噪声控制的原则和方法(“噪声”文档)共74张

1、声源的噪声控制声源的噪声控制可以通过多种途径。一是改进声源自身的结构，包括优化结构设计、提高零部件的加工精度；二是可以通过改造加工工艺和方法；三是对声源采取吸声、隔声、减震、隔振等措施，以控制声源的噪声辐射。常见声源控制降噪效果：参见P132表5-92、噪声传播途径中的控制（1）使声源远离噪声控制区；（2）对于有指向性的噪声，可以通过控制噪声的传播方向来降低噪声辐射；（3）利用隔声屏障来阻挡噪声的传播；（4）采用吸声措施来吸收消耗噪声传播能量；（5）对固体振动产生的噪声采取隔振措施以降低噪声的传播。3、在噪声的接收处控制噪声在噪声的接收处控制噪声，主要是为了防止噪声对人体造成伤害。常用的防护措施就是各种护耳器，如耳塞、耳罩、防噪头盔等。另外，尽量减少在噪声环境中暴露的时间。噪声控制措施应合理的选择。要根据工程措施的成本、噪声的允许标准、劳动生产率等因素进行综合分析来确定。即要进行一定的技术经济分析。二、噪声控制工程设计的方法噪声控制工程设计的步骤：1、调查噪声现状，确定噪声声级；2、确定噪声控制标准；3、制定噪声控制技术方案；4、进行具体的工程设计。噪声控制设计的具体程序：参见P133图5-2§5.4城市环境噪声控制随着社会经济的发展，特别是城市化的进程的加快，噪声污染已经成为城市四大环境污染之一。统计资料显示，近十几年来，噪声扰民的投诉一直占环境污染投诉事件总比例的二分之一。噪声污染的控制和治理已经成为城市环境保护工作的重要内容。一、城市环境噪声的来源城市噪声的污染主要来自交通噪声、工厂噪声、建筑施工噪声和生活噪声。1、交通噪声城市交通噪声主要由机动车辆、飞机、火车和船舶造成的。特别是城市区域内交通干道上的机动车辆噪声，约占城市噪声污染的40%以上。一般情况下，市区交通干道两侧的噪声级（Leq）可达65~75dB(A)，汽车鸣笛较多的地方，可超过80dB(A)，而国标规定的标准限值是70dB(A)。另一方面，交通干道两侧的住宅建设，特别是高层住宅，越来越普遍。据统计全国城镇约有16%的人口居住在交通干道两侧。随着城市机动车辆数量的急剧增加，交通噪声问题更趋严重。道路交通噪声主要与车流量、车速和车辆的种类比有关，也和道路的状况以及道路周围环境、地形地貌有关。航空噪声主要指飞机在机场起飞和降落时对机场周围环境造成的影响。它和飞机的种类、起降状态、起落架次以及气象条件有关。火车在运行时产生的噪声在距铁路100米处约为75dB(A)，高速列车车内噪声<65dB,车外噪声<88dB,风速>14m/s（相当于8级风）。如果路轨穿行城市市区，将给铁路两侧的居民造成严重的噪声污染。船舶运行噪声在港口城市和内河航运城市也是城市噪声污染源之一。

（参见P135图5-3）2、工厂噪声城市区域内的工厂噪声不但直接对生产工人带来危害，而且对附近居民的影响也很大。按照国标要求一般工厂车间内噪声应控制在85dB~90dB以下，但也有的高达110~120dB。这和产业的类别有关。另外，居住区内的公用设施，如锅炉房、水泵房、变电站等，以及临近住宅的公共建筑中的冷却塔、通风机、空调机等的噪声污染，也是相当普遍。（参见P136图5-5）3、建筑施工噪声建筑施工噪声对环境的影响虽然是暂时性的，但因为施工噪声声级高，难控制，扰民问题也很突出。4、社会生活噪声社会生活噪声是指城市中人们日常生活和社会活动中产生的噪声。如集贸市场、流动商贩、街头宣传、歌厅舞厅、学校操场、住宅装修等。随着城市人口密度的增加，这类噪声的影响也在增加。（参见P137图5-6）二、城市环境噪声的控制城市环境噪声的控制不仅涉及噪声控制的技术问题，还涉及到城市的管理、规划等方面问题。需要通过技术、管理、规划等各方面综合的措施，才能有效合理的解决噪声污染的问题。1、城市噪声管理——噪声控制法规噪声控制法规是城市环境噪声控制的法律依据。它的主要内容应包括各种噪声的允许标准、各类噪声控制的控制规定以及环境噪声的监测、监督执法和违法制裁等内容。2、城市规划合理的城市规划，对未来城市环境噪声控制具有战略意义。（1）控制人口密度城市环境噪声的污染与城市人口的增加密切相关，有研究资料表明城市噪声与人口密度关系为

