声及其控制

排气噪声通常比发动机中其它声源高出10～15dB ，是汽车发动机中最主要的噪声源，由周期性排气噪声、湍流噪声和排气系统内气柱共鸣声所组成。

周期性的排气噪声是由于排气阀门周期性开启时，缸内气体急速排出，在排气阀门附近产生压力脉动形成声波而产生的，是排气噪声中最主要的组成部分。这是一种典型的低频噪声，它含有几个窄带的尖峰，其峰值频率按式(10-30)计算，对于四冲程发动机，式中τ＝2；二冲程发动机，τ＝1。大多数排气噪声中，i ＞3的高次谐波分量都较低。

涡流噪声是高速气流通过排气阀门和排气管道时产生的，是连续谱，频率在1000Hz 以上，且随着气流速度提高频率显著增加。

排气系统管道中的气柱，在周期性排气噪声的激发下会产生某些离散频率的共鸣声，其频率为： (21)

4i c f i l =- （Hz ） （10-31）

式中 c —声速，m/s ；

l —进、排气管长，m ；

i —谐波次数，i =1,2,3…。

若该频率与周期性排气噪声的基频一致，则共鸣声显著增大。排除那些与转速无关的峰值，通常就是气柱的共鸣声。

影响排气噪声的主要因素是发动机转速、排量、气缸内压力、排气阀门直径与其开启特性以及气缸的平衡特性。安装消声器是控制排气噪声最有效的措施。汽车消声器必须适应高温(300～500℃)、高速(50～80m/s)的脉动排气气流，并满足结构紧凑、尺寸不大及阻力小(功率损失小于5％左右)

的要求。此外，由于消声器中的气流速度增大会产生“再生噪声”，后者与 图10-14 汽车的主要噪声源

气流流速的6～8次方成正比，并大大增加了高频声，故应限制消声器内的气流速度，一般控制在50m/s 以下为好。在这种条件下，若再合理选择消声器结构，将其容积设计为发动机排量的4～5倍，则噪声可降低30dB ，功率损失小于4％。图10-15是两种车辆用消声器的结构示意图，它们是由几节不同尺寸的扩张室与共振腔适当组合而成的。

2

．发动机表面辐射噪声及其控制

发动机表面辐射噪声是由燃烧噪声和机械噪声引起发动机壳体振动而产生的。

（1）燃烧噪声及其控制。燃烧噪声是由于气缸内气体受压缩并燃烧产生的呈周期变化的气体压力作用在活塞与气缸壁上而产生的，主要决定于速燃期内压力迅速增高的程度。燃烧噪声与其燃烧方式、发动机结构、转速、排量、负荷等因素有关。随着转速的增加，速燃期的压力增长率dp/dt 也相应增加，转速每增加10倍，柴油机和汽油机的缸内气体压力频谱曲线分别向上移动30dB(A)和50dB(A)，同时噪声级也分别增加30dB(A)和50dB(A)，这表明燃烧噪声与发动机噪声密切相关。此外，发动机排量V H 、缸径

D ，行程s 与缸径比s/D 等参数对噪声都有较大影响。

其中噪声强度与V H 1.75、D 5成正比，在V H 不变的条件下s/D 愈小，则活塞上的气体力就愈大，噪

声就可能增加，例如一台八缸柴油机，在V H 为lL ，s/D 为1.0的噪声较s/D 为0.8的噪声减小

3dB(A)。

控制燃烧噪声的措施有:①用球形燃烧室代替ω型燃烧室，使着火落后期内形成并积聚的混合气量减少，避免气缸压力急剧升高，可使柴油机总噪声减少3～6dB ；②减小喷油提前角θ，可使缸内压力的增长率下降，对于直接喷射发动机，θ每减小10°，噪声值可降低6dB ；③在保证发动机正常工作条件下，合理选择发动机的参数以降低噪声。

