消声器设计合集/长文

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消音器基本原理

消声器是指对于同时具有噪声传播的气流管道，可以用附有吸声衬里的管道及弯头或利用截面积突然改变及其他声阻抗不连续的管道等降噪器件，使管道内噪声得到衰减或反射回去。



声浪丨多数人知道，少数人了解

说起声浪就要说明它产生的机理：我们需要对声音做个简单的介绍。

声音的三大要素是：声源、传播和接收。传播靠的是媒质，例如空气、水和钢管等物质；声源是激发媒质振动的物体，例如排气声浪是发动机排出尾气，尾气在排气管内振动而产生的；而人耳是一种接收装置。

媒质振动会产生分子的稀疏区和稠密区，这就是常说的声波（和水波类似）。相邻的分子稠密区（或稀疏区，可以把手放在消音器出口段会感到压力是间断增大和减小的，大的即稠密区，小的即稀疏区）距离的长短决定了声波的频率，此距离越长，声音频率越低（低音），此距离越短，声音频率越高（高音）。在GT分析中排气噪声频率时一般不超过1000赫兹（噪音频率超过1000赫兹GT的精度会有所下降），其中低于100赫兹的部分可认为是低音，100至300赫兹可认为是中音，高于300赫兹属于高音，这和正常的音乐低中高音划分是不一样的。声音的大小用分贝来表示。人正常讲话的声音大约为60~70分贝，F1赛车的声音可达100~110分贝。



噪音产生的原因

首先来了解发动机是如何工作的，常见的四冲程发动机有四个工作环节：“1-进气”、“2-压缩”、“3-点火”和“4-排气”，相邻的两次排气过程中间间隔着另外3个工作环节，所以排气管内的气体压力是不连续的，而不连续的气体压力产生导致了气体分子的稀疏区和稠密区，这和前面讲到的声音产生机理一样，排气声浪就是这样由发动机尾气周期性排出产生的。



排气声浪的特点

排气声浪分为两部分：一部分是和发动机周期性旋转相关的，称为阶次声；另一部分是尾气流动然后排放到空气中产生的咝咝声，称为气流声，改装排气追求的迷人声浪均为阶次声。为了突出阶次声，需要降低气流声，通常采取的办法是使用吸音棉吸声和将排气尾管加粗，降低尾气的流动速度，从而降低气流声。

阶次声又可分为很多部分，根据发动机缸数的不同，阶次声名称也不同，如4缸机对应的为2阶、4阶和6阶等，6缸机分为3阶、6阶和9阶等。专业的排气声浪设计通常会将排气声通过专业设备录下来并进行分析，得到彩色频谱图。以某4缸机排气声浪彩色频谱图为例：



蓝色代表声音小，红色代表声音大，横轴方向为声音频率，纵轴方向为发动机转速。图中黄色的斑点为气流声，例如1200至1500赫兹的排气声浪频段均为气流声。图中50至450赫兹区间的一条条斜线代表的是阶次声。第一条明显的斜线为2阶阶次声；第二条为4阶，依此类推。通常来讲，声音低沉有力的排气声浪，其能量集中在前两阶（即2阶和4阶）。声音高亢清脆的排气声浪则集中在更高阶次（6，8，10，12阶甚至更高）。

如何控制排气声浪

排气声浪的调节主要靠消声器来完成。按工作原理来划分，消声器可分为阻性、抗性和复合型。

阻性消声器：工作原理为利用吸音棉吸收声音。顾名思义是阻碍声音是通过在消音器中填充多空吸声材料，将声能转化为内能，消耗掉这部分能量，但是对高频消音效果好对低频消音效果差。这是为什么呢？可以想高频频率大可以消除绝大部分，而低频本来就少，效果不好。我觉得要是阻碍低频部分可以多添加消音棉，当然消音棉添加是有限制的。常见于中段消声器和尾段直排消声器，阻性消声器主要工作于中高频。

抗性消声器：顾名思义相抗来消除波动与阻性原理不同抗性消声器（也有称之反射式）主要由隔板、膨胀室组成。一般消声器有三个膨胀室，大小不一。利用废气在这些腔室里反射、相互干涉（摩擦）而达到消声效果。对中低频的噪声抑制效果非常明显。利用管路打孔和管路断开等方式造成结构不连续，声音在这些不连续的结构处被反射回去，从而达到降低声音的目的，抗性消声器主要工作于中低频。

复合型消声器：为阻性和抗性消声器的结合体，可实现全频率段降噪。然而大多数人常把气流和声音混为一谈，认为改变气流走向就能改变声音，这是不完全正确的。举个最简单的例子，如图所示的阻性消声器，气流由于吸音棉的阻挡作用，大部分沿着内管流动，而一部分声音则可以轻松地通过内管上的孔穿透至吸音棉被吸收。如果将阻性消声器的外壳直径加大到足够大，此时气流走向依然保持沿内管流动，但是基本上所有声音会被吸音棉吸收掉，所以即使是直排，也可以消除一定的噪声。

排气共振

排气共振分为两种，一种是声音上的共振（也叫共鸣），一种是震动上的共振。排气管的振动是由发动机运转产生的振动引起的（可以称之为声源），可以在连接处安装波纹管来降低传递到中尾段的振动，这是波纹管相当于一个弹簧减震系统。经过合理设计的波纹管可以衰减掉大部分沿排气管传播的振动。

任何物体都有固定的振动频率，排气管也不例外。除此之外，物体每个部位的振动大小也是有规律的，有的地方振动量始终很小，有些地方的振动量始终很大。我们在方程式中固定消音器时也要找对位置不要放在振动量大的地方（如FSCC赛车正后仓），也可以在排气总管与消音器之间加装波纹管衰减振动频率，改变排气管固有的振动频率。而且排气噪声的振动将会放大且通过车架带动整车振动。当两个振动函数的频率相同时，其振幅将会叠加故会放大振动。所以在安装消音器时也要找到合适的位置。



声音的共振是振动的传播需要媒介，振动共振是发动机的震动和排气管的结构固有特性相吻合导致的，排气声浪传播介质是空气，那么声音的共振就是发动机的排气声浪与排气管中的空气固有特性相吻合导致的。排气声浪在传播过程中会在排气管内形成驻波，与振动在排气管不同位置振动量大小存在差别一样，因为驻波的存在，声音在排气管内的大小也因位置不同而存在差异，通常在消音器内部管路断开点处都是声音的最低点声音最高点的个数和位置则因声音频率的不同而不同。如驻波1的声音最高点在两个消音器的中间，而驻波2的频率是驻波1的两倍。当发动机的排气声浪频率和连接管驻波的频率相吻合时，就产生了声音的共振。同样共振即代表振动将会放大。

汽车噪声及其控制技术详解

噪声污染和大气污染、水污染，并称为当今世界的三大污染，随着城市中汽车保有量的增多，车辆噪声对人们生活的影响越来越大。据有关资料表明，城市噪声的75%来源于交通噪声，而交通噪声主要是汽车噪声。它对人们的生活、工作和健康越来越大。所以汽车噪声的控制，已经成为汽车企业的重要关注点了。

