消音器是阻止聲音傳播而允許氣流通過的一種設備，是消除空氣動力性噪聲的重要措施。把它接在管道中或進、排氣口上，能讓氣流通過，對噪聲具有一定的消減作用，但不能降低空氣動力設備本身所輻射的噪聲。

阻性消聲器：

消聲原理：利用吸聲材料消聲。

把吸聲材料固定在氣流通道的內壁上或按照一定方式在管道中排列，就構成了阻性消聲器。

當聲波進入阻性消聲器時，一部分聲能在多孔材料的孔隙中摩擦而轉化成熱能耗散掉，使通過消聲器的聲波減弱。

蜂窩式消聲器實際上由許多平行的小直管式消聲器并聯而結構復雜，阻損較大。

迷宮式消聲器的缺點是空間體積大、阻力損失大，故只適于在流速很低的風道上使用。

折板式消聲器是增加聲波在消聲器內反射次數，即增加吸聲層與聲波的接觸機會，從而提高消聲效果。

特點和應用：

對中高頻消聲效果好、對低頻消聲效果較差。

適用范圍：消除風機、燃氣輪機進氣噪聲（即氣體流速不大的情況）。

缺點：由于吸聲材料易被排出的高溫廢氣所熔化，因此使用壽命短，且易被積炭、油泥等阻塞而降低或失去消聲作用。

抗性消聲器：

消聲原理：通過管道截面的突變處或旁接共振腔等在聲傳播過程中引起阻抗的改變而產生聲能的反射、干涉，從而降低由消聲器向外輻射的聲能,以達到消聲目的的消聲器。

聲波在兩根不同截面的管道中傳播，從截面積為S1的管中傳入截面積為S2的管中，S2管對S1管相當一個聲負載，會引起部分聲波的反射和透射。

消聲器內插入內接管，以改善它的消聲性能。

特性：主要適于降低低頻及中低頻段的噪聲。

抗性消聲器的最大優點是不需使用多孔吸聲材料,因此在耐高溫、抗潮濕、對流速較大、潔凈要求較高的條件均比阻性消聲器好。

適用范圍：消除空壓機、內燃機、汽車排氣噪聲（較高氣速的情況）。
 

阻抗復合式消聲器：

消聲原理：把阻性與抗性兩種消聲原理通過適當結構復合起來而構成的?？啥ㄐ缘卣J為阻性和抗性在同一頻帶的消聲值的疊加（并非簡單的疊加關系）。

特性：具有低、中、高頻消聲性能。

適用范圍：消除鼓風機、大型風洞、試車臺噪聲。

微穿孔板消聲器：

消聲原理：利用微穿孔板吸聲結構制成的消聲器。

包括的形式：單層微穿孔板、雙層微穿孔板等。

消聲的頻率特性：寬頻帶消聲性能。

適用范圍：

適于高溫、潮濕有水、有油霧及特別清潔衛生的場合。

微孔板消聲器常用于鼓風機排氣、空調系統、燃氣輪機排氣、飛機發動機試車室排氣、噴氣發動機的進氣道、內燃機進排氣等。

消聲器的穿孔直徑往往等于或大于1mm，但按習慣也稱為微孔板消聲器。

小孔消聲器：

原理：結構是一根末端封閉的直管，管壁上鉆有很多小孔。小孔消音器的原理是以噴氣噪聲的頻譜為依據的，如果保持噴口的總面積不變而用很多小噴口來代替，當氣流經過小孔時、噴氣噪聲的頻譜就會移向高頻或超高頻，使頻譜中的可聽聲成分明顯降低，從而減少對人的干擾和傷害。

消聲的頻率特性：寬頻帶消聲性能。

適用范圍：消除壓力氣體排放噪聲，如鍋排氣、高爐放氣、化工廠工藝氣體放散。

有源消聲器：

原理：是在原來的聲場中，利用電子設備再產生一個與原來的聲壓大小相等、相位相反的聲波，使其在一定范圍內與原來的聲場相抵消。這種消音器是一套儀器裝置，主要由傳聲器、放大器、相移裝置、功率放大器和揚聲器等組成。

