吸声降噪
空调系统噪声通过空调末端或建筑结构传播到空调使用房间内，一部分声能直接传播到人耳，称为直达声;大部分的声能通过室内的各个界面多次反射后传播到达人耳，称为混响声。人耳听到的声音为直达声与混响声的叠加。如果在室内天花、墙壁或地板等界面布置吸声材料或吸声构造，吸收掉部分反射声能，可使得混响声减弱，这就是吸声降噪的原理。根据室内稳态声压级计算公式可得到吸声降噪的“降噪量”为:
目前，国内外采用“吸声降噪”的方法进行噪声控制已经非常普遍，一般降噪量可达6dB。不过需要注意的是，吸声降噪只能降低混响声，不能降低直达声，不能把房间内的噪声都吸掉。如果原本房间吸声很少，采用吸声降噪效果明显；如果原来房间已有一定的吸声，则增加同样的吸声量，得到的降噪量就较小。因此，希望只依靠吸声降低噪声级10dB上，通常不可能实现。
多孔吸声材料
吸声材料中最常见的是多孔吸声材料，一般多孔材料的内部有无数微小的孔隙，且各相邻孔隙之间彼此连通，它们通过材料的表面与外界接通。当声波向多孔材料表面入射时，一部分声能直接反射，而另一部分能量进入材料内部传播。当声波在材料内部传播时，会引起材料内部孔隙内的空气运动与构成孔壁的固体结构摩擦，由于空气的粘滞以及热传导效应，使得声能转换为热能并消耗。此外，孔隙中的空气与孔壁、纤维之间的热交换将引起热能损失，导致声能的衰减。通过多孔吸声的理论机理可发现，声波频率和多孔材料内部孔隙内的空气质点的振速直接影响空气与孔壁之间的热交换速度。因此多孔材料在高频噪声具有良好吸声性能。
吸声系数是评价吸声材料吸声性能优劣的主要参数之一。当声波入射到材料表面时，入射声能（Ei）的一部分在材料表面被反射（Er），一部分被进入材料并被其吸收，一部分则透过材料，其中被材料吸收掉的声能所占比率如下式所示。
多孔材料参数对吸声的影响：
1.材料厚度的影响
材料的厚度对其吸声性能有关键性的影响。当材料薄时增加厚度，材料的低频吸声性能将有较大的提高，但厚度对于高频的吸声性能影响较小。
2.材料容重的影响
容重（或密度）对于不同的材料，一般都存在一个最理想的容重范围，在这个范围内材料的吸声性能比较好，而容重过高或过低都不利于提高材料的吸声性能。下图为超细玻璃棉容重变化对吸声系数的影响（厚度为5cm）。
3.背后空腔的影响
空腔深度对低频的吸声影响较大，即材料低频的吸声系数随空腔深度的增大而提高。
当多孔材料背后留有空气层时，与该空气层用同样的材料填满的吸声效果近似。随着空气层厚度的增加，吸声系数的低频逐渐增加，但增加到一定厚度后，效果不再继续明显增加。在实际应用中，为了改善多孔材料的低频吸声性能，往往在材料与刚性壁面之间留有一定深度的空腔，它相当于增加材料层的厚度，也相当于增加了材料的容重，但通过留空腔安装多孔材料的方法，要比增加材料的厚度或容重来提高低频的吸声性更加经济。
当材料后背空腔深度等于1/4波长的奇数倍时，其相应的频率可获得最大的吸声系数。因为离刚性壁面1/4波长处的声压为零，但空气质点的振动速度最大，因此材料所起的摩擦阻尼耗损的声能也最大，从而使材料产生最大的吸声效果。离刚性壁面1/2波长处的声压最大，这时的质点振动速度为零，相应频率材料的吸声系数最小。下图材料空腔深度90mm，材料吸声频率特性曲线，其1/4波长相应的频率为1000Hz左右的吸声系数为最大。而1/2波长相应的频率为2000Hz左右的吸声系数为最小。下图为：材料空腔深度为1/4波长时的吸声特性。
4.护面层的影响
大多数多孔性吸声材料需要在材料表面覆盖一层护面材料。由于护面层本身也具有声学作用，因此对材料层的吸声性能也会有一定程度的影响。