一、汽车噪声的种类

汽车噪声产生的主要因素是空气动力、机械摩擦和电磁能量。从结构上分，汽车噪声分为发动机噪声、底盘噪声、车身噪声，具体说来，汽车噪声源主要有以下几方面：



>>>>  1.发动机噪声

发动机噪声可分为燃烧噪声、机械噪声和空气动力噪声，随机型、转速、负荷及运行情况等的不同而有差异。

1）燃烧噪声

四冲程发动机工作循环由进气、压缩、做功和排气四个行程构成，从点火开始到燃烧结束期间是燃烧噪声的主要产生期，快速燃烧冲击和燃烧压力振荡构成了气缸内压力谱的中高频分量。燃烧噪声是具有一定带宽的连续频率成份，在总噪声的中高频段占有相当比重。一般来说柴油机缸内压力较高，且压力增长率最大值远高于汽油机，所以柴油机的燃烧噪声远高于汽油机。



2）机械噪声

发动机工作时，各零件相对运动引起的撞击，以及机件内部周期性变化的机械作用力在零部件上产生的弹性变形所导致的表面振动而引起的噪声称为机械噪声。它与激发力的大小、运动件的结构等因素有关，主要包括活塞敲缸响、齿轮传动响、配气机构撞击响等类型。具体分类见下表。





3）空气动力噪声

汽车行驶中，由于气体扰动以及气体和其他物体相互作用而产生的噪声称为空气动力噪声。在发动机中，它包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。其中，排气噪声是发动机中能量最大最主要的噪声源，它的噪声往往比发动机整机噪声高出10dB(A)～15dB(A)。进气噪声次之，发动机工作时，高速气流经空气滤清器、进气管、气门进入气缸，在气流流动过程中会产生一种强烈的空气动力噪声，它有时比发动机整机噪声高出5dB(A)左右。风扇噪声是发动机中不可忽视的噪声源，主要由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声是发动机高速旋转时的噪声，风扇的转速越高，直径越大，风扇的扇风量就越大，其噪声也越高；涡流噪声是由于风扇旋转时使周围的空气产生涡流，这些涡流又因粘滞力的作用分裂成一系列独立的小涡流，这些涡流和涡流的分裂会使空气发生扰动，形成压力波动，从而激发出的噪声，涡流噪声一般是宽频带噪声。



>>>>  2.底盘噪声

底盘噪声主要包括排气系统噪声、传动系统噪声和制动系统噪声。

1）排气系统噪声

是底盘的主要噪声源，发动机燃烧所产生的高温高压废气在排气管中呈脉动形式急剧流动，就产生了强烈的排气噪声。主要由排气压力脉动声、气流流过气门和气门座等处产生的涡流声、边界气流扰动产生的噪声、排气口喷流噪声等组成。发动机排出废气时，在排气门附近，排气歧管内及排气管口气体压力发生剧烈变化，在空气中和排气管内产生压力波，辐射出很强的噪声发动机排气噪声往往比发动机其他噪声源的总噪声高10~15dB排气噪声按产生的原因分为三种：

A、门开启时产生的周期性排气噪声；

B、气体涡流噪声：当高速气流通过排气门和管道时会产生强烈的涡流而辐射噪声。

C、气管道共鸣噪声：包括排气管、尾管、消声器内部各连接管道所产生的共鸣噪声。



2）传动系噪声

传动系包括离合器、变速器(分动器)、传动轴、驱动桥等。传动系统噪声主要来源于变速齿轮啮合传动的撞击、振动和传动轴的旋转振动，另外，箱体轴承等方面也影响着噪声的大小。齿轮噪声以声波向空间传出的仅是一小部分。而大部分则成了变速器、驱动桥的激振使各部分产生振动而变为噪声影响齿轮噪声的因素是十分复杂的，理论分析和实际经验都表明，为减少齿轮噪声，不仅要从设计制造精度以及加工精度等方面把因啮合引起的撞击声和激振声控制到最小程度，而且在维修中要注意齿轮的安装精度啮合间隙和印迹的调整。



3）轮胎噪音

轮胎噪声是汽车的另一个重要的噪声源，轮胎噪音是由轮胎与路面摩擦所引起的，通常由三部分组成：

A、轮胎花纹间隙的空气流动和轮胎四周空气扰动构成的空气噪音；

B、胎体和花纹部分震动引起的轮胎震动噪音；

C、当汽车通过凸凹不平的路面时，凹凸内的空气因受挤压和排放，类似于泵的作用而形成的噪声。

D、轮胎在前进和旋转时搅动周围空气而产生空气振动声，这称为风噪声；

E、在车辆低速行驶时，轮胎的风噪声可以忽略。



>>>>  3.车身噪声

这类噪声主要包括车身的振动和空气与车身的冲击与摩擦而产生的噪声，以及空调机或暖风装置工作而产生的噪声。



随着最高车速的不断提高，车身板件振动噪声问题日益突出，这是一种由车身壁板结构振动所引起的噪声，在车厢空间建立声场并与车身结构振动相耦合，其噪声能量主要在低频区，给人的感受是一种类似于“轰隆声”，造成车内乘员强烈的不舒适感。



二、汽车噪声的传播途径

>>>>  1.发动机噪声传入途径



>>>>  2.路面行驶噪声传入途径



>>>>  3.挡风玻璃噪声传入途径



>>>>  4.HVAC噪声传入途径





三、噪声控制要求及评价指标

噪声控制主要包括从机械原理出发的噪声控制、从声学原理出发的噪声控制和主动控制。

>>>>  1.噪声控制要求

近些年来，世界各国普遍提高了对汽车噪声的控制标准，尤其是发达国家对汽车噪声非常重视。欧共体、日本、美国等从七十年代起，每六年左右就修订一次相关法规和标准，使汽车噪声限值有了大幅度降低。我国发布了《GB1495-79机动车辆允许噪声》、《GB1496-79机动车辆噪声测量方法》和《GB1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》，并作为强制标准加以实施。



>>>>  2.噪声评价

噪声评价指标主要是指车内、外的噪声值和振动适应性，评价方法可分为主观评价和客观评价。

1）主观评价是顾客对车内外噪声振动的直观感觉，是声品质的真实反映，通常根据不同的条件，可采用简单排序法、等级评分法、成对比较法和语义区分法进行主观评价。

2）客观评价是使用通过分析和测量的方法得到噪声和振动的参数来评价其大小和好坏。我们可以采用PCNM加速行驶车外噪声测量装置的测量试验进行分析，而对于汽车的系统和部件，通常采用有限元法和边界元法建立数学模型来进行分析计算，方法相对成熟。



四、汽车噪声控制方法



>>>>  1.传统的噪声控制方法

早期的车内噪声控制途径主要有减弱声源强度、隔绝传播途径和吸声处理三个方面。

1）声源降噪

识别并降低声源噪声是噪声控制中最根本、最有效、最直接的途径。为了降低声源噪声，首先必须识别出噪声源，弄清声源产生噪声的机理和规律，然后改进设计，降低产生噪声的激振力，降低发声部件对激振力的响应，从而达到根治噪声的目的。



2）隔断传播途径降噪

当对噪声源难以进行控制时，我们就需要在噪声的传播途径中采取措施，例如吸声、隔声、消声、减振及隔振等措施。又称无源噪声控制。

A、吸声降噪

在噪声源周围的有限空间内布置一些具有吸声作用的材料，就会减少噪声能量的反射，使混响声部分大大降低，从而达到降噪的目的这，种方法叫做吸声法。

工程上具有吸声作用并有工程应用价值的材料大多为多孔性吸声材料，而穿孔板等具有吸声作用的材料，通常被归为吸声结构。



多孔吸声材料种类很多，按成型形状可分为制品类和砂浆类；按照材料可以分为玻璃棉、岩棉、矿棉等；按多孔性形成机理及结构状况又可分为三种：纤维状、颗粒状和泡沫塑料等。在吸声材料内部有大量微小的连通的孔隙，声波沿着这些材料孔隙可以深入材料内部，与材料发生摩擦作用将声能转化成热能。

