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第八章 消声器
    8.1 消声器分类与性能评价
    8.2 阻性消声器
    8.3 抗性消声器
    8.4 阻抗复合式消声器
第八章 消声器
8.1 消声器分类与性能评价 
·  8.1.1 消声器分类
·  8.1.2 消声器性能评价
   8.1.1 消声器分类
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    不同消声器的消声原理是不同的，消声效果也不同。

    阻性消声器是一种能量吸收性消声器，通过在气流通过的途径上固定多孔性吸声材料，利用多孔吸声材料对声波的摩擦和阻尼作用将声能量转化为热能，达到消声的目的。阻性消声器适合于消除中、高频率的噪声，消声频带范围较宽，对低频噪声的消声效果较差，因此，常使用阻性消声器控制风机类进排气噪声等。
    抗性消声器则利用声波的反射和干涉效应等，通过改变声波的传播特性，阻碍声波能量向外传播，主要适合于消除低、中频率的窄带噪声，对宽带高频率噪声则效果较差，因此，常用来消除如内燃机排气噪声等。
    鉴于阻性消声器和抗性消声器各自的特点，因此常将它们组合成阻抗复合型消声器，以同时得到高、中、低频率范围内的消声效果，如微穿孔板消声器就是典型的阻抗复合型消声器，其优点是耐高温、耐腐蚀、阻力小等，缺点是加工复杂，造价高。
    随着声学技术的发展，还有一些特殊类型的消声结构出现。本章主要介绍阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合性消声器这三种典型的消声结构。

 8.1.2 消声器性能评价
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    消声器的性能评价主要采用三项指标，即：声学性能、空气动力性能、结构性能。下面分别介绍。
1 ．消声器声学性能
    消声器的声学性能包括消声量的大小、消声频带范围的宽窄两个方面。设计消声器的目的就是要根据噪声源的特点和频率范围，使消声器的消声频率范围满足需要，并尽可能地在要求的频带范围内获得较大的消声量。
    消声器的声学性能可以用各频带内的消声量来表征。通常有四种度量方法：传声损失 、末端降噪量 、插入损失 、和声衰减 。
    传声损失 定义为消声器进口的噪声声功率级与消声器出口的噪声声功率级的差值。它是从构件的隔声性能的角度，用透射损失来反映构件的消声量，传递损失的数学表达式为，
                              （ 8.1.1 ）
式中 为消声器的传声损失， 为消声器进口的声功率， 为消声器出口的声功率， 为消声器进口的声功率级， 为消声器出口的声功率级。
消声器的传声损失 是消声器本身所具有的特性，它受声源与环境的影响较小。实际工程测试中，由于声功率级难以直接测得，因此通常通过测量消声器前后截面的平均声压级，再按下式计算获得，
                              （ 8.1.2 ）
                             （ 8.1.3 ）
式中 为消声器进口处平均声压级， 为消声器出口处的平均声压级； 为消声器进口处的截面积， 为消声器出口处截面积，单位为平方米。
    末端减噪量 也称末端声压级差，它是指消声器输入端与输出端的声压级之差。当严格地按传声损失测量有困难时，可采用这种简便测量方法，即：测量消声器进口端面的声压级 与出口端面的声压级 ，以两者之差代表消声器的消声量，消声量计算公式如下，
                               （ 8.1.4 ）
    利用末端声压级之差来表示消声值的方法，不可避免地包含了反射声的影响，这种测量方法易受环境的影响而产生较大的误差，因此适合在试验台上对消声器性能进行测量分析，而现场测量则很少使用。
    插入损失 是根据系统之外测点的测试结果经计算获得的，实际操作中，在系统之外分别测量系统接入消声器前后的声压级，二者之差即为插入损失。插入损失的测量示意图如图 8.l 所示。
                                 （ 8.1.5 ）
    式中声压级为系统外测试的声压级。图 8.1 所示是工矿企业现场常用的方法。此外，“管口法”也是现场常用的测试方法，如图 8.2 所示，安装消声器之前，在距离管口某一位置测量声压级 ；安装消声器以后，与消声器管口保持同样的距离测量声压级 ，两者之差作为插入损失。实践表明，采用“管口法”测量数据可靠，符合现场测试的要求。