吸声性能好的多孔性材料应要求表面具有良好的透气性。从声阻抗的角度来说，就是希望表面声阻抗率接近空气的特性阻抗。分多孔性吸声材料加上护面层以后，护面层的声质量和声阻就会叠加在原来的声阻抗上。声质量的作用会使共振频率向低频方向移动，这在实际问题中有时反而是有利的。声质量所产生的惯性抗与频率成正比，因此，它在低频的附加声抗很小，对吸声系数幅值的影响可以忽略，而在高频时使得声抗明显提高，从而使得吸声系数降低。声阻的影响往往可以忽略不计，这是因为吸声材料层本身已有相当大的声阻，再增加一点护面层的声阻没有多大实际效果。
对材料的声阻抗已经在较佳状态的吸声材料，护面层的声阻抗应尽量小，以尽可能小地改变材料表面的声阻抗。一般常用的护面层有穿孔板、玻璃布等。对于穿孔板，其穿孔率应大于20%，最好大于25%，才能很好地保证对吸声材料的性能影响较小。
5.温度和湿度的影响
在常温条件下，温度对多孔材料的吸声性能没有什么影响。
在高温或低温条件下，因温度变化而引起声速的变化，从而导致声波波长的改变，使材料的吸声频率特性作相对移动，其变化趋势一般是温度提高，吸声性能向高频移动；温度降低，吸声特性向低频移动。如图所示。
6.多孔材料
在潮湿的环境下使用时，由于吸湿或含水，其内部孔隙被充入水分，使材料内部的孔隙减小，从而影响它的吸声性能。下图为玻璃棉吸水率逐渐增加对吸声的影响，曲线表明，吸水率比较小时如5%，首先使高频的吸声系数降低，随着吸水量的逐渐增加，如吸水率增加到20%及50%，吸声系数不仅高频降低，而且会进一步的扩大至中低频范围。在湿度大的条件下使用吸声材料时，应注意选择具有防潮能力吸声材料，或对材料进行防水保护。
空气传播-墙体隔声
围护结构包括墙体、楼板和门窗。墙体和楼板对空气的隔声量，主要取决于其面密度和频率。
计算单层匀质墙隔声量的经验公式如下：
R——墙体、楼板的空气隔声量（dB）；
m——墙体、楼板单位面积的质量（kg/㎡）；
f——频率（Hz）。
R——单层玻璃的隔声量（dB）；
h——玻璃的厚度（mm）；
从上述质量定律可以看出，就隔声材料本身而言，增加面密度可提高材料的隔声量。位面积质量越大，隔声效果越好，单位面积质量每增加1倍，隔声量增加6dB。由此可见，要提高墙体隔声量，应尽量用厚重的墙体。
当然，上式只是在特定条件下得出的经验公式。下图为经典的隔声曲线，频率从低到高，开始隔声由材料的刚度控制，随着频率升高隔声量逐渐降低;随着频率的增加将进入阻尼控制区，在某些特定频率下，材料将产生共振，由此将出现隔声低谷，在相应频率下材料产生共振因此隔声量将出现极小值，此区域的隔声量大小主要由材料的阻尼决定;随着频率的继续增大，将进入质量控制区，该区域起主要控制作用的是材料的质量，频率升高则隔声量增大，符合前述的质量定律;而当频率进一步升高，隔声量将在某个频率附近有一个较大的降低，这是由于入射的声波频率与材料本身的弯曲波频率重合，导致声波很大部分将透射，从而形成一个隔声量较低的吻合谷。从经典隔声曲线图可知，材料的隔声性能是由其面密度、刚度和阻尼等多个因素综合决定的。
在降噪领域，为了提升声学结构的综合性能，经常将吸声、隔声和阻尼材料共同复合起来组成复合产品进行应用，该类产品可同时具备吸声、隔声等功能，从而可以实现更佳的降噪效果。此外，由于不同声学材料具有不同的降噪频率特性，将两种或者多种材料复合使用，可以增加材料的有效降噪频率范围。
如果一个隔声构件是由多种隔层或分构件形成的组合构件时，其隔声量应按照综合隔声量计算。设一个组合隔声构件由几个分构件组成，各个分构件自身的透射系数为iτ，面积是iS，平均投射系数是：
从质量定律可知，通过增加墙体的厚度，可以增大其隔声量。但单纯依靠增加墙体厚度来提高隔声量，显然是不经济的;增加墙体厚度增加了结构的重量，也限制了它的使用范围。多层组合隔墙利用声波穿透不同介质时的反射和衰减吸收来增加隔声量，这种方法可以有效地提高隔声量。