吸声结构的作用原理，多是利用赫姆霍兹共振原理。这类吸声类似于暖水瓶的声共振：当声波射入赫姆霍兹共振吸声器时，容器内口的空气受到激励，将产生振动，容器内的介质将产生压缩或膨胀变形，以此来消耗声能。当赫姆霍兹共振吸声器达到共振时，振动速度达到最大，对噪声的吸收也达到最大。



工程中常用的吸声结构有空气层吸声结构、薄膜共振吸声结构和薄板共振吸声结构、穿孔板吸声结构、微穿孔吸声结构、吸声尖劈等，其中最简单的吸声结构就是吸声材料后留空气层的吸声结构。吸声材料和吸声结构在汽车上主要应用于发动机和车内降噪。在发动机壳体上，我们通常使用吸声材料来吸收和降低声辐射，一般是以玻璃纤维、泡沫、毛毡类为基体的材料，用非织物进行表面处理，背后设计成空气层结构。而在汽车室内，全部内饰都装有吸声材料，这样的设计有效的降低了车内噪声，例如在汽车顶棚采用吸声处理，可在乘员耳朵的位置处降低2dB以上的噪声。



B、隔声降噪

隔声降噪的原理是：当声波在传播途径中，遇到匀质屏障物（如木版、金属板、墙体等）时，部分声能被屏障物反射回去，一部分被屏障物吸收，只有一部分声能可以透过屏障物辐射到另一空间去，透射声能仅是入射声能的一部分。



反射与吸收降低了噪声的传播。隔声构件隔声量的大小与其材料、结构和声波的频率有关。常见的隔声结构有单层壁和双层壁两种。最简单的隔声结构是单层均匀密实壁，如钢板、铅板、砖墙、钢筋混凝土墙等。试验发现，单层壁的隔声量与壁的单位面积质量有密切关系。单位面积质量越大，其隔声量越高，同样厚度的钢板比铝板隔声效果好，同样材料的厚度大的隔声效果好，这个规律称为隔声的质量定律。双层壁就是在双列平行的单层壁之间留有一定尺寸的空气层。一般情况下，由于空气层的存在提高了隔声效果，双层壁比单层匀质壁隔声量大5~10dBA；如果隔声量相同，双层壁的总重比单层壁减少2/3左右。在汽车上，隔声降噪主要应用于发动机。发动机罩就是一种典型的隔声罩，它将噪声辐射强烈的发动机遮蔽起来，减少噪声的透射。汽车驾驶室和客车车厢也都属于隔声室类的隔声装置；在高速公路两旁采用声屏障来抑制交通噪声对两旁居民的干扰，也是采用了这种原理。



C、阻尼降噪

汽车的壳体及机器的护壁、外罩、通风管道等都是金属薄板制成的，当汽车行驶或机器运转时，这些金属薄板受激励而振动时，往往辐射噪声，是很严重的噪声源。对于这类金属薄板振动辐射的噪声，我们常采用阻尼降噪技术。在机械物理学中，阻尼是指系统耗散能量的能力。阻尼降噪技术就是充分运用阻尼耗能的一般规律，从材料、工艺、设计等各项技术发挥阻尼在减振方面的潜力，以提高机械结构的抗振性、降低机械产品的振动、减少因机械振动所产生的声辐射，降低机械噪声。噪声控制中多采用的阻尼材料为泡沫多孔材料和减振降噪的复合型材料。



D、减震降噪

汽车的外壳都是由金属薄板制成，车身行使过程中，震源将振动传给车身，在车身中以弹性波形传播，这些薄板受到激振产生噪声，同时引起车体上其他部件的振动。防止发动机、传动系、悬架及轮胎的振动传人车内；加强地板、顶棚等大面积的钣件的刚度，尽量少用大面积钣金件；覆盖件采用加强筋增大刚度，防止车身自身振动。



>>>>  2.噪声主动控制

与传统降噪措施相比，噪声主动控制突出优势在于低频噪声控制效果好，它还具有对原系统的附加质量小和占用空间小等特点。主动噪声控制通常是利用声波干涉的原理进行以声消声的控制。当两个声波在叠加点处振动的方向一致、频率相同及相位差恒定时，它们会发生干涉现象，引起声波能量在空间的重新分配，此时利用人为的声源（次级声源），使其产生的声场与原噪声源（初级声源）产生的声场发生相干性叠加，产生“静区”，从而达到降低噪声的目的。



>>>>  3.汽车NVH试验技术

汽车NVH（Noise、Vibration、Harshness）指的是噪声、振动与舒适性，其观点是，汽车是一个由激励源（发动机、变速器等）、振动传递器（由悬挂系统和边接件组成）和噪声发射器（车身）组成的系统。NVH试验技术是以整车作为研究对象，从噪声、振动与舒适性的角度分析车内外噪声的产生机理，通过驾驶员或成员的感受来寻找噪声振动的激励源，再对激励源产生噪声及振动的机理和传播途径进行分析研究，找到降噪减振的方法，来达到降低车内外噪声、提高汽车乘坐舒适性的目的。



NVH试验主要根据设定的汽车NVH目标值，建立数学模型，进行整车仿真分析。因为汽车系统极为复杂，常将整车分解成多个子系统进行研究，如底盘子系统、车身子系统等；也可以研究某个激励源产生的或某种工况下的NVH特性。通过曲线、图表的形式，或者借助于虚拟现实环境，邀请技术人员、专家及用户来感受，来提供分析结果，从而针对某种车型进行主观、客观评价和改进设计方案。



由于噪声控制复杂，目前该领域内存在着大量的技术和应用空白，各位汽车攻城狮任重而道远。

说明：文中部分图片、信息来源于网络，

由漫谈君根据经验整理，仅供学习、交流！

汽车排气消声器的种类及其基本工作原理简介

我们都知道传统的农用拖拉机噪音很大，噪声主要来源于柴油机和排气管道，然而，小轿车的噪声却很小，这是什么原因呢？一方面是因为汽车的发动机仓分布了很多的吸声材料，另一方面是因为汽车安装了排气消声器。



那么，汽车的排气消声器是怎样起到消声作用的呢？其内部结构和工作原理又是怎样的呢？今天，小编特整理了一点相关的小知识，仅供大家参考，不足之处望大家指正。



众所周知，汽车排气歧管排出的气体温度很高、压力很大，如果直接排往空气中，难免会产生很大的噪声，而排气消声器的作用就是降低从排气歧管排除废气的温度和压力，以达到消除火星和减小噪声的目的。



1. 消声方式

a、吸收消声方式：吸收式消声器，通过废气在玻璃纤维、钢纤维和石棉等吸音材料上的摩擦而减小其能量。

b、反射消声方式：反射式消声器则有多个串联的谐调腔与不同长度的多孔反射管相互连接在一起，废气在其中经过多次的反射、碰撞、膨胀、冷却而降低其压力，减轻振动及能量。



2. 消声器种类及基本工作原理

a、阻性消声器：该类消声器含有多孔管、吸音纤维等，当废气通过后者时，产生振动并因为摩擦、粘滞而产生热能，噪音就是在这过程中被转化的，因此也叫吸音过程。阻性消声器的具体形状不同，气流方向也不一。



