 道路噪声 研究车辆噪声频谱可以为声屏障设计提供可靠依据，是声屏障设计时重要影响因素。根据对车辆行驶噪声的频谱分析得出，频率在250-2000Hz时声压级较大，进一步研究发现，声能量主要集中在500Hz左右。因此，可以认为声屏障对城市道路交通噪声的衰减是对500OHz左右声波的衰减。相关研究表明，在应用计算中，当测距为30m，车流量在200辆/小时以下，可视为点声源，在800辆/小时以上，可视为线声源，在两者之间时，可视为波动性较大的间断流源。车流量增加一倍，交通噪声增加3dB;车速增加一倍，交通噪声增加6~7dB。 城市噪声环境 据研究显示，欧洲昼间处于55dB以上的交通噪声下的人口约占总人口数量的40%；处于65dB声压下的人口占到了20%；而夜间处于超过55dB的等效声压下的人口也超过了30%，这一状况己远远超出了世界卫生组织所规定的标准值。噪声投诉数量在每年环境污染等方面的各类案件中均占到首位。尤其在发达城市为主。 依据对庆高层建筑的室内外环境噪声进行的测量调查数据一篇论文；重庆地区高层建筑昼间的室内外声环境状况: ①城市交通主干道两侧，高层建筑100米以下的室外空间区域环境噪声<70分贝。（少数超过）满足城市区域环境噪声4类（交通干线两侧）标准要求。 ②城市交通干道网和商业闹市区所覆盖的区域内，高层建筑100米以下的室外空间区域环境噪声在60-70分贝范围。超过城市区域环境噪声2类（商业、工业混杂区），3类（工业区）地区的标准要求。 ③居住、文教区（本研究以高校教学区为样本）内，高层建筑100米以下（除较低楼层，个别朝向外），室外空间区域环境噪声在55-65分贝范围。超过城市区域环境噪声1类（居住、文教区），2类（商业、工业混杂区）地区的标准要求。 ④高层建筑室外环境噪声最大值一般出现在30-80米之间的楼层。超过80米噪声有所降低，但幅度小于3分贝。 ⑤开窗状态下，高层建筑室内的声环境不能满足《民用建筑隔声设计规范》所提出的室内标准要求。室外环境噪声A声级的大小取决于250-2kHz4个倍频带的声级的大小。关窗状态下，建筑外墙及门窗的组合隔声量>30分贝，室内的声环境质量能够满足《民用建筑隔声设计规范》与《绿色建筑评价标准》的要求。 ⑥隔声屏障对于与之较近，较低的空间具有降噪作用。对于高层建筑的声环境控制的没有意义，在某些位置由于屏障的反射作用，可能使与屏障相对的高层建筑室外环境噪声污染更加严重。 建筑设备噪声 风机盘管噪声 收集的一些实测示例数据： 从表中可以看出，在相同测试条件下，机组开与机组间歇停止的状态相比，低频段声压值的差别大一些，中高频段的相差小一些。也可以看出，机组对办公室内的影响主要是以低频为主。从表看出，四种不同风挡下测试噪声的A声级相差很小。对测试数据进行叠加计算后，得到空调设备无环境背景噪声下的噪声值。 看出四种不同的风档下，1kHz及以上的声压值基本相等。在低频段上，随着风档的降低，噪声值越低。由此可见风机对风机盘管噪声的影响主要在低频段，而且影响值很小，这也进一步说明了小办公室里风机盘管的噪声主要是水流产生的。 风机盘管有三个风速档，其中三档所测得数据与风机盘管关闭时测的数据相近，甚至还会小一些，所以再叠加计算中无法得到计算值，这也说明了三档风速的噪声非常小。风机盘管呈现的是低频特性，一档和二档之间的噪声级差别非常小，仅在低频段有较明显差异。宾馆房间内风机盘管的低频特性，与测试的办公楼内风机盘管噪声呈低频和高频双重特性，主要是由于水流产生了高频特性。这也可以说明在无明显水流故障的情况下，风机盘管的由于风机一般呈现低频特性，而在夜间低频噪声将成为影响人们睡眠的主要因素。 风冷热泵噪声 收集的一些实测示例数据： 噪声测试选在离机组正前方1.5米远，1.2米高处。机组的性能参数和噪声测试数据见下表：