组合墙可以通过中间留空气层提高隔声量。空气间层可以看作是连接墙板的“弹簧”，声波入射到第一层墙板时，使墙板发生振动，此振动通过空气层传至第二层墙板。由于空气间层的弹性变形具有减振作用，因此传递到第二层墙体的振动大为减少，从而提高墙体总的隔声量。双层墙的隔声量可以用单位质量等于双层墙单位质量之和的单层墙的隔声量再加上一个空气间层的附加隔声量来估算。空气间层的附加隔声量与空气间层的厚度有关，两者关系如下图所示。但是由于共振，在某些频率上双层墙的隔声可能要比单层墙差，所以如果选择双层墙作为隔声墙体，想达到良好效果的必要条件是减少结构耦合或空气耦合。为了隔离结构耦合，可采用错列龙骨安装墙板，或者是龙骨和墙板之间采用弹性连接。而且为了减少空气耦合，空气层应尽可能增大，并在空腔内做吸声处理。
如果在空气间层内放置吸声材料，但不填满空气间层，可以进一步提高隔声量。通过这些措施，可以很容易使得轻质墙的隔声量达到重墙的水平，具有很好的隔声效果。双面双层12mm纸面石膏板、轻钢龙骨、内填玻璃面的轻型墙隔声量可与24cm砖墙相当，而重量仅为砖墙的1/l00。（可以减少质量，但是增加了占地空间）
轻质组合墙综合隔声量虽然可以达到重型实墙的水平，但低频的隔声量一般比重墙低。因此在以低频噪声隔绝为主的空间，如承重结构允许，应尽可能使用重墙。
隔震措施
当质量块受迫振动时，通过弹簧传递到基础的作用力与迫使质量块振动的驱动力的比值称为传递比T。传递比是表征隔振器隔振效果的物理量，传递比越小，则减振效果越好。
振动可以通过两种途径来控制:
（1）降低振动源的振动;
（2）降低振动传递效率。
在振源处控制进行振动是最有效的办法，但这可能需要对振源设备进行重新设计或者改造，因而在很多工程中无法实现。在振动传播途径上控制振动，常用的办法包括:
（1）引入弹性减振元件以降低振动传递率，比如引入弹簧隔振器或者橡胶垫;弹性减振元件可以在振动传播途径上的任何一处加入，但在振源处或者附近引入是最有效的。
（2）增加振动传播途径的阻尼，以吸收振动传播的能量（转化为热量。
弹性减振元件
1、金属弹簧隔振器
金属弹簧是一种用途非常广泛的隔振器，它能承受的荷载幅度大（从几千克到几十吨），静态压缩量也很大，具有自振频率低、性能稳定、设计方法成熟等
优点。缺点是阻尼比小，共振时放大倍数大，容易传递高频振动，水平方向的稳定性能较差。因此，在选用金属弹簧隔振器时都要同时配置橡胶垫层。
2、弹性衬垫材料隔振器
橡胶隔振垫是一种最常用的弹性减振材料，它具有较低的自振频率，对高频具有良好的隔振效果，缺点是容易受温度、油质、氟利昂、液氨的侵蚀;在长期的荷载作用下变形会不断增加，隔振效果逐渐变差，一般最佳使用年限约为5年，需要定期更换。
另一种常用的减振材料为玻璃纤维板，包括岩棉、离心玻璃棉等，它隔振效果显著，且价格低廉，耐腐蚀，不易老化，使用寿命长。缺点是承压能力小，自振频率高，玻璃纤维板厚5-20cm时，共振频率约为10-22Hz。玻璃纤维板抗压和抗折强度很低，一般很少直接配置在设备支撑点下，一般用于钢筋混凝土基座下，使荷载均匀分布，但须防止水的渗入。
3、浮筑地面
通过对于隔振块架空浮筑地面的重击撞击声隔声测量，可以发现这类构造通常都具有非常高的撞击声隔声性能。除此之外，还可以用弹簧架空浮筑地面。对于弹簧架空浮筑，在国内的应用还比较少，有如下两组实验进行对比：
设备隔震
空调系统中通风机和空调器的扰动频率通常在10-20Hz范围内仁相当于转速为600~1200r/min，需要选用自振频率很低的隔振装置，选用钢弹簧隔振器最为适宜。
冷冻机和空压机的转速比较高，相应扰动频率也较高，可以选用玻璃纤维减振材料，可在设备底下满铺衬垫隔振材料。