阻形消声器有着体积小的特点，因而大多数原装车的中鼓都喜欢使用阻形，想充分发挥其消声功能的的话，安装位置一般较靠引擎方向。大量试验表明，阻性消声器对引擎中、高频噪声的抑制效果要好于其对中低频的。同样一种情况，抗性排气的表现与阻性正好相反。

b、抗性消声器：该类消声器结构里没有吸音棉，主要由隔板、膨胀室组成。一般消声器有三个膨胀室，大小不一。利用废气在这些腔室里反射、相互干涉（摩擦）而达到消声效果，大的腔室较有利于其处理噪音，但其大小也受到底盘形状所限，奥迪Q7、宝马X5等SUV就有这方面的优势。



此外，工作方式不同，抗性消声器的体积比阻性要大，也因而多被安装于车尾处。对中、低频噪声抑制效果明显的特点，帮助它讨得许多原装车厂的欢心。

由突变界面的管和室组成一个“声学滤波器”以降低噪声；

c、阻抗复合式消声器：复合形消声器的结构合并了前两种消声器的特点，即是既有吸音棉又有膨胀室，上面说过两种消声器在对应引擎转速时互有长短，复合形则很好地平衡了两种特性，对应范围广，体积更灵活，但造价也相对地高。



汽车改装圈多数用阻形、复合形消声器，这多少跟排气背压有关。国内在复合形尾鼓的基础上，又以多孔管在消声器里的形状分有S鼓、G鼓、H鼓等

d、微穿孔板消声器：该类消声器是衬装微穿孔板结构的消声器。能在较宽的频带范围内消除气流噪声，而且具耐高温、耐油污、耐腐蚀的性能，即使在气流中带有大量水分，也不影响工作。由于穿孔直径小、板面光滑，因此消声器阻损比一般阻性消声器要小。



微穿孔板消声器一般是用厚度小于1mm的纯金属薄板制作，在薄板上用孔径小于1mm的钻头穿孔，穿孔率为1%一3%。选择不同的穿孔率和板厚不同的腔深，就可以控制消声器的频谱性能，使其在需要的频率范围内获得良好的消声效果。

e、小孔消声器：该类消声器结构是一根末端封闭的直管，管壁上钻有很多小孔。小孔消音器的原理是以喷气噪声的频谱为依据的，如果保持喷口的总面积不变而用很多小喷口来代替，当气流经过小孔时、喷气噪声的频谱就会移向高频或超高频，使频谱中的可听声成分明显降低，从而减少对人的干扰和伤害。



小孔型消声器具有低中频宽带消声性能，小的孔径能提高吸声系数，低的孔隙率能增加吸声频带的宽度，孔板深度能改变共振吸声峰的位置。小孔型消声器具备设计严密、吸收频带宽、阻损小、耐高温、寿命长等优点。一般用于锅炉、压缩机等高压设备的排气放空。

f、有源消声器：这种消声器是一套仪器装置，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，通过产生与原来声压大小相等、相位相反的声波来抵消原声场中的声波，从而起到一定的消声作用。



有源消声器被广泛使用于发电、化工、冶金、纺织等工业厂矿中用于各种型号锅炉、汽机排汽；风机；安全门等设备的消声降音。

消声器声学性能的4种评价指标

消声器是控制空气动力性噪声的有效措施之一。空气动力性噪声是一种常见的噪声污染源，从喷气式飞机、火箭、宇宙飞船等航空航天设备，到气动工具、通风空调设备、内燃发动机、压力容器、管道阀门等工业设备，其进排气都会产生声级很高的空气动力性噪声。在这些空气动力设备的气流通道上或进排气口上加装消声器，就可以降低其噪声污染。

消声器是一种既能允许气流顺利通过，又能有效地阻止或减弱声能向外传播的装置。值得指出的是，消声器只能用来降低空气动力设备的进排气口噪声或沿管道传播的噪声，而不能降低空气动力设备的机壳、管壁、电机等辐射的噪声。因此，不是所有的噪声源装上消声器就能降低其噪声，消声器是针对空气动力性噪声而设计的。

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，测得的消声量称为动态消声量。

在我国国家标准中，与消声器测量有关的有：

GB/T4760—1995（消声器测量方法）；

GB/T16405—1996（管道消声器无气流状态下插入损失测量  实验室简易法）。

它们分别对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条件下较深入细致地测试消声器的性能，主要适用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：

1

插入损失

在系统中，装置消声器以前和装置消声器以后相对比较，通过管口辐射噪声的声功级之差定义为消声器的插入损失。

在通常情况下，管口大小形状和声场分布基本保持不变，这时插入损失等于在给定测点处装置消声器以前与以后的声压级之差。简而言之，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。

可以在实验室内用典型的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插入损失。

在实验室内测量插入损失一般应采用混响室法或半消声室法或管道法，这几种方法都进行装置消声器以前和以后两次测量，先作空管测量，测出通过管口辐射噪声的各倍频带1/3倍频带声功率级，然后用消声器换下相应的替换管道，保持其它实验条件不变，测出各带相应的声功率级。各频带的插入损失等于前后两次测量所得声功率级之差。当测试改变时，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。

无论是实验室测量还是现场测量，A计权插入损失DA（dB）的计算式如下：



式中：LpA1是噪声源本身的A声级；LpA2相当于装置消声器后的A声级。并且有：





其中Lpi为第i个频带的声压级，?i和Di为第i个频带的修正值和插入损失。

2

传声损失

国家标准GB/T4760—1995还规定了实验室测量消声器传声损失的方法。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。在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与透射声声压级之差。

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，在消声器进口端测出对应于入射声的倍频带或1/3倍频带声功率级，在出口端测出对应于透射声的相应声功率级。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声的声压级。

各频带传声损失可又下式决定：



式中：Lpi和Lpt分别为入射声声压级和，透射声声压级；Ki和Kt则为入射声和透射声的背景噪声修正值；Si和St为消声器上游和下游管道通道截面面积。

当实际使用的噪声源频谱为已知时，由实测各频带传声损失，可以参照插入损失中的相关公式计算出A计权传声损失。

3

减噪量

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，其关系式如下



式中，Lp1和Lp2为消声器进口和出口端面的平均声压级。这种测量方法误差较大，易受环境反射、背景噪声、气象条件影响，因而实际使用较少，有时用于消声器台架相对测量比较。

4

衰减量

消声器内部两点间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）来表征。



除了上述4种方法之外，有时为了定量地分析比较某些消声器的性能，也给出一些其它的评价指标。例如消声指数，它是单位当量长度，单位当量横断面面积的消声量，即参考体积的消声量。

以上几种评价消声器性能的方法中，传声损失和衰减量是属于消声器本身的特性，它受声源与环境影响较小（不包括气流速度的影响），而插入损失、减噪量不单是消声器本身的特性，它还受到声源端点反射以及测量环境的影响。因此，在给出消声器消声效果（消声量）的同时，一定要注明是采用何种方法，在何种环境下测得的。

目前，一般采用静态消声量来表示消声器的消声效果，因为静态消声量是一个定值，而动态消声量受气流速度的影响，是一个不定值，故评价指标以用静态消声量为宜。当声源经静态消声后的剩余声级（简称静态出口声级）大于消声器气流噪声级时，消声器的动态、静态消声量基本一致，不受气流的影响；当消声器静态出口声级低于消声器气流噪声级时，则消声器的动态消声量低于静态消声量，其差值随流速的增加而增大；当气流噪声级大于消声器入口声级时，此时消声器不仅不能消声，反而变成了一个噪声放大器。为解决静态和动态消声量可能不一致的问题，有些消声器产品已采用静态消声量和气流噪声级两个指标同时表示产品的声学性能。