(dB)——为人口密度，人/km2。因此，严格控制人口密度，合理规划城市区域，是城市环境噪声控制的重要措施。（2）功能分区在城市区域规划时，应按功能分区，尽量避免居民区、文教区与工业、商业区混合，减少噪声相互干扰。

做好城市规划中的合理分区，对控制城市噪声污染是第一位重要的。（参见P139图5-7）（3）建设项目环境噪声影响评价我国环境保护法规定：对一切新建、扩建、改建的工业企业建设项目以及基础设施建设项目，必须实行“三同时”，即工程项目防治污染措施必须与主体工程同时设计、同时施工和同时投产。这就要求城市建设项目立项前，一定要坚持做建设项目环境影响评价。对影响评价不达标的建设项目，坚决不予立项。对于立项项目，在工程竣工后还应进行环境噪声的达标验收。3、道路交通噪声控制道路交通噪声是城市环境噪声的主要污染源，整个城市的30~80%面积受它的影响，是当前城市噪声控制的主要对象。道路交通噪声的控制可采取以下措施：（1）合理规划交通路网居住区道路网规划设计中，应对道路的功能与性质进行明确的分类、分级，分清交通性干道和生活性道路。应尽量避免交通干道从城市中心区和居住区域穿过，可规划呈环形道等形式从城市边缘或城市中心区边缘绕过。在拟定道路系统，选择线路时，尽量利用地形设置成路堑式或利用土堤等来隔离噪声。

（参见P141图5-8、5-9）（2）对于必须穿越城市中心区和居住区的道路，可采取改善道路设施来降低噪声污染措施；（3）临街建筑可采取一些防噪措施（a）混合布局，利用低层公用建筑做防早屏障。（b）建筑的高度应随着离开道路距离的增加而渐次提高，这样前面的建筑可作为后面间的防噪屏障，使暴露于高噪声级中的立面面积尽量减小。防噪屏障建筑所需高度，应通过作剖面几何声线分析图来确定。

（参见P140表5-10）（参见P142图5-13）（参见P143图5-14）（c）临街的门窗做成隔声结构，或设置减噪门廊。当防噪屏障建筑数量不足以形成连续屏障时，可将部分临街住宅按所需防护距离退后布置，留出空间可辟为防噪绿地。（参见P143图5-15）（参见P143图5-16）§5.5吸声降噪吸声降噪：就是利用吸声材料来降低壁面的反射声，使室内的混响声能降低，进而达到降低室内噪声的目的。吸声降噪减少的是混响声能，是一种常用的降低室内噪声的措施。一、吸声降噪量的计算由稳态声压级计算公式

(dB)改变室内壁面的吸声量就是改变房间常数R：设原室内壁面的吸声系数：

则房间常数为：增加吸声材料后壁面的吸声系数：则房间常数为：吸声降噪的声压级差：分析：1、当测点距离声源较近时，即r<rc，，值很小，吸声

降噪效果不明显。2、当测点远离声源，r>rc，，则一般室内表面在吸声处理前很小，所以，故上式可简化为上式即为估算吸声降噪效果的公式。对于一般未处理的房间内表面（如工业厂房），其平均吸声系数通常都小于0.1。如果=0.05，吸声处理后=0.2，则=6.8dB；若=0.4，则=11dB。必须指出，平均吸声系数达到0.4，就相当于要有40%的表面的吸声系数要达到100%，对于非特殊声学性能要求的房间，要做到这一点是有困难的。因此，一般情况下吸声降噪量在5dB左右，不会超过10dB。二、吸声降噪的设计步骤1、了解声源的声学特性。如声源辐射功率、测点处的声压值以及声源的指向性等。2、根据房间的几何尺寸、壁面材料的吸声系数和噪声允许标准值，计算吸声降噪量。3、根据所需降噪量，求得吸声设计所需的平均吸声系数。如果所求得的则表明采用吸声降噪在经济上已经不合理，需要采用其他补充措施。4、确定了材料的吸声系数后，合理的选择吸声材料和结构，即可进行施工设计。§5.6隔声降噪隔声是噪声控制的重要手段。它是通过将噪声局限在部分空间内，或者是不让外界噪声侵入到噪声控制房间内，或者是把强烈的噪声源封闭在特定的空间内，从而创造出适宜的声环境。适当的隔声措施，能降低噪声级20~50(dB)。常用的隔声构件有隔声墙体、楼板、隔声罩、隔声间、隔声屏与隔声幕等。一、隔声构件的综合隔声量实际建筑结构往往是组合结构，比如，除墙体外还有门、窗等结构。对于组合构件的实际隔声量，应由各个部件的透射系数的平均值来确定。平均透射系数：——分构件透射量。组合墙的隔声量：设一组合隔声构件由多个分构件组成，各分构件自身的隔声量为Ri