水泵转速通常为1450~2900r/min扰动频率在24~48Hz范围内，同时水泵的重心与基座的几何中心偏离较小，因此可以采用玻璃纤维以外的各种隔振器。
一般而言，电力变压房不会产生高于80dBA的噪音，所建议的楼板可有效控制其噪音。我们相信安装于设备的减振器应提供足够的分隔。电力变压器及变换器需要安装减振器，对于50kVA以下的小型设备，橡胶垫或架提供5mm的静挠度已足够。而大型的设备应使用弹簧减振器，特别对于带风冷设备的系统需谨慎处理。
然而对于非建筑底层的设备层，由于冷却塔等大型设备自重大，还需考虑到设备层楼板的负载。故在楼板承载不了浮筑地面的情况下，对于不同的设备可以应用如下做法：
1、对于大型水泵，采用钢筋混凝土砼块来作为水泵的配重，配重原则与槽钢台架相同，即保证减振台架的重量/水泵运行自重≥3-5倍
惯性底座一般要求：
（1）水泥惯性底座应由碎石水泥（700kg/m3）铸成，其内部含有用螺栓连接或焊接而成的钢盘框架或槽钢条结构或钢梁结构。
（2）惯性块的深度最小应是地基最长端的十分之一，但不要超过150毫米。惯性块底部与支撑板之间的空隙应最小为50毫米。
（3）惯性基底的重量需满足以下要求：
-设备重量小于100千克-惯性基底的重量最少为所承载设备重量之3倍；
-设备重量大于100千克，但小于500千克-惯性基底的重量最少为所承载设备重量之2.5倍；
-设备重量大于500千克，但小于1000千克-惯性基底的重量最少为所承载设备重量之2倍；
-设备重量大于1000千克，但小于4000千克-惯性基底的重量最少为所承载设备重量之1.5倍；
具体做法示意图如下：
2、对于小型水泵，减振台架图示为槽钢台架填充混凝土，保证减振台架的重量/水泵运行自重≥1.5~2（2倍为优先原则）；
3、对于风机和空调机组，有如下三种做法：一般空调组合器及热回收机组本身重量即可作为内部风机配重部分，且风机出厂自带一级隔振，因此采用A类风机减振作法即可；
4、对于小功率风机，也可以选择吊装，具体做法如下：
管道隔震
质以及固定管道的构建传递并辐射噪声。管道隔振也是通过消除管道与建筑结构之间的刚性连接实现的。管道隔振与基础隔振不同之处在于管道隔振后，管内介质的振动仍然可以沿着管道传播，因而其隔振效果往往不如基础隔振显著。目前常用的隔振软管有各种橡胶软连接和不锈钢波纹软管。设备与管道之间配置软管后，可衰减设备振动通过管道传播，但管道内介质引起的振动仍可通过固定管道的构件传播到建筑结构，因此必须隔离措施。常用的方法是使用弹簧的弹性吊件，或者在吊架上铺设弹性隔振材料。
住宅楼板隔震
国内住宅现场隔声测量调查表明，厚度在120mm～150mm的光裸混凝土楼板的计权标准化撞击声压级通常为80dB左右，普通的住宅混凝土楼板如果不做隔声装修，是达不到表4.2.7中规定的撞击声隔声要求的。因此，要使楼板的计权标准化撞击声压级不超过75dB，在建筑设计时就需要考虑对楼板采取必要的隔声措施。混凝土楼板上铺装弹性地面材料或建造由弹性材料隔开面层的浮筑楼板，均可有效改善楼板撞击声隔声性能。结合地面装修铺装弹性地面材料是解决楼板撞击声隔声问题的简易而又有效的措施。通常在混凝土楼板上铺装计权撞击声改善量大于5dB（测量方法见现行国家标准《声学建筑和建筑构件的隔声测量第8部分：重质标准楼板覆面层撞击声改善量的实验室测量》GB/T19889.8）的地面材料，如木地板（无论是复合地板还是实木地板）或厚度3mm以上的弹性橡胶（橡塑）地板，可使楼板计权标准化撞击声压级不超过75dB。层高较高的住宅楼，也可在楼板下设置隔声吊顶，实测隔声吊顶对撞击声的改善量为10dB左右。要想在住宅地面使用硬性地砖，一般需加隔声垫层（浮筑楼板）或隔声吊顶，才可使楼板计权标准化撞击声压级控制在75dB以内。根据近年来绿色建筑、高品质住宅推行的实践，特别是住宅建筑即将推行全装修交房的情况下，卧室、起居室（厅）内的撞击声隔声性能，在技术上是可行的，建筑成本增加幅度也很小。