迷宫式消音器设计准则

对于这种传统的消音器，一个显著的问题在于它的传输损失过低。如果需要增加这类消音器的隔音特性，那就需要增加它的长度。对于一般的机器而言，这往往是很难实现的，因为进气和出气的通道长度往往是很有限的。这就直接导致了在很多情况下，风扇的噪声往往占到了机器总体噪声的50% 以上。为了提高消音器的效果，可以使用迷宫式的消音器 (Labyrinth baffles)。迷宫式消音器的特点是，它可以提供比较高的吸声性能，但与此同时，它也会对风扇产生更高的压降。所以，在设计这类消音器时，一般也推荐同时进行CFD（计算流体力学）仿真，来保证吸音和风扇性能都能达到标准。不过，这已经超出了本文的范围，有兴趣的读者可以阅读如下的论文1。



对于迷宫型消音器（如上图所示），在低频时，将会存在一系列的空气气体体积突变（上图红色阴影处所示）。这些体积突变将导致声阻抗不匹配（impedance mismatch），这会导致噪声波的反射（reflective wave）。当这些噪音的反射波与入射波（incidence noise wave）互相干涉时，在特定的频率下，破坏性的干涉（destructive interference）可能会形成，声能将集中在进气箱，因此，较少的声能会传播到进气格栅上。在更高的频率时，声障板模块可以反射相当大的一部分声波，并在不同的模块之间形成混响场。额外的吸音泡棉可以用来减少混响噪音的声压，从而减少传输到进气格栅的声能。

首先，我们来比较这类迷宫式消音器与传统的分路衰减器的隔音特性曲线。为了进行对比，我们使用完全相同的声障板模块。



图例中的“效应器”应为“消音器”

我们可以看到，迷宫式消音器的传输损耗（或传递损失）平均比分路衰减器高10-15 dB。同样有趣的是，在大约980Hz处存在一个传输损失峰值。在下图中，我们显示了进气箱内980 Hz的压力分布，从图中可以看出，声障板模块正好位于驻波模态的反节点处。因此，更多的声能将被吸音泡棉吸收。



接下来，我们研究迷宫式消音器中几何参数对于隔音效果的影响。在这里，我们研究的几何参数包括声障板模块之间的间隙和模块的数量。下图显示了使用的各种不同的迷宫式消音器的不同构型。



首先，我们将会评估两块声障板模块之间的间隙对于隔音性能的影响。



可以看到，在中高频率时，最低的传递损失对于所有的三种配置来说都是差不多（在18 dB左右）。在这些频率中，这三种结构的唯一区别是衰减峰值所出现的频率。对于这三种构型，在进气室通道内压力分布如图下所示，



我们可以看出，当声障板模块位于高阶驻波模态的压力场的反节点时，会出现最大衰减。在这种情况下，声能耗散达到了最大值。这就造成了，对于这三种不同的构型，最大的声能耗散的峰值出现在不同的频率。不幸的是，由于三维效应，驻波模态不容易预测，因此，有限元方法是预测这类迷宫式消音器性能的最简单有效的方法。

当使用两个声障板模块时，噪声辐射的直接传播路径（direct line of sight）仍然可以被辐射。为了阻断声波的直接路径，需要增加第三个声障板模块。这一块隔板需要足够高，这样才能阻挡连接进气格栅底部和第二块挡板顶部的延伸线（见下图）。



另一个选择是使用模块化的统一叶片设计（如设计（e）所示）。下图显示了这三种构型的传递损失的比较。



当在这个迷宫式消音器中使用三个声障板模块时，消音器的传输损耗会增加。当额外的声障板不够高时，中高频的性能变化不大，因为一些驻波仍然可以传播到最左边的叶片上。然而，在低频时，平面波的传播（plane wave）将会被阻挡。因此，噪声辐射要低得多。在高频时，墙体的噪声主要是由混响噪声所主导。当额外的声障板足够高时，额外的吸音泡棉作用可以更好地转化噪声的能量为热能，所以我们可以看到更高的传递损失。

在工业领域，由于节约成本和安全原因，人们总是要求使用更简单的噪声吸收策略。因此，我们也研究了使用单个声障板模块的可能性。下图中，显示了设计A，F和G的传输损耗比较。



如上图所示，如果进气格栅没有完全地被声障板模块所挡住，这个模块就会失去其有效性。随着进气格栅尺寸的减小，所有的噪声的直接传递路径都被阻断。单个声障板模块的传输损耗可以类似于两个模块的配置。此外，大部分的能量吸收是由吸音泡棉所引起，而与进气格栅的大小相对无关，因为当进气格栅关闭40%时，传输损失并没有显著的提高。

综上所述，与分路式衰减器相比，迷宫式消音器可以提供相对较高的声音衰减。在低频时，降噪是由噪音的直接传播路径被阻挡所引起的。在中高频率下，当声障板模块位于高阶驻波模态的反节点时，将实现最高的衰减。虽然迷宫式消音器可以提供非常有效的噪音衰减水平。然而，它造成的风扇的压降相当高。为了提供足够的冷却气流，风扇的旋转速度也需要相应增高。因此，对于风扇的噪音衰减可能是极为有限的。为了克服这个问题，在下一篇文章中，我们会给出几个具有复杂几何形状的吸音器。对于这些消音器，一个最重要的目的就是更好地引导气流，从而减低风扇系统的压降。

                    

参考文献：                    

[1] Chmielewski B, Herrero-Durá I, Nieradka P. Pressure Loss in Ducts by Dissipative Splitter Silencers: Comparative Study of Standardized, Numerical and Experimental Results[J]. Applied Sciences, 2021, 11(22): 10998.

Al-Atabi M, Al-Zuhair S, Chin S B, et al. Pressure Drop in Laminar and Turbulent Flows in Circular Pipe with Baffles? An Experimental and Analytical Study[J]. International journal of fluid mechanics research, 2006, 33(4).

消声器的模块化设计开发理念

摘要：消声器结构已广泛应用于管路系统的NVH解决方案，其设计原理与工程开发已相对较成熟，但如何提高NVH调音效率同时保证声学调校的精度？如何实现通用化与多平台的共用，从而降低生产制造成本？这将是未来消声器结构的全新设计理念：模块化开发。本文将详述模块化设计开发的理念与相应结构的声学特性，结合实际工程案例论证模块化消声器在增压中冷管NVH开发中的作用，并探讨模块化开发的发展优势。

概述

消声器结构的设计与应用，已然成为动力装置管路系统NVH开发的必需产品。进气系统、排气系统、增压器进出气管系统、泵系统，风道系统等，几乎所有管路系统的NVH问题改善与解决，都会应用消声器结构。

针对消声器结构NVH调音，常规开发思路一般为：结构设计—样件试制—装车验证。当一个消声器样件试制完毕即表征声学状态基本冻结，若有效通过整车声学验证，那么NVH调校工作随即完成。但实际工作过程中往往并非如此，实际装车的声学特性并非与设计目标相一致（工作环境、温度、压力、气流等因素影响，尤其诸如增压中冷管等高温、高压管路系统）。此时便需要对结构参数进行调整与调校，因此不得不重启新的一轮“结构设计—样件试制—装车验证”工作。