图 8.1 消声器插入损失测量示意图

图 8.2 管口法测量消声器插入损失示意图
    对于阻性消声器“插入损失”与“传声损失”相近，而对于抗性消声器来说，“插入损失”一般要比“传声损失”稍低。采用“插入损失”评价消声器效果，对现场环境要求低，适应各种现场测量，如高温、高流速或有浸蚀作用的环境中。但是“插入损失”值并不单纯反映消声器本身的效果，而是声源、消声器及消声器末端三者的声学特性的综合效果。在现场做“插入损失”测量时，要注意保持声源特性的恒定。
    声衰减 也是比较常用的一种评价参数，它是声学系统中任意两点间声功率级之差，反映了声音沿消声器通道内的衰减特性，以每米衰减的分贝数 (dB) 表示。实际测量中，可采用“轴向贯穿法”测量，即：将探管插入消声器内部，沿消声器通道轴向每隔一定的距离逐点测量声压级，从而得到消声器内声压级与距离的函数关系，以求得该消声器的总消声量。声衰减量能够反映出消声器内的消声特性及衰减过程，能避免环境对测量结果的干扰。测量时要注意，测点不能靠近管端。图 8.3 是“轴向贯穿法”的示意图。
    “轴向贯穿法”特别适用于测量大型的、效果好的消声器。由于这种方法费时、且需要专门的测量传声器，因此一般在现场测量中很少使用。

图 8.3 轴向贯穿法测量消声器声衰减示意图
    对一个消声器来说，用不同的方法或在不同的声学环境下测量，其结果往往会有一定的差异。因此，在表示消声器的效果时，应注明所用的测量方法和所在的测试环境，以便对消声器的性能进行比较和客观评价。
2 ． 空气动力性能
    消声器的空气动力性能是评价消声性能好坏的另一项重要指标，它反映了消声器对气流阻力的大小，也就是：安装消声器后输气是否通畅，对风量有无影响，风压有无变化。消声器的空气动力性能用阻力系数或阻力损失来表示。
    阻力系数是指消声器安装前后的全压差与全压之比，对于确定的消声器，其阻力系数为定值。阻力系数的测量比较麻烦，一般只在专用设备上才能测得。
    阻力损失，简称阻损，是指气流通过消声器时，在消声器出口端的流体静压比进口端降低的数值。很显然，一个消声器的阻损大小是与使用条件下的气流速度大小有密切关系的。消声器的阻损能够通过实地测量求得，也可以根据公式进行估算。阻损分两大类，一类是摩擦阻力，另一类是局部阻力。
    摩擦阻损 是由于气流与消声器各壁面之间的摩擦而产生的阻力损失，可用下式计算，
                               （ 8.1.6 ）
式中 为摩擦阻力系数 ( 见表 8.1) ； 为消声器的长度； 为消声器的通道截面等效直径； 表示管道内气体密度； 为管道内气流速度； 为重力加速度。以上均采用国际标准单位。流体力学中将 称为速度头，单位：毫米水柱，显然 的单位与速度头一致。
    摩擦阻力系数与管道内气流速度有关，流体力学中用雷诺数表示流速，雷诺数 定义如下，
                                       （ 8.1.7 ）
一般情况下，消声器通道内的雷诺数 Re 均在 以上。上式中 为流体运动的粘滞系数，对于 的空气， ，此时摩擦阻力系数 仅取决于管壁的相对粗糙度，见表 8.1 。
表 8.1 摩擦阻力系数与相对粗糙度的关系
相对粗糙度（ % ）
0.2
0.4
0.5
0.8
1.0
1.5
2.0
3.0
4.0
5.0
摩擦阻力系数
0.024
0.028
0.032
0.036
0.039
0.044
0.049
0.057
0.065
0.072
    局部阻损 表示气流在消声器的结构突然变化处（如折弯、扩张或收缩及遇到障碍物）所产生的阻力损失，局部阻损可用下式估算，
                                 （ 8.1.8 ）
式中 为局部阻力系数，局部阻力系数的确定比较复杂，与结构形式关系密切。下面简单介绍几种典型结构的局部阻力系数。