浮筑楼面（即在结构楼板和楼地面铺装层之间设置弹性垫层）是一种有效的解决办法,目前在住宅中采用的通常做法是,在结构楼板上铺设玻璃棉板（厚度15mm左右）作为弹性垫层-在其上再浇筑40~50mm厚配有钢筋网的细石混凝士,交付用户再行做地面铺装。弹性垫层的材料也不限于玻璃棉板,有用岩棉板、聚酯泡沫材料、再生橡胶、尼龙丝垫等浮筑楼面做法,撞击声隔声效果很好,增加的造价与商品房的房价相比占的比例很小,但耍增加60~70mm的楼层层高。
距离衰减
冷却塔应该安装在远离需要安静的建筑。冷却塔的噪声源，当它至受声区的距离等于声源本身边长的两倍以上时，该声源可视为点声源，这时，噪声源随距离的衰减可用下式求得：
式中：
Lp——声压级（dB）；
Lw——声源的声功率级（dB）；
r——离开声源（冷却塔）的距离（m）。
隔声屏障
声屏障降噪原理在于在噪声源与接收点之间设置声屏障，声波则必须通过绕射才能传到接收点，声传播路径因此加长而导致噪声降低。
隔声屏障广泛应用于冷却塔的噪声治理。受空间的限制很多冷却塔都被放置在离建筑很近的地方，隔声和吸声处理受到限制。隔声屏障的衰减量计算方法为：先求出菲涅耳值N，再估算其声衰减量。
由上述式子可知，屏障声衰减量主要取决于声程差和频率，屏障愈高，屏障愈靠近声源和受声点，频率愈高，则屏障的声衰减量愈高。如果在隔声屏障靠近声源一侧铺吸声材料，可以减少隔声屏障的反射声，可增大声衰减量。如果把隔声屏障顶端设计为倾斜式，或者设计为圆筒形，可以在相同的高度下获得更大的声程差，从而提高声衰减量。
隔声罩
采用隔声罩来隔绝机器设备向外辐射噪声，是在声源处控制噪声的有效措施。衡量隔声罩的降噪效果，通常用插入损失IL,来表示。它表示在罩外空间点在加罩前后的声压级差值，即为隔声罩实际的降噪效果。插入损失的计算公式为:
由公式可看出隔声罩内应进行良好的吸声才能获得好的降噪效果。为避免罩壁受声源激发而产生共振，罩的内壁面与机器设备之间应保留较大空间。在使用薄板作隔声罩时，应设计一定厚度的阻尼层，以防止罩体产生振动。此外，隔声罩与声源设备之间不得有任何刚性连接，两者的基础之间应进行隔振处理，以避免罩体振动辐射噪声。对于有动力、热源的设备，隔声罩必须考虑通风散热问题。
噪声掩蔽
背景噪声会对其它的噪声有一个掩蔽的效果。掩蔽效应有两种类型，一种是时域掩蔽，另外一种是频域掩蔽。频域掩蔽与人耳感觉的稳态响度大小有关。
频域掩蔽有如下特点：低频纯音对高频纯音的掩蔽更有效，而且声压级越高掩蔽效果越好。对应一个中心频率的激励，中心频率以上的频率比以下的频率更容易被掩蔽。中等强度的纯音对其附近频率的掩蔽最有效，声压级越高掩蔽的范围越大。关于掩蔽重合段总的掩蔽数值计算，有几种方法，一种方法是采用线性叠加，另外一个方法就是取几个掩蔽曲线中的最高数值作为总的掩蔽曲线。如某中心频率250Hz声压级为40dB、中心频率500Hz声压级为60dB、中心频率1000Hz声压级为60dB、中心频率2000Hz声压级为40dB的噪声的掩蔽曲线可用下图表示：
根据掩蔽叠加时取几个掩蔽曲线中的最高数值作为总的掩蔽曲线的原理，掩蔽曲线叠加时可如上图实线所示部分。
赫姆霍兹共振腔
共振式吸声结构在现代的厅堂、剧院、录音室等的声学设计中已获得广泛应用.实用上是做成穿孔结构形式，常称穿孔板共振吸声结构.这种结构就是在离壁面一定距离处，装上具有一定穿孔率的板状物，它相当于许多共鸣器的并联组成
多孔吸声材料的吸声原理：当声波入射到多孔材料上，声波能顺着微孔进入材料的部，引起容空隙中空气的振动。由于空气的黏滞阻力、空气与孔壁的摩擦和热传导作用等，使相当一部分声能转化为热能而被损耗，从而达到吸声的目的。