另一方面，主机厂需要面对的是所有车型、发动机的项目，而很多情况下同一款发动机将配置到多款不同车型，同时多款发动机也常常会配置同一套进气管路系统，这就需要考虑单个零部件的通用化率的问题。传统的消声器开发思路，通常只能适用于特定的一款车型，多款车型必然需要启动多副模具，这在产品开发阶段势必将占据相当大的成本。

1 、模块化开发理念

模块化设计开发理念应运而生，专门适用于解决常规消声器NVH调音效率低、单个零件无法平台化通用化、生产成本高等问题。模块化消声器的主体结构由外壳体与内芯子组成，如图1所示。外壳体的设计，需分析研究发动机的噪声特点，定义合适的声学腔体尺寸，以满足解决实际噪声问题的需求。此外，外壳体结构亦可根据管路布置、整车边界等因素进行定制化设计，而内部芯子结构即采用模块化设计理念。芯子结构严格定义了外形尺寸，以实现跨平台、多项目之间的通用化应用目的，主要区别则在于芯子表面穿孔/开槽等形式以及相应的参数。从NVH技术角度分析，确定外壳体消声容积后，仅通过调整内部芯子的声学参数实现不同频段的消声特性。由此，实际消声器声学调校时仅需通过选择更换芯子实现特定消声特性的快速调整，可大大提高NVH工作效率。



2、模块化消声器的声学特性

图2所示为设计的典型模块化消声器，能满足市面上多数涡轮增压中冷管尺寸边界。该消声器为直段式穿孔管抗性消声器，主管路内径为35mm，即消声器进、出口内径均为35mm，共有四个声学腔体，自右向左方向依次标识为1#~4#，内芯尺寸先后共设计了多达二十多种，适用于不同频段的针对性消声。传递损失实验测量时，通过更换不同的内芯即可获得相应的TL曲线结果。



图3所示为该模块化消声器的TL实验测量结果，黑色曲线表征选取的四个芯子为最低频芯子，以确认该模块化消声器的消声频率下限，同理蓝色曲线表征该模块化消声器的消声频率上限。TL结果显示：1#声腔可调频率范围900-1900Hz，4#声腔可调频率范围2000-3800Hz；而整体消声器的消声特性可实现900-6000Hz宽频段内任意频率成分的消声，TL幅值均高于20dB以上；而实际的消声频段更高，能满足12000-15000Hz超高频成分的消声，这主要是由于实验测试存在截止频率。

模块化消声器，尤其适用于发动机的平台化应用，相同发动机采用同一外部结构，通过调整内部声学模块来匹配不同的车型，可大幅度提升单个零件的平台化率。目前大创NVH团队所设计开发的模块化消声器，涵盖了直管式、弯管式、圆周式、偏心式等多种不同外形的结构，开发了近二十款内芯结构以适用于不同的消声特征。

3、增压管路模块化消声器

国内某小型乘用车，发动机为三缸1.5T汽油机，整车加速行驶过程中，车内主观能明显感知“嘶嘶”声。经整车NVH噪声源测试与传递路径排查分析，其噪声源主要为涡轮增压器（Hiss噪声），且主要传递路径为增压中冷管管路表面辐射。基于整车原中冷管路的布置边界，设计了弯管/偏心式模块化消声器，如图4所示。

消声器整体由于管路走向设计为弯管式结构，内部共设计了三个声学腔体，三个芯子外轮廓相同而相互独立可分别调节。将消声器置于静态传递损失测试台架进行实验测试，经过多轮内芯的选型与调整，最终得到最优的消声器声学特性如图5所示。该模块化消声器在1050-2850Hz其TL幅值均高于20dB，消声峰值体现在1700-2200Hz，其幅值达36dB左右，能有效针对加速工况增压中冷管“Hiss”辐射噪声成分。



将该模块化消声器安装于增压中冷管处（压气机出口段）进行整车道路试验，图6所示即为安装模块化消声器前后的管路近场辐射噪声时频谱结果。图6-a为增压中冷管路近场辐射噪声，原状态加速工况1400-3000Hz存在明显的“Hiss”成分，且能量较高贡献量较大。优化后的管路辐射噪声整体声压级水平降低明显，尤其在2000-3000Hz频段内的噪声成分得到显著降低，优化后1400-2000r/min转速区间基本无明显“Hiss”声成分。图6-b为车内驾驶员右耳处噪声对比，与中冷管路辐射噪声相对应，中低转速区域车内噪声1500-3000Hz成分也有明显的降低。由于车内噪声量级本身并不高，因此从客观数据反映不如增压管近场噪声明显，但车内主观感受“Hiss”声成分基本消失，优化效果明显，也提升了车内声品质水平与乘驾舒适性。



4、结论

本文详细阐述了模块化开发的理念，深入探究了模块化设计开发在消声器设计领域的应用，并结合工程项目解决了实际NVH问题，声学优化效果明显，且大大提高了工作效率。模块化开发理念在管路系统消声器的应用将是未来NVH领域的发展趋势：

从技术层面，NVH调音由传统的“设计—样件—验证”循环往复蜕变为“选芯—验证”的简单调校；

从经营角度，模块化产品将实现多平台共用，大大节约了技术开发、模具生产等成本；

从管理角度，模块化内芯便于实现声学调校与匹配，也有效降低了产品开发后期的风险。

消声器设计仿真及噪声预测

本文分享了一种在消声器设计中预测外部噪声产生情况的新方法来实现这个目标。
基于之前的消声器模型进行建模

一篇以往的文章通过列举在 COMSOL Multiphysics? 软件中使用汽车消声器几何结构的例子，说明了在纯声学模型中包含结构效应的影响，其中建立了纯压力声学消声器模型和多物理场模型，比较了对两个模型的传输损耗预测值的影响。



图 1. 消声器模型包含在声学域中，其周围是完美匹配层。

我们扩展了消声器模型的声-结构耦合，来评估消声器向周围环境的声泄漏。为了便于评估，我们添加了一个半径为 0.35 m、长度为 1.4 m 的圆柱形声学域，该声学域环绕消声器，域的中心位于消声器的中心（如图 1 所示）。厚度为 50 mm 的外部域层能够定义完美匹配层（perfectly matched layer，简称 PML），该完美匹配层代表非反射条件。
在 COMSOL Multiphysics? 中模拟消声器设计

消声器几何结构保留上一个研究的几何结构外观，材料属性和应用于消声器几何结构的边界条件也保持不变。因此，穿过声学域的消声器的拉伸入口和出口管截面的表面被模拟为硬声场边界，如下图所示。在管的两端应用平面波辐射边界条件，在消声器的入口面应用 1 Pa 入射平面波。有关示意图，请参见图 2。



图 2. 显示所应用边界条件的消声器模型。

声学域采用 20°C 环境温度下的空气的声学特性进行建模。这些特性与消声器内空气的声学特性一致。

平面波辐射条件引入了对所有输出压力波的人工阻尼（将反射最小化），因此复制了一个无界或“无限”的管。在以前的研究中定义并应用于消声器几何结构的相同网格大小设置，在这里应用于消声器和所研究的声学域。外部 PML 区域在整个厚度上用六个单元进行扫掠。声-壳多物理场耦合的设置与先前研究的设置相似。
传输损耗定义