消聲的頻率特性：低頻消聲性能。

適用范圍：用于低頻消聲的一種輔助。

抗噴阻型消聲器：

該系列消聲器是根據抗、噴、阻復合消聲原理所研制，具有消聲量大、體積小、重量輕及安裝方便無檢修等諸多優點。

消聲器的消聲頻率特性：抗噴阻型消聲器對各頻噪聲效果優越。

新型高效抗噴阻型系列消聲器設備被廣泛使用于發電、化工、冶金、紡織等工業廠礦中用于各種型號鍋爐、汽機排汽、風機、安全門等設備的消聲降音。

消音器的衡量指標：消音器的消音性能；消音器的空氣動力性能；消音器的結構性能。

放空消聲器：

主要是降低氣體排放時產生的動力性噪聲。是一種阻抗復合消聲器（抗噴阻型消聲器）。

它是由多段不同通體，利用多孔擴散原理及金屬吸聲材料組成的排氣放空消聲器。主要用于降低壓縮空氣、各類風機、咽氣及各種無毒性無害氣體的排氣放空時產生的噴注噪聲。主要用于空分制氧、變壓吸附制氧以及用氧過程中氧氣放散消聲，也可用于壓縮空氣等其它氣體(空氣、氮氣等) 放散消聲。

原理：由多個管壁鉆孔的音管組成，管外包有石棉布及不銹鋼絲網，消聲管之間有超細棉或者玻璃棉，當聲波在多孔吸聲材料中運動時，將引起材料細孔的空氣分子振動，使一部分聲能由于孔的摩擦和滯阻力的作用，聲能轉化為熱能，使聲波衰減。

優點：結構緊湊、體積小、重量輕、安裝方便等優點，降聲效果顯著。

主要應用場合：適用于鍋爐、汽輪機、蒸汽發生器、蒸汽管網等蒸汽、空氣、煙氣及各種無毒性有壓氣體的排氣放空時產生的噴注噪聲。

消聲量一般在25-35分貝左右。

材料一般為：殼體材料碳鋼和不銹鋼，壓力0.25-6.3Mpa。

吸聲材料有：超細棉、礦砂棉、玻璃棉等。

節能減壓、小孔噴注及耐熱防水吸聲結構組合成的復合式消聲器，消聲器入口和排氣裝置的排氣管相連，排放的氣體通過消聲器排向大氣。

原理：是建立在微穿孔板消聲器的基礎之上的，大流速的蒸汽經過一次控流后，蒸汽在此進入擴張室進一步降壓，蒸汽經大容降壓后，從而形成低壓蒸汽噴出，從而降低噪聲。

應用：鍋爐排空、安全閥排氣及風機進口的降噪要求

優點：

1、采用全鋼結構、體小身輕、結構簡單、安裝方便；

2、采用不銹鋼制成，不易腐蝕；

3、消聲量大，耗鋼率低；

4、消聲器單獨固定，滿足管道熱位移的要求；

5、安全閥消聲器的安裝不影響它的工作和使用。

放空消聲器在結構上比較緊湊，采用微穿小孔多空腔結構，阻力損失小，消聲頻帶寬，工作時不起塵、不怕油霧、水氣、耐高溫、耐高速氣流沖擊，具有體積小，重量輕，強度高，安裝放便等優點。是一種效果顯著的控制排氣放空噪聲的消聲設備，深受廣大用戶歡迎。
 

某空調系統消聲器選型：

一、工程概況

本消聲設計主要針對A塔樓B2層。

二、設計依據

本設計方案所采用的設計方法及設計原則遵循以下相關規范：

1.國家標準：《民用建筑供暖通風與空氣調節設計規范》GB50736-2012

2.國家標準：《通風與空調工程施工質量驗收規范》GB50243-2016

3.國家標準：《民用建筑隔聲設計規范》GB50118-2010

4.行業標準：《環境保護產品技術要求 通風消聲器》HJ2523-2012

5.國家標準：《聲學消聲器測量方法》GB∕T4760-1995

6.消聲器招標文件

7.空調通風設計圖紙

8.室內允許噪聲標準

9.空調通風設備噪聲值資料

三、空調系統消聲設計方法

通風空調系統的消聲設計是一項系統工程，主要包括風機聲源噪聲的計算與分析，管路系統噪聲自然衰減的計算、管道系統氣流再生噪聲的計算及消聲器的選用與計算等幾個主要方面，圖1為通風空調系統消聲設計程序圖。

1 噪聲源的分析

風機噪聲是通風空調系統中最主要的噪聲源之一，風機在運轉時產生的噪聲主要包括空氣動力噪聲、機械噪聲及氣體和固體彈性系統相互作用產生的氣固耦合噪聲。而在這些噪聲中，以空氣動力性噪聲為主，一般空氣動力噪聲可比機械噪聲大10dB左右。