，面积是Si，则组合构件的综合隔声量为——平均透射系数；——分构件透射系数；——分构件透射量。[例题5-2]某墙面积为20m2，墙上有一门，面积2m2。墙体隔声量为50dB，门的隔声量为20dB。求该墙体的综合隔声量。[解]分构件数n=2，墙体R1=50dB，S1=18m2，门R2=20dB，S2=2m2。平均透射系数为综合隔声量由于门的隔声性能低于墙体的隔声性能，使得总的隔声量由50dB降为30dB，隔声能力损失20dB。由此可见，对于组合结构不能单纯追求某种材料的高隔声性能，必须同时考虑提高薄弱环节的隔声性能。因此，组和隔声构件的设计通常采用“等透射量”原理，即使各个分构件的透射量大致相等。例如，由墙和门组成一隔声墙。已知门的隔声量为Rd，面积为Sd；墙体面积为Sw，则墙体的隔声量可按“等透射量”原理设计：墙体的隔声量通常门的面积约为墙面积的1/5~1/10，墙体的隔声量只要比门或窗的隔声量高出10dB左右即可。二、房间的噪声降低值采取隔声措施的房间的噪声降低值除了与隔声构件的隔声量有关外，还与房间围蔽结构的吸声量和隔声构件的面积有关。假定发声室的声压级为L1，接收室的声压级为L2，则接收室的声级降低值为D——房间的噪声降低值，dB；R——隔声构件的隔声量，dB；A——房间的总吸声量，m2；S——隔声构件的面积，m2。从表达式中可见，除了增大隔声构件的隔声量之外，增加房间的吸声量与减少隔声构件的面积，也是提高隔声降噪量的有效措施。隔声墙设计的程序：参见P149图5-20三、隔声间在噪声强烈的生产车间，为了保护工作人员的健康，创造舒适的工作条件，通常都设有小的隔声工作间。隔声间的空间尺寸，以满足工作需要的最小空间为宜。墙体材料可采用砖墙、混凝土构件、金属板材或轻质墙体。隔声间的内表面应做吸声处理，门、窗面积尽量小，并做隔声处理。隔声间的形式可根据需要而定，常见的形式：参见P150图5-21四、隔声屏障隔声屏障是隔绝直达声的降噪措施。常用于经过居住区的交通干道两侧，以降低交通噪声对临街建筑的干扰。另外，在某些生产车间、开放式办公室也常用隔声屏障围蔽成相对安静和私密的工作空间。隔声屏障的隔声原理，在于它可将波长较短的高频声反射回去，使屏障后面形成较低声压级的“声影区”，从而达到隔声降噪的效果。显然，由于长波的绕射作用，隔声屏对低频声的的隔声效果较差。隔声屏的降噪效果主要取决于噪声的频率成分和传播的行程差。而传播的行程差又与屏障的高度、声源与接收点相对于屏障的位置有关。此外，还与声屏障的形状结构、吸声和隔声性能有关。隔声屏降噪量的计算方法有多种，最常用的也是最基本的是薄屏障的“菲涅耳数法”。菲涅耳数：是绕射路经与直达路径的声程差；f是声波的频率。（参见P151图5-22）根据菲涅耳数N，查计算表即可求出隔声屏的降噪量。在N=1~10的范围内，隔声屏的降噪量可估算为NR=13+10lgN(dB)因为菲涅耳数N与声波频率f成正比，所以声波频率增高一倍，声屏障降噪量约增加3dB。需要说明，当声屏障自身的隔声量超过该频率的降噪量10dB以上时，声屏障的透射声能对屏障的降噪量已无影响。因此，设计声屏障时应使屏障自身的隔声量大于屏障降噪量10dB以上。（参见P151图5-23）