传输损耗是衡量消声器性能的一个很好的指标。在之前的研究中，从消声器入口到出口的传输损耗 TL定义为：



其中，Pin 是消声器入口处的声功率，Pout 是消声器出口处的声功率。

对于当前模型，从消声器入口到目标消声器出口的传输损耗，以及从消声器入口到声学域边界的传输损耗对于评估来说都非常重要（图 3 显示了这些边界）。后者提供了以数值方式评估消声器向周围环境声泄漏的方法。辐射功率通过对外部物理表面（PML 内部）的声强进行积分得到。



图 3. 消声器模型和声学域。图中显示传输损耗计算中包含的边界。
消声器传输损耗仿真结果的比较

当前模型针对 10 到 750 Hz 频率范围和 1 mm 壳厚度进行谐波分析。下面的图 4 包含之前的研究得到的传输损耗曲线（橙色点线和灰色虚线）以及本研究中计算的传输损耗曲线（橙色实线）。



图 4. 壳厚度为 1 mm 时，从消声器入口到出口的传输损耗。

不出所料，灰色虚线与橙色实线非常一致，微小的差异也在意料之中，这是壳两侧的空气导致的。计算结果是从消声器入口到消声器出口的传输损耗，两个模型唯一的区别是本研究的模型中包含了声学域。这表明，与周围空气域的耦合在本质上是单向的。消声器上的外部空气负载不会显著影响传输损耗。如果外部声学域更硬或更重，它对传输损耗的影响将更显著。图 5 显示本研究中计算的两种传输损耗。



图 5. 从消声器入口到出口的传输损耗与从消声器入口到声学域边界的传输损耗的比较图。

值得注意的是，在 10 Hz 的最低计算频率下，从消声器入口到声学边界的传输损耗曲线（灰色实线）达到峰值，在低于 100 Hz 的频率范围内继续保持较高的传输损耗，这意味着在此频率范围内，这个区域泄漏到周围域的声音少于计算频率范围的其余部分。

然而，从图 5 所示的橙色实线可以看出，消声器性能在低于 100 Hz 的频率范围内较弱，相对于计算频率范围的其余部分，传输损耗非常低。这表明声音穿过消声器时没有太多衰减，也没有过度激励消声器壳，这导致向周围域的声发射非常低。

灰色实线在 172 Hz 和 342 Hz 频率时急剧倾斜，在之前的研究中，这两个位置出现壳特征模态。因此，在这两个频率下，有更多的声音传输到周围域，特别是在 342 Hz 时（其中灰色实线比橙色实线代表的传输损耗低）。这实际上表明，更多的声音被发射到周围声学域，而不是穿过消声器出口。

灰色实线的第三处明显下降出现在 386 Hz 处，在之前的研究中，此处出现声特征频率。值得注意的是，在 386 Hz 下，从消声器入口到消声器出口几乎没有传输损耗。橙色曲线在 y = 0 轴附近倾斜，但灰色曲线在 386 Hz 处的传输损耗仍然高于 342 Hz 处的传输损耗。这意味着 386 Hz 处的声模式为谐振模，空气在消声器腔中来回振荡，而不会显著激励消声器壳，也不会导致更多的声音发射到周围环境中。

在关注灰色实线的两个下降位置（172 Hz 处和 386 Hz 处）以便更好地了解这两个特征模态如何影响消声器辐射的声音时，我们针对一半声学域创建了声压级（sound pressure level，简称 SPL）的等值面图，如下面的图 6 所示。



图 6. 计算的模型在 172 Hz（左）和 386 Hz（右）下的表面图和体积图。

左图显示的是 172 Hz 时的壳模式下，消声器壳的总位移以及声学域 SPL 的等值面。172 Hz 下最大壳位移出现在消声器腔的两个短端，这产生了关于 z 轴几乎对称的 SPL 分布。右图为声学域 SPL 的等值面以及 386 Hz 时谐振模下消声器内部空气的 SPL 图。从图中可以明显地看出，消声器内的空气来回振荡，产生驻波。由于消声器右端的 SPL 较高，消声器内的驻波在 z 轴周围的声学域中产生不均匀的声发射。

特征频率研究仅指出存在特征模态的频率。要确定结构在特定特征模态下的响应，消声器内的空气在相关特征频率下的特性或声学模式和壳模式的相互作用，我们需要执行谐波分析，从而生成传输损耗曲线。本研究和先前研究中获得的从消声器入口到消声器出口的传输损耗能够满足这一需求。此外，新定义的从消声器入口到声学域边界的传输损耗通过预测泄漏到周围空气中的声音使人们对消声器性能的理解更加深入。
对消声器设计中声发射预测的思考

本文的研究通过将消声器模型耦合到周围声学域，推进了之前文章中的研究，还描述了评估消声器性能的新的量，即从消声器入口到周围环境的传输损耗。这里描述的新技术使消声器设计人员能够更好地预测外部噪声的产生情况，从而符合强制性噪声排放标准。

请注意，除了简单地改变壳的厚度以外，你还可以通过其他方式进行壳-强化分析。另一种分析壳刚度的方法是通过模压加工改变壳的拓扑结构，然后将模压加工后的壳的性能与加工前消声器几何结构的性能进行比较。

本文内容来自 COMSOL 博客

消声器的设计选型



①、消声器的选型。消声器选型是由通风空调系统噪声存在的方式和性质，以及消声器本身的性能特点而决定的。其选型还要考虑以下因素：

(a)、要用风机(噪音源)的噪声频率特性与系统管路自然衰减和适用房间的容许噪声频率特性的差值确定消声器需要提供的频率衰减量。

(b)、管道系统容许消声器的压力损失。

(c)、消声器本身的气流噪声。

(d)、设置消声器的空间、位置。

(e)、是否有特殊要求，如防水、防腐、防尘、防火等。

通风空调系统所选用的消声器--般均需要衰减量存在的频带宽-些，即以阻抗复合式较为常用。



②、消声器的设置位置。当消声器人口声级较高时，一般来说，其出口声级也会较高，只要出口声级高于消声器气流噪声的声功率计Lwa，消声器的使用就是有效的。因此，消声器的入口应设在声级较高的位置，通常设于空调机或风机的出口是合理的。

为了防止通过负压管道引起的噪声传播，在风机的吸人口通常也应考虑一定的消声措施。由于这时声波的传播方向与气流方向相反，因此消声器的消声量将得以提高。

当设计风速较大时，尽管消声器设在风机出口对设备的消声有利，但消声器的出口噪声仍有可能较大而不满足使用要求。在此情况下，有效的方法是在送风流速较小的末端上增设消声设备或送风口上加消声静压箱等。



消声器安装位置应设在气流平稳段。当主管流速不大时，为使靠近声源处噪声降低，防止噪声激发管道振动，应设计在靠近风机的管段上，但不要设在机房上部。如条件有限，只能放在机房上部时，必须相应地做好消声器外壳隔声处理，以防出现声桥。对消声要求严格的房间，每个送、回风支管宜增设消声器，且不宜设调节阀。若必须设置调节阀时，应设在距送、回风口10倍以上空调管道直径的管段处。

对降噪要求高的系统，消声器不宜集中设置在一起，可以在主管、各层分支管、风口前等位置分别设置，这样做可以分别按气流速度的大小选用相应的消声器，把气流再生噪声的影响减到最低程度。

来源：《噪声治理》讲义

作者：燕翔  清华大学建筑学院

消声器概述

1

房间的通风量

在既需要通风换气又需要隔声的场合常常使用消声器。密闭等房间虽然具有良好的隔声性能，但不适于人长期在里面工作。衡量房间通风换气的指标常使用换气次数，即每小时房间与外界交换空气的体积与房间体积的比。如500m?的房间使用2000mm?/小时风机换气，换气次数为4次/小时。满足人呼吸需要的换气次数为2次/每小时，使人感觉空气质量舒适的换气次数为4次/小时。如果房间中人员较多，废气（如烟雾、工业废气等）较多时需要8-10次/小时的换气量。