風機噪聲的大小和特性因風機的形式、型號及規格的不同而不同。從構造上風機可分為離心風機和軸流風機兩種類型，兩種類型風機的典型噪聲頻譜曲線如圖2所示。離心風機噪聲以低頻為主，隨著頻率的提高，噪聲逐漸下降；而軸流風機則以中頻噪聲為主。但在工程上，往往不是以風機的聲學性能作為選擇風機的首要標準，而是根據所需要的風量與風壓來確定風機的型號、大小和轉速。

風機的空氣動力噪聲主要包括旋轉噪聲和氣流旋渦噪聲。其中旋轉噪聲又稱離散頻率噪聲或通過頻率噪聲(Blade Passage Frequency ,BPF)。當風機旋轉時，旋轉葉輪上的葉片通道出口處，沿周向的氣流壓力與氣流速度都有頗大的變化。由于葉片旋轉而產生周期性的壓力和速度脈動，此種脈動所產生的噪聲被稱為旋轉噪聲。更形象地說，旋轉噪聲是由旋轉的葉片周期性地打擊空氣質點引起空氣脈動所產生的。其頻率就是葉片每秒鐘打擊空氣質點的次數，因此它與葉片數和轉速有關。其基本頻率，也稱為葉片通過頻率,以符號表示f_B：f_B=N×n（1）

其中,f_B為葉片旋轉頻率，Hz；n為風機轉速，轉/秒；N為葉片數。除了頻率為f_B的基頻旋轉噪聲以外，旋轉噪聲還包括頻率與f_B成整數倍的高階諧頻噪聲。

由于人耳能從背景噪聲中區分出純音信號，在風機噪聲控制工程中，由風機基頻和離散的高次諧波產生的窄帶噪聲常常成為重要問題，必須引起足夠重視。風機消聲系統在這些頻帶上必須要有足夠的消聲能力。

風機聲功率級可由風機的比聲功率級、風量和風壓進行估算：

L_W=L_WC+10lg(QH²)-20  dB  (2)

其中: L_WC—風機的比聲功率級，dB，即為風機在單位風量、單位風壓下所產生的聲功率級，同一系列風機的比聲功率級是相同的，因此比聲功率級可作為評價噪聲的標準；

Q—風機的風量，m³/h；

H—風機的全壓，Pa；

從式(2)可以看出，風機的風量、風壓越大，則風機的噪聲也越大。因此，在風機選型時安全系數不宜考慮過大。

2 管道系統的噪聲自然衰減

在通風、空調系統中管道系統內噪聲的自然衰減也是系統消聲設計中應予考慮的一個方面。管道系統的噪聲自然衰減主要來源于直管道的聲衰減，彎頭、三通、變徑管的聲衰減，風口的末端聲衰減以及風口噪聲向房間內傳播途徑的聲衰減等方面，現分述如下：

(1) 直管道自然衰減

當管道較長、流速較低時，矩形風管及圓形風管的自然聲衰減量可由表1查得。

直管道的自然聲衰減量與管道斷面周長、長度及管壁吸聲系數成正比，與管道的載面積成反比。

一般鍍鋅鋼板制作的光滑風管、管壁吸聲很低，而當管內風速較高（如大于8m/s），氣流再生噪聲又較大時，直管自然聲衰減可忽略不計。

表1 金屬管道的聲衰減 (dB/m)

由表1可見小管道的自然聲衰減大于大管道，低頻自然聲衰減大于高頻聲衰減，矩形管道自然聲衰減又大于圓形管道。

(2) 彎頭自然衰減

彎頭的自然衰減在管道系統的自然衰減中起到一定的作用，尤其是在其有內襯的彎頭及中高頻范圍較為顯著。

表2為方形彎頭的自然聲衰減量，表3為有內襯方彎頭的自然聲衰減量，表4為圓形彎頭的自然聲衰減量。

表2 方形彎管自然聲衰減量

表3 有內襯方彎頭的自然聲衰減量

表4 圓形彎頭的自然聲衰減量

由表2～4可見，圓彎頭的自然衰減量僅為1-3dB，小直徑圓彎頭衰減小于大直徑彎頭，低頻衰減小于高頻衰減，而方形彎頭也是大尺寸聲衰減優于小尺寸彎頭，高頻衰減優于低頻衰減。