垂直入口 倾斜入口 带光滑圆弧入口 带括口的入口
图 8.4 几种常见入口形式
    管道入口：对于垂直入口，如果管壁厚度与等效直径之比大于 0.05 ，并且管口伸出部分长度与等效直径之比小于 0.5 ，则取 ；否则取 。对于斜入口，情况比较复杂，一般来讲，倾斜角度越大，则局部阻力系数也越大。为了减少入口处的局部阻力系数，工程中常采用入口处带光滑过渡圆弧的做法，圆弧相对直径（圆弧直径 / 管道直径）越大，局部阻力系数越小，经过这种处理的管道入口，局部阻力系数一般在 0.1 左右。减少局部阻力系数的另一个方法就是在入口处括口，括口的角度越大，阻力系数越小，但如果括口角度大于 ，则减阻性能略差。
    管道出口：对于平端面或圆端面的出口，湍流时的局部阻力系数为 1 ，层流时的局部阻力系数为 2 ；对于锥形出口，局部阻力系数与出口处直径 和管道的直径 有关，可用下式计算，
                                （ 8.1.9 ）

平端面出口 圆端面出口 锥形出口 扩张出口
图 8.5 几种常见出口形式
如果管道出口为扩张管形式，则局部阻力系数与管口长度、管道直径、扩张角等都有关系。锥形出口增加局部阻力系数，而扩张管出口可有效降低局部阻力系数。
    管道在改变方向、突变截面等情况下也存在局部阻力，其系数的计算比较复杂，这里不作专门介绍。
    消声器总的阻力损失，等于摩擦阻损与局部阻损之和，即
                                （ 8.1.10 ）
一般而言，在阻性消声器中以摩擦阻损 为主；在抗性消声器中以局部阻损 为主。气流的阻力损失 ( 无论是摩擦阻损还是局部阻损 ) 都与速度头成正比，即与气流速度的平方成正比。当气流速度增高时，阻损的增加要比气流速度的增加快得多。因此，如果采用较高的气流速度，会使阻损增大，使消声器的空气动力性能变坏。在设计消声器时，从消声器的声学性能和空气动力性能两方面来考虑，都以采用较低的流速为有利。
3 ．结构性能
    消声器结构性能是指它的外形尺寸、坚固程度、维护要求、使用寿命等，它也是评价消声器性能的一项指标。
    好的消声器除应有好的声学性能和空气动力性能之外；还应该具有体积小、重量轻、结构简单、造型美观、加工方便、同时要坚固耐用、使用寿命长、维护简单和造价便宜等特点。
    评价消声器的上述三个方面的性能，既互相联系又互相制约。从消声器的消声性能考虑，当然在所需频率范围内的消声量越大越好；但是同时必须考虑空气动力性能的要求。例如，汽车上的排气消声器如果阻损过大，会使功率损失增加，甚至影响车辆行驶。在兼顾消声器声学性能和空气动力性能的同时，还必须考虑结构性能的要求，不但要耐用，还应避免体积过大、安装困难等情况。在实际运用中，对这三方面的性能要求，应根据具体情况做具体分析，并有所侧重。

8.2 阻性消声器 
· 8.2.1 单通道直管式阻性消声器
· 8.2.2 片式消声器
· 8.2.3 折板式、声流式、蜂窝式消声器
· 8.2.4 弯头消声器
· 8.2.5 迷宫式消声器
· 8.2.6 气流对阻性消声器声学性能的影响
· 8.2.7 气流再生噪声对消声器声学性能的影响
· 8.2.8 阻性消声器的设计
   8.2 阻性消声器
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    下面首先介绍阻性消声器。阻性消声器的消声原理，就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。
    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。当声波进入消声器中，会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，就起到消声的作用。阻性消声器应用范围很广，它对中高频范围的噪声具有较好的消声效果。
 8.2.1 单通道直管式阻性消声器
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图 8.6 直管式阻性消声器示意图
    单通道直管式消声器是最基本的阻性消声器，其构造如图 8.6 所示。它的特点是结构简单、气流直通、阻力损失小、适用于流量小的管道消声。声波在消声器通道中传播时情况比较复杂，根据不同的分析模型可以获得不同的消声量估算公式，但都不是十分精确，有待于实验修正。
    常用的分析理论主要有一维理论和二维理论。对于如图 8.6 所示的消声器，我们将分别采用一维理论和二维理论进行近似分析讨论，然后作简单对比。
    一维理论基于一维平面波的假设，即认为管道中传播的声波是沿着管道长度方向传播的，常用的计算公式有很多，但就其起源而言只有两个：一是别洛夫公式，二是赛宾公式，其他公式大都是从这两个公式派生出来的。
    别洛夫公式的假定条件是：吸声材料的声阻远大于声抗。别洛夫公式如下，
                               (8.2.1)
式中 P 为吸声衬里的通道截面周长； S 为吸声衬里的通道截面面积； L 为吸声衬里的通道长度； 为消声系数，由正入射系数 确定。 与 的关系见表 8.2 。
表 8.2 消声系数 与正入射系数 的关系