存在换气的房间必然与外界相通，为了保证隔声和消除管道气流产生的噪声，需要在换气通路上使用消声器。对于需要通风的机器设备降噪也需要使用消声器。

2

消声器的分类

常用的消声器分为：

阻性消声器，属吸收型，在管道内设置吸声材料，消耗和衰减通过管道气流的噪声，主要用于消高频气流噪声。

抗性消声器，属共振型，利用几何形状，使声音在管道中反复反射、共振、干涉、叠加而消耗声能，主要用于消特定频率的声音。

阻抗复合式消声器，利用上述两种原理复合制成的消声器，同时具有阻性和抗性两种消声器的优点，消声频带比较宽。

3

消声器的特性指标

插入损失IL，是在敏感点处，安装消声器前与安装消声器后声压机级的差，单位是dB。

传声损失TL，是入射到消声器的声功率级与消声器出口端声功率级的差，单位为是dB。

消声量NR，是消声器入口端和出口端的声压级差。单位是dB。

衰减A，是消声器所系统中任意两点之间声功率级的降低，单位是dB/m。

消声器的消声特性受到消声器入口和出口的安装条件（声阻抗发生变化）的影响，不同的接连形式会引起不同的反射和能量损失。因此，消声性能与使用环境和条件有关。在噪声控制中，最常用的评价量是插入损失。传声损失最难测得，但对分析有用。衰减通常用来描述声学系统中声波延管道的传播。

以下是某消声器的消声性能数据表：



4

消声器的安装

消声器的安装应注意以下问题：

消声器的接口要牢靠。消声器往往安装在设备或管道上，消声器与设备或管道的连接一定要牢靠，重量大的消声器应支撑在专门的承重架上，若管道为支撑架，必须注意支撑的强度和刚度。

在消声器前后加接变径管。对于风机消声器，为减小机械振动对消声器的影响，消声器不应与风机接口直接连接，而应加设中间管道。一般情况下，该中间管道长度应为风机接口直径的3-4倍。当选用的消声器的接口尺寸与风机接口不同时，可以在消声器前后加接变径管。消声器接口尺寸应大于风机接口尺寸。

应防止其它噪声传入消声器的后端。消声器的机壳或管道辐射的噪声可能传入消声器后端，致使消声效果下降，必要时，可在消声器外壳或部分管道上做隔声处理。消声器法兰和风机法兰连接处应加弹性垫并注意密封，以免漏声、漏气，同时也能减少刚性连接的振动传声。在通风空调系统中，消声器应尽量安装于靠近使用房间的地方。

消声器片间流速应适当。风机消声器片间平均流速可认为与风机管道流速相等。用于民用建筑，消声器片间流速通常取3-12m/s；工业方面，消声器片间流速通常取12-25m/s，最大不得超过30m/s。流速不同，消声器护面结构应不同。平均流速小于10m/s时，多孔吸声材料的护面可用防火布或金属丝网罩起来；平均流速为10-23m/s时，可选用金属穿孔板护面；当平均流速为23-45m/s时，可选用玻璃丝布和金属穿孔板护面；当平均流速为45-120m/s时，可采用双层金属穿孔板和钢丝棉护面，穿孔率应大于20%。

消声器的特性

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阻性消声器

阻性消声器具有良好的中高频消声性能。按气流通道几何形状不同，可分为直管式、片式、折板式、迷宫式、声流式、弯头式、蜂窝式、障板式等。

直管式消声器：是在气流管道壁上衬一定厚度的吸声材料，管道可以是圆型、方管或矩型，一般管径较小，适用于风量小的场合。管径过大，消声性能显著下降。

片式消声器：是在大尺寸的管道内设置一定数量的吸声片，构成多个扁型并联的直管消声器，可用于风量很大的管道 (5000-80000m?/h)，气流阻力小，中高频消声性能优良。增大片厚，可增加低频消声性能，但会带来阻力增大和体积增大的问题。片式消声器消声量与长度成正比，实践证明，分段设置片式消声器比同样长度的连续消声器消声效果好。

折扳消声器：是将气流通道改成折扳形状，由于声波在消声器内多次弯折，加大了声波对吸声材料的入射角，提高了吸声效率，消声效果提高。但气流阻力明显加大。

迷宫式消声器：又叫小室式消声器，消声器内分割成若干回型的小室，低频消声性能好，消声频带也较宽。仅有一个小室的消声器称为消声箱，多个小室称为多室消声器，适用于流量大、流速低，要求消声量高的场合。

声流式消声器：是折板式消声器的一种改进，它使用正弦波形、弧形或菱形等弯曲吸声通道，通道吸声层的厚度也连续变化达到改善消声性能的目的，消声性能较高，频带宽，气流阻力小。但结构复杂，制作工艺要求高。

弯头式消声器：是在管道弯头处衬附吸声材料。常规直角消声弯头消声量一般为10dB，因结构简单，体积小，在通风空调系统中经常用到。直角消声弯头容易产生再生噪声，而且风阻较大，有时采用圆弯头降低再生噪声，减少风阻，但消声效果变差。

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抗性消声器

抗性消声器适用于消除中低频噪声或窄带噪声。按其作用原理不同，可分为扩张式、共振腔式和干涉式等多种型式。

扩张式消声器：也叫膨胀式消声器，是依据管道中声波在截面突变处发生反射原理消声的。扩张式消声器在中低频段有较好的消声性能，但对高频消声性能变差。

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，声波沿管道传播到小孔连接处时，大部分声波沿声源反方向回去，还有一部分声能由于共振系统的摩擦阻尼作用转成热能被吸收，形成消声。共振式消声器的频率选择性比较强，既仅在低频或中频的某一较窄的频率范围内具有较好的消声效果，而其他频段作用较差。

干涉式消声器：是使两个相位相反的声波在消声器中相遇而互相抵消，达到消声目的。干涉式消声器具有很强的频率选择性，仅在很窄的频段内有消声效果。

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阻抗复合式消声器

将阻性和抗性等不同削声原理组合设计，即成为阻抗复合式消声器。它综合了阻性消声器良好的中高频消声特性和阻抗性消声器较好的低频消声特性，因此其消声频带宽，是最常用的消声器类型。

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静压箱

静压箱是送风系统减少动压、增加静压、稳定气流和减少气流振动的一种结构，它可使送风效果安静和均匀。

直管消声器消声量的计算

直管式消声器消声量主要与通道形式、长度和吸声材料的性能有关。消声量的计算公式为：



其中，Φ是消声系数，即每米消声量(dB/m)；P是消声器通道截面周长(m)；S是消声器通道截面积(m?)。

消声管道内吸声系数越大，消声系数Φ越大，消声量越高。增加长度，或增加通道周长与截面积的比P/S，消声量越大。同样周长，圆形截面的周长与截面积的比，要比扁状的矩形小很多，因此，圆形截面的直管式消声器消声性能小。

当直管消声器截面较大时，如径尺寸大于30cm的圆管或矩形管，高频声波成上束状，将直接穿过管道，而与管壁的吸声材料不发生作用，消声性能变差，这种高频性能下降的现象被称为“高频失效”。并将高频消声量明显下降的频率称为“上限失效频率”。