通常圓形彎頭不設內襯材料，而矩形彎頭內襯材料長度至少應為彎頭寬度的二倍，而內襯材料的厚度控制為風管寬度的10%；對于有導流片的矩形彎頭，其自然聲衰減可取方彎頭和圓彎頭衰減量的平均值。

在通風空調工程設計中，常設計有連續彎頭。連續彎頭的總聲衰減量并不簡單等于兩個單獨彎頭衰減量之和。而與兩個彎頭之間的距離有關。圖3為無內襯連續彎頭的聲衰減量。兩個連續彎頭之間的管道段內壁宜襯貼吸聲材料。

圖3 無內襯連續彎頭的聲衰減量

連續彎頭的消聲量可按以下原則估算：

當l＞2xd（風管斷面對角線長度）時，總聲衰減量等于兩個單獨彎頭衰減量之和。

當0＜l＜2xd時，總聲衰減量僅為單個彎頭聲衰減量的1.5倍。

(3) 三通自然衰減

當管道中設三通即管道分叉時，其噪聲能量可以按支管的斷面積比例（或風量分配比例）分配噪聲能量，則從主管道到任一支管的噪聲自然衰減量可按下式計算，或由圖4查得。

ΔL=101gS₁/S dB

式中：S1—支管的斷面積（m²）；

S—分叉處全部支管的斷面積（m²）。

(4) 變徑管自然衰減

在風管系統中遇到管道截面突變處所引起的自然聲衰減可由下式計算或由圖5查得。

式中：S1—變徑前的管道斷面積（m²）；

S2—變徑后的管道斷面積（m²）。

(5) 風口末端的反射損失

當沿風管傳遞的噪聲到達房間送風口即風管末端時，有一部分噪聲能量將在風口末端處產生反射而衰減，即稱為風口末端聲反射損失。

風口末端反射損失的大小同風口面積、風口位置及噪聲頻率等有關，具體可由圖6、圖7及圖8查得。

由圖可見，大尺寸風口的末端反射損失小于小尺寸風口，高頻末端反射損失小于低頻，設于房間平頂或墻面中部且局部突出的風口其末端反射損失最大。

(6) 房間聲衰減

空調系統的送回風口是房間內的聲源點，房間內的聲傳遞衰減量即為由風口進入房間的噪聲級與房間內某點的噪聲級之差值。

在距風口Rm處的室內聲壓級LP值可由下式計算：

式中：LW—風口傳入房間的聲功率級（dB）；

Q—風口的指向性因素（可由圖9查得）；

R—房間常數，

S—房間總表面積；

α—房間內平均吸聲系數。

3 風管系統的氣流再生噪聲

同氣流通過消聲器時會產生氣流噪聲并影響消聲器的實際消聲性能一樣，當氣流經過風管系統的各個部件時，同樣會產生氣流再生噪聲，并直接影響管路各部件的自然聲衰減效果，甚至還會產生新的噪聲。因此在通風空調系統消聲設計中也必須注意到風管系統的氣流再生噪聲所產生的影響，特別是當設計的氣流速度偏大或噪聲降低要求很高的空調系統。

風管系統各部件的氣流再生噪聲聲功率級的估算方法分述如下：

(1) 直管道的氣流再生噪聲

直管道內的氣流再生噪聲聲功率級可以下式計算：

LW=LWC+50lgV+101gS dB     (3)

式中：LWC—直風管的比聲功率級，一般可取10dB；

V—管內氣流速度（m/s）；

S—管道斷面積（m²）。

各倍頻程直管道氣流再生噪聲聲功率級修正式見表5所示。

表5 直管道氣流再生噪聲聲功率級倍頻程修正值

空調系統設計的氣流速度較高時，雖然可以減小風道斷面尺寸，有利于控制建筑層高和節省投資，但流速偏高也會提高管路的壓力損失和氣流噪聲，影響消聲器的實際消聲效果。因此必須根據空調用房的噪聲允許標準，合理選擇空調系統不同管路內的氣流速度，表6為根據實踐檢驗的不同噪聲標準下的氣流速度控制推薦值。

表6 空調系統不同噪聲標準的氣流速度控制值

室內噪聲標準		風管內氣流速度控制值（m/s）
NR曲線	A聲級(dB)	主風管	支風管
15	20	4.0	2.5
20	25	4.5	3.5
25	30	5.0	4.5
30	35	6.5	5.5
35	40	7.5	6.0
40	45	9.0	7.0