0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0

0.1
0.2
0.35
0.5
0.65
0.9
1.2
1.6
2.0
4.0
    赛宾公式如下，
                                (8.2.2)
式中 为混响室法测得的吸声系数，赛宾公式的特定适用条件为：吸声系数 ，频率范围 ，管道截面直径 ，比例为 的矩形管道。显然，赛宾公式比别洛夫公式具有更严格的限制条件，其适用范围也就更有局限性。
    工程中应用较多的公式由别洛夫公式发展而来，其参数的选取基于实验研究，因此相对精度高于别洛夫公式，并且适用范围有所扩展，对于较高频率仍有较好的分析精度，公式如下，
                                  (8.2.3)
式中 也称为消声系数，它表示传播距离等于管道半宽度时的衰减量，主要取决于壁面的声学特性。合理选择消声系数，可以使上式具有较高分析精度，下面对这个系数做定量分析。
    当声波沿非刚性壁面管道传播，声强应按指数规律随着传播距离衰减。当声波频率不太高并且壁面声阻抗较大时，可以认为管道内同一截面上各处声压近似相同。在这种条件下，公式 (8.2.3) 中的消声系数用下式近似计算，
                               (8.2.4)
式中 为法向入射时消声器衬里结构的相对声阻率； 为法向入射时消声器衬里结构的相对声抗率。
    特殊情况下，当声波频率与壁面吸声结构的共振频率接近时，声抗近似为 0 。如果 ，则消声系数可用垂直入射的吸声系数 表示，
                               (8.2.5)
这就是目前常用的消声系数计算公式。实践证明，按上述方法计算出的消声量往往高于实际能达到的消声量，特别是当消声量较大时，两者的偏差更大。这是由于消声系数 是在特定条件下获得的，使用起来有以下几方面的问题需要注意：
① 从能量关系导出消声系数时，假定同一截面上声压或声强近似，但实际上往往不是这样。噪声在消声器管道内传播时，如果壁面吸收很厉害，则在同—截面上的声压和声能不能均匀分布，周壁的吸收作用不能充分发挥。因此，对于高吸收情况，即吸声系数较大时，利用公式 (8.2.3) 计算的消声量高于实际消声量。
② 在推导消声系数时，假定吸声材料的声阻抗率为纯阻，即声抗为 0 。实际上吸声材料的声阻抗应是复数，即消声系数应由声阻抗率的声阻与声抗两部分共同决定。由于忽略了声抗部分的影响，也会导致计算出的消声值比实际值偏高。
③ 工程实际中还有许多其它因素干扰，例如消声器通道中的气流速度、环境噪声、侧向传声等都会使现场得到的消声值比公式 (8.2.3) 计算出的消声值偏低。
由于上述因素存在，所以在使用上述计算公式时要留有余地。根据实际经验，消声系数 不宜取高于 1~1.5 的值。消声系数一般选取原则是：
① 当垂直入射的吸声系数 时，根据公式 (8.2.3) 计算相应的 ；
② 当垂直入射的吸声系数 时，根据公式 (8.2.3) 计算的 值将超过 1.5 ，但也应在小于 1.5 的范围内取值，才能获得与实际情况比较相符的消声量。具体的做法为：如果消声器的总消声量较小 ( 如低于 20dB) ，则 值可取得偏高些，即取 1.3~1.5 ；当消声器的总消声量较大时 ( 如高于 40dB) ，则 值应取偏低些的数值，即取 1~1.2 。