实际上，任何设置在声源和接收点之间的能遮挡两者之间声波传播直达路径的物体，都可起到声屏障的作用。而薄屏障的做法也可以多种多样。总的设计原则应综合考虑合理的降噪量、安全耐久的结构、施工维护的简便性、造价及维护费用的经济性以及城市的景观等因素。常见隔声屏的形式：参见P152图5-24、25、27五、隔声罩在噪声控制设计中，特别是在工业噪声控制设计中，隔声罩是经常采用的一种降噪措施。对于罩外某测点来说，加隔声罩前后的噪声级的差值称为插入损失IL。插入损失的大小取决于隔声罩所用材料的隔声量R，以及隔声罩内的平均吸声系数。压缩机、鼓风机的消声器宜控制在20~30m/s；它是通过将噪声局限在部分空间内，或者是不让外界噪声侵入到噪声控制房间内，或者是把强烈的噪声源封闭在特定的空间内，从而创造出适宜的声环境。工程中对管道内单频声波的有源消声效果可达到50dB；有源抗噪送话器，是将环境噪声信号反相调制后与麦克收到的语言声和环境声一并处理，通过干涉衰减噪声，提高信噪比。因此，一般情况下吸声降噪量在5dB左右，不会超过10dB。r<rc，，值很小，吸声对于罩外某测点来说，加隔声罩前后的噪声级的差值称为插入损失IL。船舶运行噪声在港口城市和内河航运城市也是城市噪声污染源之一。但当频率一旦偏离抵消频率，消声量便急剧下降，其有效消声的频率范围一般只能达到一个1/3倍频程。根据菲涅耳数N，查计算表即可求出隔声屏的降噪量。对于平面波只要再生波的频率与噪声波的频率相同、相位差180度，就可以实现两种声波的干涉抵消，达到主动降噪的效果。05，吸声处理后=0.根据平面波在均匀、非刚性壁面管道中的传播理论，结合实验结果，阻性消声器的传声损失为：设一组合隔声构件由多个分构件组成，各分构件自身的隔声量为Ri，面积是Si，则组合构件的综合隔声量为墙体面积为Sw，则墙体的隔声量可按“等透射量”原理设计：改变室内壁面的吸声量就是改变房间插入损失例题：一水泥地上的钢板隔声罩。罩内平均吸声系数为：0.2；钢板隔声量为：20dB；隔声罩的插入损失为：=20-7=13(dB)为什么？隔声量和吸声系数都是频率的函数，在设计隔声罩时，必须根据噪声源的频率特性来选择合适的隔声材料和吸声结构，才能取得理想的隔声效果。另外，除了要在隔声罩内加吸声材料外，还要考虑罩壳的振动引起的声辐射。通常在隔声罩的表面都要采取阻尼处理措施，比如敷设橡胶阻尼层，以减少隔声罩本身的噪声辐射。还要注意隔声罩与地面的密封处理，避免由于透声而降低隔声效果。有时被罩机器本身有散热要求，需要增设通风冷却系统，这种情况下对隔声控制的要求就更高一些，需要采取包括消声器在内的综合控噪措施来实现噪声控制要求。当机器设备有进料、出料等工艺所要求的非封闭条件时，可按开口面积与全罩面积之比来估算插入损失，当然这样一来隔声效果就会大大降低。不同降噪措施的隔声降噪效果：（参见P155图5-28）§5.7气流噪声控制——消声器消声器是一种降低空气动力性噪声的降噪装置，主要应用于气流管道中或机械设备的进、排气口上。消声器的种类很多，按降噪原理和功能可分为阻性、抗性和阻抗复合式三大类。此外，对于高温、高压、高速气流排出的高声强噪声还有排空消声器。一、消声器的性能要求1、声学性能消声器应在较宽的频率范围内有足够的降噪能力。消声器降噪性能的评价量：（1）插入损失LIL插入损失定义为在管道噪声源与测量点之间插入消声器前后的声压级之差值。测量点可以在管道内也可以在管道外。插入损失与现场实际的降噪量最为接近，它不仅反映消声器本身的特性，也包含了周围声学环境的影响，而且还便于测量。（2）消声量LTL（也称传声损失）传声损失定义为消声器输入功率级与输出功率级的差值：LTL=10lg(Wi/Wo)=LWi-Lwo如果输入端与输出端的截面积相等，则传声损失等于两截面上平均声压级之差。假定消声器插入一无限长管道中，则传声损失反映的是消声器本身的声学特性，故多用于对消声器性能的测量分析。（3）降噪量LNR