（2）机械噪声及其控制。机械噪声由活塞敲击噪声、配气机构噪声、供油系统噪声与齿轮噪声等组成。其噪声的频率范围见表10-5。

活塞敲击声是由于活塞与气缸壁之间间隙过大，以及作用在活塞上的气体压力、惯性力和摩擦力周期性的变化。敲击不但在上、下止点附近发生，也发生在活塞行程的其他位置上，冷车起动时，这种敲击声尤为明显。控制活塞敲击声的措施是减少活塞与气缸壁之间的的间隙，加长活塞裙部或者将活塞销孔向主推力方向偏移一段距离。

配气机械噪声是由于气阀开、关闭时的撞击所造成。气阀开启的噪声主要频率在以1000Hz 为中心频率的倍频程的频率范围。气阀关闭的噪声主要频率在以2000、4000Hz 为中

表10-5 发动机噪声源主要频率范围

1、2、3、4一扩张室；5、6一进出气管；

7一隔板通气孔；8、9、10一隔板；11、12一穿孔管

图10-15 机动车辆排气消声器

心频率的倍频程范围内。气门运动速度增加则噪声成正比增加。减少气门噪声的方法有适当减少气门间隙、采用新型函数凸轮廓线（例如采用n 次

谐波凸轮）、避免气门结构共振、提高凸轮的加工精

度和表面光洁度等。

柴油机中，由喷油器和喷油泵产生的供油系统噪

声在发动机噪声中所占比例不大。

（3）减少发动机结构对燃烧噪声和机械噪声的

动态响应。措施有:①采用隔振油底壳、阻尼减振的

皮带轮等进行阻尼控制；②增加发动机壁厚以增加其

弯曲刚度和固有频率进行刚度控制，从而减少对振动

的响应，可大大减小发动机表面所辐射的声功率。

3．轮胎噪声

由轮胎花纹和路面之间相互挤压空气所产生的轮胎噪声（tyre noise ）是一种高频性噪声，其中轮

胎花纹形状是影响轮胎噪声的重要因素，图10-16

是当车速≥5Okm/h 时在混凝土路面上不同轮胎花纹及形状所对应的噪声级。由图可见，竖肋状花纹噪声较小，而横肋状花纹噪声较大，当车速达到5Okm/h 以上时，轮胎噪声就明显增大。

此外，轮胎噪声还与车辆负荷和路面情况有关。车辆负荷加倍，轮胎噪声增加2dB 左右。湿沥青或水泥路面比相应干燥的路面噪声高8～1OdB 。粗糙不平的路面较平滑路面的噪声高3～5dB 。

随着越来越多高速公路的开通，轮胎噪声将成为较突出的问题。因此，机动车辆应尽量选择低噪声轮胎花纹。

第四节 振动控制

一、振动基础

机械振动（mechanical vibration ），是物体（或物体的一部分）沿直线或曲线并经过平衡位置所作的往复的周期性运动。它广泛存在于自然界和工程界。

按照振动系统中是否存在阻尼作用，振动分无阻尼振动（non-damping vibration ）和阻尼振动（damping vibration ）；按照对系统所施加作用力的形式，振动又可分为自由振动（free vibration ）和强迫振动（forced vibration ）。下面分别进行分析。

1． 1． 无阻尼振动

（1）自由振动。自由振动是一种假定仅在振动初始时刻有外力作用的振动。图10-17（a ）是一个由弹簧K 、质量m 组成的集中参数模型，以系统处于静平衡（即没有外力作用）时质心的位置为平衡位置，在初始时刻给m 一个位移x 0后放开。按照虎克定律，在弹簧的弹性范围内，

质量m 相对于平衡位置的位移x 与它所受弹力F 的关系可表示为：

kx F -= （10-32）

式中 k 是弹簧的弹性系数，负号表示力与位移的方向相反。又由牛顿第二定律F ＝ma （a 为质量块的加速度）代入式（10-32）得到如下运动方程：

022=+kx dt x

d m （10-33） 设00x x t ==时，求解这个方程，则得：

（a ）无阻尼 （b ）有阻尼

图10-17 振动系统模型

图10-16 几种不同轮胎花纹及噪声