冷却塔噪声 冷却塔的噪声主要包括以下几方 （1）风机噪声 除了小型的冷却塔和动力站采用自然通风塔以外，多数的冷却塔均采用风机带动塔内空气流动。风机的噪声是冷却塔噪声的主导成分，其噪声包括叶片转动产生的噪声、气流湍流噪声和上述两项共振引起的噪声。 （2）水落噪声（淋水噪声） 冷却塔的水落噪声通常是冷却塔噪声中仅次于风机噪声的成分。由于冷却塔的形式、尺寸的差异，有时水落噪声比风机噪声还大，与塔高、水量和塔内填料的间距有关。冷却塔水落噪声与冷却塔的大小，亦即与冷却塔的水量有关。下图为冷却塔水落噪声的典型频谱特性，为水池不同水深h（mm）时落水噪声声功率级。 （3）机械噪声 主要包括减速器、驱动电动机、冷却泵等机械转动产生的噪声，机械噪声主要与机械加工精度有关，一般情况下噪声不大。 （4）冷却塔机壳振动辐射噪声 冷却塔的噪声以低频、中频为主，且低频峰值多出现在250Hz，中频在500Hz附近，这对噪声控制带来较大的困难。
因此从理论上看，对溅水噪声进行治理的最有效方法是降低水滴下落的速度和水滴的质量，并且尽可能避免水滴直接冲击水面。这也是目前低噪声冷却塔广泛使用透水消声垫、特制溅水元件降噪治理的依据。采用多层细眼丝网，使落水被密集丝网无声切割而细化水束疏散消能，降噪量可达9dB左右;采用斜面消能减噪声原理特制的落水降噪装置，在落水直接撞击水面之前，使落水先在斜面上经无声擦贴，粘滞减速、挑流分离、疏散洒落等消能形式的过渡，取得消减落水冲击噪声的治理效果，降噪量可达13-16dB。
表中数据是根据原始数据进行平均之后的数值，我们需要得到空调设备冷却塔的噪声频谱特性，就需要得到除去背景噪声后的冷却塔单独的声压值。根据公式将总噪声与背景噪声进行叠加计算，得到各测试点的声压值如下表所示：
从两个表格的数据可以看出，处理后的数据与处理前数据相差不大。背景噪声与冷却塔噪声相差较大，倍频带上每个中心频率的噪声都相差15dB以上，所以背景噪声对设备噪声的影响甚微。
风机组噪声 风机噪声是通风空调系统中最主要的噪声源之一，风机在运转时产生的噪声主要包括空气动力噪声、机械噪声及气体和固体弹性系统相互作用产生的气固祸合噪声。而在这些噪声中，以空气动力性噪声为主，一般空气动力噪声可比机械噪声大10dB左右。风机噪声的大小和特性因风机的形式、型号及规格的不同而不同。 从构造上风机可分为离心风机和轴流风机两种类型，两种类型风机的典型噪声频谱曲线如图所示。离心风机噪声以低频为主，随着频率的提高，噪声逐渐下降；而轴流风机则以中频噪声为主。
风机的空气动力噪声主要包括旋转噪声和气流旋涡噪声。其中旋转噪声又称离散频率噪声或通过频率噪声（Blade Passage Frequency, BPF）。当风机旋转时，旋转叶轮上的叶片通道出口处，沿周向的气流压力与气流速度都有颇大的变化。由于叶片旋转而产生周期性的压力和速度脉动，此种脉动所产生的噪声被称为旋转噪声。更形象地说，旋转噪声是由旋转的叶片周期性地打击空气质点引起空气脉动所产生的。其频率就是叶片每秒钟打击空气质点的次数，因此它与叶片数和转速有关。其基本频率，也称为叶片通过频率fa=n.N（n为风机转速转/秒;N为叶片数）