    上面介绍的是一维近似理论，一维近似理论有很大的局限性，一般用于初步粗略估算，但要较精确地计算消声量，则应该采用更接近实际情况的多维理论。二维理论是多维理论中最简单的一种，可以满足一般工程计算的需要，下面作简单介绍。
    在扁矩形消声器横剖面上，建立坐标系，其中 x 轴沿声传播方向， z 轴垂直于声传播方向。记通道长度为 ，通道半宽度为 。 处为通道中面， 处为吸声结构的表面。一般情况，可设声波的声压在通道高度方向 ( 即 y 轴方向 ) 没有变化，在宽度方向 ( 即 z 轴方向 ) 上下对称但分布并不均匀。也就是说，声压与 x 、 z 两个坐标有关。因此，称为二维理论。
    在稳态情况下，管内沿 轴正方向传播的声波，其声压可以写成如下形式，
                                (8.2.6)
式中 为分布参数，它反映了声压沿 轴方向分布的情况； 为传播参数，它反映了声波沿 方向传播的情况。在声压无衰减的情况下， ， ，即刚性壁面管道中传播平面声波的情况。一般情况下，分布参数和传播参数均为复数，两者之间具有如下关系，
                                  (8.2.7)
式中 为声波的波长。根据 处的边界条件，可得到分布参数满足如下特征方程，
                                 (8.2.8)
式中 为吸声结构表面的法向声阻抗率。由以上两式可以获得传播参数和分布参数，并最终获得管道中声压的分布和传播情况。当然，要获得声压的解析解比较困难，工程分析中通常采用数值分析方法，这里不再赘述。
    利用二维理论分析单通道直管阻性消声器消声性能时，单通道直管消声器的通道截面不宜太大。如果太大时，高频声的消声效果显著下降。这是因为对于给定的消声器通道来说，当频率高到一定数值，声波在消声器中传播便不符合平面声波的条件了。前面提到过的消声量计算公式都是在平面波的条件下推导出来的。也就是说声波在消声器中同一截面上各点声压或声强是近似相等的。如果消声器通道截面过大，当声波频率高到一定数值时声波将以窄束状通过消声器，而很少或根本不与吸声材料饰面接触。因此，消声器的消声效果明显下 降。当声波波长小于通道截面尺寸的一半时，消声效果便开始下降，相应的频率被称作“高频失效频率”，高频失效频率的经验估算式如下，
                                       (8.2.9)
式中 c 为声速； 为消声器通道截面边长，圆形通道的 就是截面直径。
    当频率高于失效频率 以后，每增加一个倍频带，其消声量约比在失效频率处的消声量下降 1/3 。高于失效频率时消声量估算公式为，
                                  (8.2.10)
式中 为失效频率处的消声量， n 表示高于失效频率的倍频程带数。由于高频失效频率的存在，设计消声器就出现一个问题，即：对于小风量粗管道，其消声器可以设计成单管的直管式消声器；而对风量较大的粗管道，则不能如此设计，否则，由上式可知，高频消声效果将显著降低。
    为了在通道截面较大的情况下也能在中高频范围获得好的消声效果；通常采取在管道中加吸声片或设计成另外的结构形式。如果通道管径小于 300 毫米 ，可设计成单通道的直管式；如果通道管径大于 300 毫米 而小于 500 毫米 时，可在通道中间设置几片吸声层或一个吸声圆柱；如果通道尺寸大于 500 毫米 ，就要设计成弯头式、蜂窝式、片式、折板式、声流式和迷宫式等结构。