共振吸声结构的吸声原理是：当声波的频率与共振吸声结构的自振频率一致时，发生共振，声波激发共振吸声结构产生振动，并使振幅达到最大，从而消耗声能，达到吸声的目的。
两者的吸声特性不同之处在于，前者是通过摩擦消耗声能，而后者是通过振动消耗声能。
吸声机理
亥姆霍兹共振器吸声机理演示
穿孔板的共振频率f0：
c：声速，取340m/s；
t：穿孔板厚度（cm）；
d：孔径（cm）；
P：穿孔率，即穿孔面积与总面积之比；
L：背后空气层的厚度（cm）。
微穿孔板、微缝板共振吸声结构
我国近代建筑声学始于1929年叶企孙和施汝威两教授对清华大学弯顶礼堂音质的研究，而在国际声学界早期最有影响则为马大猷教授。
自中国著名的声学家马大猷在20世纪70年代提出穿孔板、微穿孔板理论并构建了其吸声机制模型及其精确解以来，微穿孔板得到了广泛的应用。
在20世纪70年代提出微穿孔板共振吸声结构理论时，由于当时穿孔工艺水平的限制，只能加工毫米级微孔，而不能加工更小的孔，而孔径减小对微穿孔板的吸声性能影响极大。“近似理论”下的微穿孔板有很高的理论、应用价值，但对其在实用中吸声频带宽度常用的仅具有的1-2个倍频程仍感到不满足。正是这一弱点限制了它的进一步开发、使用。
到20世纪90年代，我国已能在薄板上穿孔加工比“近似理论”阶段更为微细的小孔。理论指导实践，实践又推动了理论的发展。1997年马大酞教授又将他的“近似理论”作了新的发展，从而发展到了微穿孔板共振吸声体的“准确理论”阶段，到2000年他还提出了微缝板的理论。
“准确理论”揭示出，若穿孔孔径进一步减小，吸声频带宽度就可以加宽，使增加到3-4个倍频程。在实用迫切需要“绿色”无纤维吸声材料的今天，使人们进一步看到了微穿孔板的优势。这是基于工艺加工制造能力提高很快，穿孔工艺水平已能利用更微的丝米级（1丝米=0.1毫米）孔来取得与大气相匹配的声阻，孔径越小相对声阻越大，因而吸声体的效能大为提高；同时穿孔板的厚度也可以大大地增厚，板材材质除传统的金属板外，也可以用塑料板、有机玻璃板等。这种丝米级孔的工艺不仅激光可以形成微孔，而且粉末冶金、烧结丝网、电刻腐蚀等也能形成丝米级的孔，使之可能达到微穿孔板吸声频带宽度的极限情况。
薄膜、薄板吸声
理论和实践都表明，尽管多孔吸声材料具有很高的吸声系数，但其吸声频率特性曲线并不平直。即是说多孔吸声材料的吸声性能，一般都呈现着吸高频好于吸低频的特点。
因此，在建筑吸声设计中，只靠多孔吸声材料和结构，往往在低频不能满足要求。靠“共振”吸声原理吸声的共振吸声结构，就弥补了多孔材料吸声特性上的不均衡性。共振吸声结构是以吸收低频为特色的吸声结构，它是靠共振吸收低频声。共振吸声结构与多孔吸声材料（结构）搭配使用在吸声设计中，从而使吸声频率特性趋向均衡。
离开硬质墙面装置的不透气软质膜状材料（例如塑料薄膜、帆布等），与背后的封闭空气层形成一个质量—弹簧系统。当受到声波作用时，在该系统共振频率附近具有最大的声吸收。
对于薄板，还应考虑其所具有的弹性以及能够传播弯曲波的影响。边缘固定的矩形薄板以及背后空气层形成的系统，其共振频率可按下式计算:
当声波的入射频率f与板的共振频率f。相等时，发生共振，吸声最好。薄板为低频吸声材料，薄膜吸声结构常常对中、低频有效吸收，常用作中频吸收材料。选用薄膜（薄板）吸声结构时，还应当考虑以下几点:
（1）比较薄的板，因为容易振动可提供较多的声吸收。
（2）吸声系数的峰值一般都处在低于200-300Hz的范围;同时随着薄板单位面积重量的增加以及在背后空气层里填放多孔材料，吸声系数的峰值向低频移动。
（3）在薄板背后的空气层里填放多孔材料，会使吸声系数的峰值有所增加。
（4）薄板表面的涂层，对吸声性能没有影响。