降噪量定义为消声器进口端面与出口端面平均声压级之差

LNR=Lp1–Lp2

该评价量测量时易受环境条件影响，误差较大，故已很少使用。2、空气动力性能管道中安装消声器后对气流的流动会产生一定的流动阻力。通常用消声器的“压力损失”来表示，即气流经过消声器前后的压力差。一般情况下，要求消声器的压力损失越小越好，以减少因增加消声器而增加的系统能耗。3、结构性能消声器的结构应该空间大小合适，构造简单，便于安装维护。4、性价比要高，要有合理的降噪指标。二、阻性消声器阻性消声器的基本结构就是一段内壁面衬有一层吸声材料的管道。其基本原理是声波的吸收衰减。1、阻性消声器的衰减特性根据平面波在均匀、非刚性壁面管道中的传播理论，结合实验结果，阻性消声器的传声损失为：参见《建声》P96图8-12L——消声器界面周长，m；S——消声器界面面积，m2；l——消声器的长度，m；——消声器的消声系数；——吸声材料的法向入射吸声系数。与的关系：

上式表明，阻性消声器的传声损失与截面积成反比，与周长和管长成正比，与管壁的吸声系数接近正比。因此，要增大消声器的消声量，应选用吸声系数较大的吸声材料，并增加周长与截面积之比（长方形最佳，圆形最小），或者加长消声器的长度。需说明的几点：（1）上述公式的推论，是假设管道为均匀无限长的，而实际管道是有限长的，因此必然出现阻抗不连续的情况。阻抗不连续会增加传声损失，对消声器而言是有利增益。（2）上述公式的推论，是以平面波为条件的，即以（0,0）次基波为传播条件。当声波频率高于基波频率时，会激发高次简正波的传播。由于高次波的传播方向不平行于管轴，因而会在壁面上产生反射，而反射将使得高次波比基波有更大的衰减系数，比基波衰减的更快。因此，在消声器的设计时可只考虑基波的衰减。（3）对于截面积一定的消声器，当入射声波频率高至一定限度时（波长远小于管道界面的线度），声波将集中在管道中部以窄声束形式穿过消声器，管壁上的吸声材料对声波的吸声作用明显减小，从而导致消声器丧失消声效能，这种现象被称为“高频失效”。高频失效的频率：—空气声速；D—管道的当量直径，圆形为直径；矩形为(a+b)/2。失效波长约为管道的半宽度。2、阻性消声器的结构形式（a）片式：减小管道的宽度2a，避免高频失效；同时增加吸声面积，提高吸声量。工程上一般控制宽度在10~30cm；厚度在5~10cm。（b）折板式：增加声波的反射，可提高高频声的衰减。但是压力损失增加。（c）声流式：由于有不同厚度的吸声材料，消声器的消声带宽增加，平均吸声系数增大，消声性能大为改善。（d）穿孔式：对于单频噪声可采用穿孔板吸声结构（共振吸声）。（参见P162图5.38）3、阻性消声器的压力损失气流在管道中流动时，由于空气的粘滞性，流层之间、流体与管壁之间会产生摩擦阻力，造成能量损耗，从而形成管道入口与出口的压力差，即压力损失。对于给定一段管长的消声器，其流动阻力损失为：——摩擦阻力系数，与管道的粗糙度有关，实验求得；——管长，m；d——管道的当量直径，m；——空气密度，kg/m3；v——空气流速，m/s。显然，阻力损失与管长、流速的平方成正比；与当量直径成反比。对于使用穿孔板护面的管衬，在0.04~0.06（刚性壁面约为0.02~0.03）。4、气流再生噪声气流流经消声器时，由于消声结构的作用产生声波的衰减，但是管衬结构在气流的冲击下也可能产生振动而辐射噪声。特别是在某些结构简正频率下，还可能产生较强的噪声辐射。这种噪声就是一种再生噪声。另外，当流速较大时，气流呈湍流状态，会产生所谓“湍流噪声”。这也是一种再生噪声。再生噪声的特性：可见要控制消声器的再生噪声，除了要合理设计吸声结构，避免产生振动辐射外，很重要的是控制消声器中的流速。一般空调系统消声器的流速应控制在5m/s以下；压缩机、鼓风机的消声器宜控制在20~30m/s；内燃机消声器控制在30~50m/s。三、抗性消声器抗性消声器本身并不吸声，它是利用管道截面的突变（扩张或收缩），或旁接共振腔，使管道中声波在传输中形成阻抗不匹配，部分声能被反馈至声源方向而达到消声的目的。这种消声原理与电路中抗性元件（电感、电容）能储存电能而不消耗电能的特点相仿，故称为抗性消声器。1、截面突然变化的传声损失：由声波在管道中传播的理论可知，当管道截面突然扩张或收缩时，声波会产生反射，其声强反射系数为：m=S2/S1—截面变化面积比（扩张比）。传声损失2、扩张式消声器单级（节）扩张式消声器的传声损失：，是波数；——扩张室的长度。单级（节）扩张式消声器的消声特性：（参见P165图5.42）（1）频率特性：当时（），LTL等于零；对应的频率为：当（），LTL有极大值：（参见P166图5.43）显然，要想提高消声量必须增大扩张比m。如要求LTLmax10dB，则m>6。（2）扩张比特性：扩张比越大，传声损失越大，但在处传声损失总是零。此外，当扩张比增大到一定程度后，声波会集中从管道中部穿过，出现与阻性消声器相似的高频失效现象。