(2)彎頭氣流再生噪聲

彎頭氣流再生噪聲聲功率級可用下式計算：

（4）

式中：L_WC—彎頭的比聲功率級（dB），它是Nstr（strouhal）的函數，按Nstr=f·de/V求得后，對于方形及矩形直角彎頭的L_WC可由圖10查得，對于圓形彎頭則可由圖11內V/Va=1的曲線查得；

f_下—倍頻程頻帶的下限頻率（HZ），f_下=f/sqrt(2)；

f—倍頻程頻帶的中心頻率（HZ）；

de—圓彎頭為直徑（m）、矩形彎頭de=2ab/a+b（m），a、b為矩形彎頭的斷面長和寬尺寸；

V—氣流速度（m/s）。

式中101g f_下為彎頭氣流再生噪聲在各倍頻帶的修正值，可由表10查得。

(3) 閥門的氣流再生噪聲

管道上閥門產生的氣流再生噪聲聲功率級可用下式計算或由圖14查得，其相對頻帶聲功率級值則可由表11查得。

L_W=L_θ+101gS+55lgVdB  (5)

式中：L_θ—由閥門葉片角度θ決定的常數：

θ=0°時，Lθ=30dB；θ=45°時，Lθ=42dB；θ=65°時，Lθ=51dB；

V—管道內氣流速度（m/s）；

S—管道斷面積（m²）。

表11 閥門氣流再生噪聲頻帶聲功率修正值

（4） 消聲器氣流再生噪聲特性的評價

在消聲器的設計試驗與工程應用中，經常會遇到動態消聲量低于靜態消聲量及同一消聲器當流速提高時消聲量相應減低等現象，這就是由于在消聲器內部所產生的氣流再生噪聲的影響所導致的結果。消聲器的氣流再生噪聲就是當氣流以一定速度通過消聲器時，由于氣流在消聲器內所產生的湍流噪聲（以中高頻為主）以及氣流激發消聲器的結構部件振動所產生的噪聲（以低頻為主），稱為氣流再生噪聲。

氣流再生噪聲的大小主要取決于消聲器的結構型式和氣流速度。消聲器的結構型式愈復雜，氣流通道的彎折愈多，消聲器內通道壁面的粗糙度愈大，則氣流再生噪聲也愈高，反之則愈低。氣流再生噪聲與氣流速度一般近似為六次方關系，其經驗公式為：

L_WA=a+60lgV+101gS （dBA）   （6）

式中：L_WA—消聲器氣流再生噪聲的A聲功率級；

a—與消聲器結構型式有關并由實驗確定的比A聲功率級，如管式消聲器a=-5~-10，片式消聲器a=-5~5，阻抗復合式消聲器a=5~15，折板式消聲器a=15~20。

V—消聲器內平均氣流速度（m/s）

S—消聲器內氣流通道總面積（m²）

四、消聲器的選擇與布置原則

1 消聲器選擇的主要原則：

（1）按風機的噪聲及頻譜特性和空調用房的噪聲允許標準確定的所需消聲量，即所選消聲器的消聲性能與需要消聲量相適應；

（2）所選消聲器的壓力損失應與管道系統所允許的壓力損失相適應；

（3）消聲器的氣流再生噪聲應與聲源及消聲性能相適應，使消聲器的消聲性能得到充分發揮；

（4）消聲器的外形尺寸及長度與實際可供安裝的位置相適應；

（5）所選消聲器應滿足防火、防潮、防塵、防腐等工藝條件。

2 確定消聲器安裝位置的主要原則：

（1）消聲器應盡可能設置在氣流比較穩定的管道段；

（2）消聲器應盡量設在剛出風機房前后的風管段，并避免機房內噪聲再次進入消聲器后的管道內；

（3）當總管流速較高時，消聲器宜安裝在支管段；

（4）消聲要求較高、消聲器需用較多的系統，可以分段設置消聲器，而不宜集中布置；

（5）安裝長度及空間有限的空調系統可利用消聲彎頭及直管消聲器的作用；

（6）當消聲器安裝位置有限時，可利用建筑空間、空調箱的出風段位置等設計并安裝消聲靜壓箱；

（7）當相鄰隔聲房間的送回風口來自同一風管時，必須設置防串音消聲裝置；

（8）回風系統也同樣應設置足夠的消聲器，而且應注意回風的通暢性和末端流速，以避免回風口產生過高的氣流再生噪聲。