（5）使用预制的块状多孔吸声板与背后的空气层组合时，则将兼有多孔材料和薄板共振结构吸声的特征。
管道消声器
消声器（silencer）降低经由管道、导管或开口的声音传输，并且不阻止媒质传送的设备。
只要在声源处空气声不能被控制时，使用消声器就是一种在传播路径上降低噪声的非常有效的方法。消声器有多种应用。它的设计是基于吸声、声反射以及对声源的反作用各种降噪机理的不同组合。
（耗散型）阻性消声器（dissipative silencer，absorptive silencer）具有相对小压力损失的宽频带声衰减消声器,通过多孔或纤维材料的管道内衬的摩擦将声能部分地转换为热能。
抗性消声器（reactive silencer）反射型和共振型消声器的总称,其主要的衰减不是声能损耗。
反射型消声器（reflective silencer）通过改变管道横截面、管道内衬加共振器、或管道侧壁处加不同长度的旁支管以提供单次和多次声反射的消声器。
共振型消声器（resonator silencer）由小阻尼的共振元件提供声衰减的消声器。注：该元件可以含有吸声材料，也可以不含有吸声材料。
共振型消声器
反射型消声器（抗性）
现在我们再来研究，在传声主管中插人一根面积扩张管（或收缩管）的传声情形.设主管的截面枳为S1，中间插管的截而积为S2，长度为D，见图5-2-3所示.
声波的反射与二根管子的截面积比值有关。当第二裉管子比第一根细时这就相当于声波遇到“硬”边界情形；反之它相当于声波遇到“软”边界。
目前在通风系统和某些动力设备进排气管道中普遍采用的减弱强声波传播的揞施，就是设计消声器，而这里讨论的中间插管的滤波原理就是这神消声器的重要理论依据之一.至于中间插人的是扩张还是收缩管，在理论上并无区别，然面在实用上为了减少对气流的阻力，常用的是扩张管，因此，这样的消声器也常称为扩张管式消声器.我们巳知，这种滤波原理只是使声波反射回去，而并不消耗声能，因而由这种原理设计的消声器也称为抗性消声器.消声器的消声程度一般用消声童来描述，它的定义为管中声强透射系数的倒数用分贝来表示，即TL=10log（1/ti）.将（5-2-10）式代人便可得扩张管式消声器的消声公式。
当插管的长度等于声波波长的1/2整数倍时，声波将可以全部通过，与这一波长对应的频率称为消声器的通过频率。由此可见，扩张管式消声器具有较强的频率选择性，所以它特别适宜用于消除声波中一些声压级特别髙的频率成分。为了展宽消声的频率范围，可采取插人多节扩张管的方法，各节扩张管的长度可互不相同，例如可便一节扩张管具有最大消声的频率正好是另一节扩张管的通过频率，以此来互相补偿。
抗性消声器不需要使用吸声材料，是通过控制声抗的大小来消声的。抗性消声器是利用声波通过断面的突变（扩张或缩小）时，使沿管道传播的某些特定频段的声波反射回声源或产生声干涉，从而达到消声的目的，抗性消声器具有良好
的低频和低、中频消声性能，但高频消声效果相对比较差。由于它不需内称多孔吸声材料，故能适用于潮湿、高温、高速及脉动气流环境下的消声装置。抗性消声器的消声性能主要取决与膨胀比m值（即膨胀室断面积2S与原气流通道断面积1S之比）以及扩张室的长度l值。典型的单节抗性消声器的声衰减量NR可按下式求得：
支管型消声器
如果管道被分成几个支管再汇集一起，并且每个支管的长度差l，由于声波的干涉作用在c/（2l）的奇数倍频率上获得较高的衰减，其中c是声速。由于两个管道的的长度差值等于汽车所发出的声波的波长的一半，使得两列声波在叠加时发生干涉相互抵消而减弱声强，使声音减小，从而起到消音的效果。
抗性片式消声器
在管道内衬或片式结构上采用没有吸声材料的共振腔，主要在共振腔固有频率附近的频段导致高的插人损失
阻性消声器