8.2.2 片式消声器
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8.7 片式消声器示意图
    片式消声器如图 8.7 所示。由于把通道分成若干个小通道，每个小通道截面小了，就能提高上限失效频率；同时，因为增加了吸声材料饰面表面积，则消声量也会相应增加。
    设计片式消声器时，每个小通道的尺寸都相同，这样，其中一个通道的消声频率特性也就代表了整个消声器的消声特性。它的消声量可用式 (8.2.3) 计算。对图 8.7 所示的片式消声器，还可作如下简化，
                               (8.2.11)
式中 为消声器的有效长度， 为气流通道的宽度（分离的相邻两片之间的距离）。从上式可以看出，片式消声器的消声量与每个通道的宽度 有关， 越小， 越大， 与通道的数目和高度没有什么关系。片式消声器的相邻两块消声片通常并成一片，中间消声片的厚度 T 为边缘消声片厚度 t 的两倍。工程上设计片式消声器时，通道宽度通常取 100~200 毫米 ，片厚 T 在 60~150 毫米 之间选取。

 8.2.3 折板式、声流式、蜂窝式消声器
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    折板式消声器如图 8.8 所示，它实际上是片式消声器的变种。为了提高其高频消声性能，把直片做成折弯状，这样能增加声波在消声器内反射次数，即增加吸声层与声波的接触机会，从而提高消声效果。为了减小阻损，其折角做得小一些为好。
    声流式消声器是由折板式消声器改进的，这种消声器把吸声层制成正弦波形。当声波通过时，增加反射次数，故能改善消声性能。与折板式比较，它能使气流通畅流过，减少阻损。其缺点是加工复杂，造价高。
   蜂窝式消声器如图 8.9 所示，它实际上是由许多平行的小直管式消声器并联而成。蜂窝式消声器的消声量可用式 (8.2.3) 获得。但由于它是多个通道并联，而且每个通道的尺寸基本相同，即每个通道消声特性一样，因此蜂窝式消声器的消声量只算其中的一个小管即可。
    蜂窝式消声器对中、高频声波的消声效果好。但其结构复杂，阻损较大。对每个单元通道最好控制在 300 × 300 平方毫米以下。如果按原道通流截面设计消声器，为了减小阻力损失，蜂窝式消声器的通流截面可选为原管道通流截面的 1.5~2 倍。

图 8.8 折板式消声器示意图 图 8.9 蜂窝式消声器示意图

8.2.4 弯头消声器
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图 8.10 直角弯头消声
    工厂中的输气管道常有弯头。如果在弯头上挂贴吸声衬里，即构成弯头消声器，会收到显著的消声效果。按图 8.10 可定性说明弯头消声原理。图中左边为没有挂贴吸声衬里的弯管，管壁基本上是近似刚性的，声波在管道中虽有多次反射，最后仍可通过弯头传播过去。因此，无衬里弯头的消声作用是有限的。图中右边为衬贴吸声材料的弯头。在弯头前的平面 B 处，主要存在轴向波，对于斜向波在由平面 A 至平面 B 的途中都会被衬里吸收掉。轴向波到达垂直管道时，由于弯头壁面的吸收和反射作用，使得轴向波的一部分被吸收掉，另一部分被反射回声源，其余部分转换为垂直方向继续向前传播。
    弯头消声器在低频段的消声效果较差，在高频段消声效果好，特别是满足 的那些频率，消声效果将迅速提高。这里， 为弯头的通道宽度， 为声波波长。在高频范围，有吸声衬里的弯头与同样长的无衬里弯头相比，其消声效果可高出 10dB 左右。弯头上衬贴吸声材料的长度，一般取相当管道截面尺寸的 2~4 倍。
    弯头消声量与弯头的角度有很大关系。粗略地可认为与弯曲角度成正比。例如， 30 0 弯头的消声量可估算为 90 0 弯头的 1/3 ； 180 0 弯头 ( 管子折回 ) 的消声量大约为 90 0 弯头的 1.5 倍。
    如果有两个以上的直角弯头串联，当各个弯头之间的间隔比管道截面尺寸大得多时，则可以认为几个弯头的总消声量等于一个弯头的消声量乘以弯头的个数。为了减少阻力损失，而且不使消声值下降，可把直角弯头做成图 8.11 那样，内侧具有弯曲的形状。实验表明，这种形状弯头的阻力损失要比一般直角弯头小得多。

图 8.11 阻力损失小的直角弯头

  8.2.5 迷宫式消声器
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图 8.12 迷宫式消声器
    迷宫式消声器也称室式消声器。在输气管道中途，例如，在空调系统的风机出口、管道分支处或排气口，设置容积较大的箱 ( 室 ) ，在它里面加衬吸声材料或吸声障板，就组成迷宫式消声器，如图 8.12 所示。这种消声器除具有阻性作用外，通过小室断面的扩大与缩小，还具有抗性作用，因此消声频率范围较宽。
    迷宫式消声器的消声性能与室的尺寸、通道截面、吸声材料及其面积等因素有关，可用下式估算，
                                 (8.2.12)
式中 为内衬吸声材料的吸声系数， 为内衬吸声材料的表面积， 为进 ( 出 ) 口的截面积。
    迷宫式消声器的缺点是空间体积大、阻力损失大，故只适于在流速很低的风道上使用。
   8.2.5 迷宫式消声器      [ 下一节： 2 8.2.6 气流对阻性消声器声学性能的影响 ]