高频失效的频率为：

D—通道断面边长平均值，m。（参见P166图5.43）改善扩张式消声器性能的方法：（a）扩张室插入内接管。理论分析证明：当内接管的长度为扩张室长度的1/4时，可消除n为偶数的通过频率；当内接管的长度为扩张室长度的1/2时，可消除n为奇数的通过频率。（b）将消声器设计成多节形式，每一节的长度不同，则通过频率也各不相同。（c）可以设计成多节与内插管组合的复合式扩张消声器。（参见《机噪》P240图5-11）（3）抗性消声器的压力损失管道突然扩大时的压力损失可表示为：——动压；

——局部阻力系数，。

扩张比越大，压力损失越大。管道突然收缩时的局部阻力系数：单节扩张式消声器的阻力系数约在0.6~1.4左右，有较大的压力损失。降低压力损失的一种方法是用穿孔管连接出入口。

由于孔的穿孔率大于30%，不改变原来扩张式消声器的声阻抗，故消声特性基本不变，但流阻可降低很多。（参见P167图5.46）四、共振式消声器共振式消声器是根据赫尔姆兹共振器原理设计的，常见结构：当孔心距为孔径5倍以上时，可以认为各孔之间声辐射互不干涉，整个结构可以看成为许多赫尔姆兹共振器并联。

单节共振腔的共振频率为：（参见《机噪》P240图5-12）c0——声速，m/s；V——共振腔容积，m3；G——传导率：n——孔数；S0——小孔面积，m2；d——小孔直径，m；t——穿孔板厚度，m。共振式消声器的消声性能曲线：共振式消声器有很强的频率选择性，适用于中、低频率的机械噪声降噪。为改善共振式消声器性能，可以采用多节串联的方法，或与扩张式消声器、阻性消声器合理组合的方式，提高消声器的有效带宽。工程上常见消声器的结构及特点：（参见《机噪》P241图9-13）参见《建声》P95图8-11五、干涉式消声器对于某些单频噪声可以采用干涉式消声器消除噪声。干涉原理：两束频率相同的声波相叠加，如果声程差为半波长的奇数倍时，汇流处声波的振动因相位相反而互相抵消。相应的频率为：称为抵消频率。（参见P167图5.45）

从能量角度来看，干涉式消声器与前述扩张式消声器有本质上的不同。在干涉式消声器中，两分支管道中传播的声波迭加后，声能通过微观的涡旋运动相互抵消而转化为热能，即干涉式消声器中存在声的吸收。而在扩张式消声器中，管道中传播的声波在声学特性突变处由于声阻抗失配而发生反射，声波只是改变传播方向而没有被吸收掉。干涉式消声器的频率选择性很强，在抵消频率时有很高的消声量。但当频率一旦偏离抵消频率，消声量便急剧下降，其有效消声的频率范围一般只能达到一个1/3倍频程。因此，不适于宽频噪声的消声降噪。六、有源消声前述的控噪技术，如吸声、隔声、消声，都是一种被动式的降噪方法。能否用电子技术和电声器件再产生一个噪声场，使之与被控噪声相互干涉抵消从而达到消除噪声的目的？这就是有源消声的基本思路。因此有源消声也称为“主动消声”。显然，根据声波传播的规律，对于单频噪声可以比较容易实现有源消声。对于平面波只要