采用大量平行的吸声片和足够的通流面积S能够在小的压力损失下提高声音的衰减量。片式消声器的插入损失由进口处不连续衰减和沿着片的传播损失组成，且和频率范围有关。在低频段，当连接管道的直径小于半波长，高次模式的传播受到抑制，则不连续衰减就可以忽略。在高频段，当过渡段允许声波随机入射到吸升片上时，则不连续衰减通常在6dB~10dB之间，并且可能超过传播损失。
在低频,传播损失将随着吸声片的厚度和频率增加而增加。在中频段，通道的宽度和声音的半波长一致，将出现最大值，它反比于吸声体的流阻。垂直于片的总流阻不应大大超过2kN*s/m3。在高频段，当管道宽度或片间的气流通道宽度比声音的半波长大时，传播损失会降到很低。
气流对于片式消声器的最重要的影响是气流产生的再生噪声。再生噪声（或气流噪声）在实验室测量中确定并且由声功率级描述，其特性与气流速度有密切关系，其大小与消声器中无旋气流有关。如果条件不满足现场测量要求，例如，由于上游管道的设计，将产生较高声压级的再生噪声。对于应用于采暖、通风和空调设备的具有光滑管壁的阻性片式消声器，近似地，B=58dB，5=0.02m。这种情况下，图10给出了式（13）的曲线图，并且管道横截面为1m2的A计权声功率级计算得到：
最简单的阻性消声器是管式消声器和消声弯头，前者是在管道或弯头内称贴吸声材料，后者是在弯头内称贴吸声材料，常用的吸声材料为玻璃棉。阻性消声器的种类按几何形状可以分为片式、直管式、折板式、迷宫式、蜂窝式、声流式和弯头式等。为了能够获得较为接近实际的阻性消声器衰减量的估算式。通过对阻性消声器在不同气流速度和长度下的实测衰减量，用统计方法将现有计算式进行休整，提出了如下的统计式：
式中
NR——阻性消声器的衰减量（dB）；
nf——随频率而不同的消声系数K值的常数项，它的统计值下表所示；
a0——用驻波管测得的吸声系数，计算片式.折板式和蜂窝式消声器中用吸声系数oa均按消声片厚度之半取值，如消声片厚100mm，取50mm吸声材料的吸声系数；声流式消声片因每片中间有隔板，因此，按边片的平均厚度取值；
P——消声通道周长（m）;
S——消声器通道净断面积（2m）
Lo——消声器的有效长度，如下表所示。它定义为消声器长度1m时，衰减量等量增加的“有效长度”。
管道有源消声器
低频噪声和振动的控制历来比较困难，原因是涉及的波长很长，如果用无源控制，吸声材料必须很厚，消声器要做得很大，隔振时需要弹性材料很软很厚。
有源噪声控制是有别于利用吸收、隔离、阻尼等被动手段的无源消声技术的一种噪声控制技术，它基于声波的干涉原理，利用人为附加的声源（次级声源）与噪声源（初级声源）形成相消干涉来达到消声的目的，特别适合于采用无源方法难以控制的低频噪声。随着电子芯片的白菜价，有源降噪已经进入实用阶段。
有源噪声控制机理有如下三种:首先是抵消。次级噪声源产生与原有噪声反相的噪声将其抵消，通常的有源噪声常以此解释。这一方法在有源降噪耳机和管道噪声控制中可得到很好的效果。第二种是改变原始噪声的辐射特性。在原始声源旁放一个噪声功率相同的反相次级声源，整个发射噪声功率大为减少。这是因为次级声源与原始声源组成偶极声源，次级声源使得原始声源的阻抗变成主要是声抗，而声阻很小。第三种机理是吸收，原始噪声驱动次级声源振动，从而把能量消耗掉。以上三种机理在实际有源控制中或单独使用，或共同使用，依具体控制系统而定。
有源噪声控制以其具有在低频段具有消声量大、体积小、不会造成气流阻力等独特的优点而受到人们的重视。在空调系统中，风机所产生的低频噪声以及由于设备振动而产生的低频噪声，在管道中传播很远的距离，对空调用房室内声环境影响较大，特别是对于一些特殊用途的空调用房。
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