8.2.6 气流对阻性消声器声学性能的影响
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    以上介绍的各类阻性消声器的消声量计算公式都未考虑气流影响，即认为管中气流是静态的；实际上消声器是在气流中工作的，因此，消声器的实用消声效果如何，还必须考虑气流对消声性能的影响。
    气流对消声器声学性能的影响，主要表现在两个方面：一是气流的存在会引起声传播和声衰减规律的变化；二是气流在消声器内产生一种附加噪声，称为气流再生噪声。下面首先讨论气流对噪声传播的影响。
    有气流时的消声系数的近似公式如下，
                              (8.2.13)
式中 为没有气流时 ( 静态 ) 的消声系数， 称为马赫数，数值上等于消声器内流速与声速之比。
    由上式看出，气流速度大小与方向不同，导致气流对消声器性能的影响程度也不同。当流速高时，马赫数 值大，气流对消声器的消声性能的影响就越厉害；当气流方向与声传播方向一致时，马赫数 值为正，上式中的消声系数将变小；当气流方向与声传播方向相反时，马赫数 值为负，消声系数会变大。也就是说，顺流与逆流相比，逆流有利于消声。
    气流在管道中的流动速度并不均匀，就同一截面而言，管道中央流速最高；离开中心位置越远，速度越低；到接近管壁处，流速就近似为零了。如图 8.13 所示，顺流时管道中央声速高，周壁声速低；逆流时正好相反。
    根据声折射原理，声波要向管壁弯曲，对阻性消声器来说，由于周壁衬贴有吸声材料，所以顺流时恰好声能被吸收；而在逆流时，声波要向管道中心弯曲，因此对阻性消声器的消声是不利的。
    综合上述两方面的分析，消声器用在顺流与逆流各有利弊。由于工厂输气管道中的气流速度与声速比较起来都很小，因此气流对声传播与衰减规律的影响一般不很明显。一般来讲，在低频范围逆向比顺向消声效果好；而在高频范围情况恰好相反，顺向比逆向消声效果好。但综合起来看，顺向与逆向的消声性能并没有很大差别。

图 8.13 气流对声折射的影响

8.2.7 气流再生噪声对消声器声学性能的影响
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    气流通过消声器时，由于气流与消声器结构的相互作用，还会产生气流再生噪声。气流再生噪声叠加在原有噪声上，会影响消声器实际使用效果。
    气流再生噪声的产生机理，大致有二：一是气流经过消声器时，由于局部阻力和摩擦阻力而形成一系列湍流，相应地辐射噪声；二是气流激发消声器构件振动而辐射噪声。气流再生噪声的大小主要取决于气流速度和消声器的结构。一般来说，气流速度越大，或消声器内部结构越复杂，则产生的气流噪声也就越大。与之相适应，降低消声器内气流再生噪声的途径是：①尽量减低流速； ② 尽量改善气体的流动状况，使气流平稳，避免产生湍流。

图 8.14 消声器试验台示意图
    消声器的气流再生噪声大小，可用试验方法求得。图 8.14 是测量消声器性能的试验台示意图。
    在试验台上，对阻性消声元件在不同气流速度下进行试验，得出气流再生噪声与流速的关系。结果表明：当流速增加一倍，相应的噪声级增加 18dB ，这说明气流再生噪声随流速的六次方规律变化，属于偶极子辐射的噪声源。根据试验结果可得出估算气流再生噪声的半经验公式，
                                    (8.2.14)
式中 为消声器通道内的流速，单位：米 / 秒。
    气流再生噪声通常是低频噪声。试验结果同时表明：随着频率的增高，声级逐渐下降。其基本规律是：每增加一个倍频程，声功率下降 。考虑频率的影响，得出再生噪声倍频程的声压级计算公式如下，
                                 (8.2.15)
设消声器入口噪声级为 ，出口噪声级为 ，再生噪声级为 ，出口处环境噪声级为 。则现场使用消声器的影响情况如下，
(1) （相差超过 以上）时，则再生噪声对消声器的消声性能无影响，此时消声量为 ，是该消声器的实际消声量。
(2) 时，再生噪声对消声器的消声性能有一定程度的影响，按如下方法修正后得到实际消声量的近似值： 时， ； 时， 。其中 为不大于 3dB 的修正值。
(3) （相差超过 以上）时，气流再生噪声对消声器性能影响较大，此时消声值为 。如果气流速度很高，产生的再生噪声级大于入口噪声，这个消声器的消声量就变成负值。
(4) 无论何种情况，出口端噪声值均应大于环境噪声 以上，则消声效果才不会受环境噪声的干扰。
    设计消声器时，应注意流速不能选得过高，对空调消声器的流速不应超过 5 米 / 秒；对压缩机和鼓风机消声器，流速不应超过 20~30 米 / 秒；对内燃机、凿岩机消声器，流速应选在 30~50 米 / 秒；对于大流量排气放空消声器，流速可选为 50~80 米 / 秒。

8.2.8 阻性消声器的设计
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    阻性消声器的设计步骤与要求如下：
(1) 确定消声器的结构型式
    根据气体流量和消声器所控制的平均流速，计算所需的通流截面，然后根据截面的尺寸大小来选定消声器的形式。如果消声器中流速保持与原输气管道中的流速一样，也可以简单地按输气管道截面尺寸确定。凭一般经验认为，当气流通道截面直径小于 300 毫米时，可选用单通道的直管式，当直径大于 300 毫米而小于 500 毫米时，可在通道中加设一片吸声层或吸声芯；当直径大于 500 毫米时，则应考虑把消声器设计成片式、蜂窝式或其它型式。片式消声器中每个片间距离不应大于 250 毫米，各片间加起来的通流截面积总和应相当于原管道截面的 1.5~2 倍。
(2) 选用合适吸声材料
    可用来做消声器的吸声材料种类很多，如超细玻璃棉、泡沫塑料、多孔吸声砖、工业毛毡等。在选用吸声材料时，除考虑吸声性能外，还要考虑消声器的使用环境，如对于高温、潮湿、有腐蚀性气体的特殊环境。吸声材料种类确定以后，材料的厚度和密度也应注意选定，一般吸声材料厚度是由所要消声的频率范围决定的。如果只为了消除高频噪声，吸声材料可薄些；如果为了加强对低频声的消声效果，则应选择厚一些的，但超过某一限度，对消声效果的改善就不明显了。每种材料填充密度也要适宜，如超细玻璃棉填充容重 20~30 公斤 / 米 3 为合适。填充容重太大，浪费材料，同时影响效果；填充容重太小，会由于振动而造成吸声材料下沉，使吸声材料不均匀而影响消声效果。
(3) 决定消声器的长度
    在消声器形式、通流截面和吸声层等都确定的情况下，增加消声器长度能提高消声值。消声器长度可根据噪声源的声级大小和现场的降噪要求来决定，如在车间里某风机气流噪声较其它设备噪声高出很多时，就可把消声器设计得长些，反之就应短些。一般现场使用的空气动力设备，其消声器的长度可设计为 1~3 米 。
(4) 合理选择吸声材料的护面结构
    阻性消声器的吸声材料必须用牢固的护面结构固定起来。常采用的护面结构有玻璃布、穿孔板、窗纱、铁丝网等。护面形式，主要由消声器通道内的流速决定。
(5) 根据“高频失效”和气流再生噪声验算消声效果
    由于消声器的消声效果与所要消声的频率范围和气流再生噪声等因素有关，因此，按上述要点设计好消声器方案之后，还必须进行验算，首先验算高频失效频率，然后验算气流再生噪声的影响。如果消声器的初步设计方案经过验算不能满足消声要求时，就应重新设计，直至得到满意的设计方案为止。
(6) 设计方案的试验验证
    理论计算出消声器的设计方案后，还要通过试验，定量验证后才可得到具有实用价值的消声器方案。试验一般在如图 8.14 所示的消声试验台上进行，采用“末端声压级差”法测量。具体来说，就是在消声器进口端测得噪声级 ( 包括各倍频程声压级 ) ，在消声器出口端测房噪声级 ( 包括各倍频带声级 ) ，以两者差作为消声量 。

8.3 抗性消声器 
· 8.3.1 扩张室消声器
· 8.3.2 扩张室消声器设计
· 8.3.3 共振腔消声器
· 8.3.4 共振腔消声器的设计
8.3.1 扩张室消声器
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    扩张室消声器也称为膨胀室消声器，它是由管和室组成的。它是利用管道截面的突然扩张 ( 或收缩 ) 造成通道内声阻抗突变，使沿管道传播的某些频率的声波通不过消声器而反射回声源去。由于声波通不过消声器，也就传不出来，从而达到消声的目的。
    声波在两根不同截面的管道中传播，如图 8.15 所示，从截面积为 的管中传入截面积为 的管中， 管对 管相当一个声负载，会引起部分声波的反射和透射。设在管道中满足平面波的条件下，在 管道中有一入射波 和一反射波 ，而 管无限延伸；仅有透射波 。假定坐标原点取在