后向型离心风机具有最高的效率，产生最低的噪声，在空调系统低、中、高三种风压下均可适用。此类风机一般有8到16片叶片，相对于其他类型的风机，后向型风机的旋转频率噪声不是很严重。为了得到更高的风压，对后向型风机叶片进行改进，把叶片靠里部分叶片做一个向前的倾角，靠外部分做成辐射型。但改进的后向型风机具有强烈的旋转频率噪声。辐射型离心风机结构最简单，一般有6到12片叶片，其叶片可以做的宽而短，适用于大流量而低风压的场合;叶片也可以做成细而长，适用于高风压小流量的场合。这类型的风机的噪声具有强烈的旋转频率噪声成分。前向型离心风机主要是应用在空调系统中，如风机盘管系统，此类风机具有大流量和低风压的特点。此类风机比后项型风机具有更大的噪声，但其旋转频率噪声成分比较低。此类风机一般有36到64片叶片。
翼型轴流风机由于具有导流翼片，在轴流风机中具有最高的效率，在空调系统低、中、高三种风压下均可适用。相对于离心通风机，此类风机产生更高的噪声，其噪声频谱上具有非常强烈的旋转频率成分。 直管式风机没有导流翼片，结构比翼型风机简单，成本相对也降低，但效率比翼型风机低。此类风机可应用在低、中压的空调系统中。由于没有导流翼片，气流湍流更严重，比翼型轴流风机产生一些更大的噪声。此类风机噪声频谱上也具有非常强烈的旋转频率成分。 推进型轴流风机通常不与管道连接，主要用在非常低风压的通风系统中，可以提供很大的风量。此类风机典型的应用是房间排风与通风以及冷却塔送风。推进型轴流风机的噪声比翼型和直管式轴流风机产生稍微严重的噪声，且产生很多难以吸收的低频噪声。 风管喘流噪声 气流湍流噪声是一种在管道内由高速气流的湍流脉动引起的噪声，气流湍流噪声以中高频为主，噪声强度大致按气流速度6次方的规律变化。气流经直管道引起的气流噪声声功率级可用下式进行估算:
在通风、空调系统中管道系统内噪声的自然衰减也是系统消声设计中应予考虑的一个方面。管道系统的噪声自然衰减主要来源于直管道的声衰减，弯头、三通、变径管的声衰减，风口的末端声衰减以及风口噪声向房间内传播途径的声衰减等方面，现分述如下: 1）直管道自然衰减一般镀锌钢板制作的光滑风管、管壁吸声很低，而当管内风速较高仁如大于8m/s，气流再生噪声又较大时，直管自然声衰减可忽略不计。 2）圆弯头的自然衰减量仅为1-3dB，小直径圆弯头衰减小于大直径弯头，低频衰减小于高频衰减，而方形弯头也是大尺寸声衰减优于小尺寸弯头，高频衰减优于低频衰减,弯头加内衬对高频衰减较大。
3）当管道中设三通即管道分叉时，其噪声能量可以按支管的断面积比例（或风量分配比例）分配噪声能量，则从主管道到任一支管的噪声自然衰减量可按下式计算：
4）风管变径噪声损失，略。 5）风口反射噪声损失，略。 6）房间内的声衰减，略。
从测试数据可以看出，当新风机组无遮挡比有遮挡的情况下，中高频的声压级要高一些，在有遮挡的时候低频的声压级要高一些，也就是说在有遮挡的情况下，新风机组会有较大的振动产生。
调节阀噪声 气流调节阀是空调系统用以平衡风量的一个主要部件，如果在设计和调试中应用不当，阀门节流时产生的噪声将可能成为管路另一个再生噪声源。阀门节流噪声与阀门两端压降的3-4次方成正比关系。即阀门节流的程度越大，阀门节流的噪声强度越高，设计时应注意使得管道和阀门尽量匹配，尽量减小阀门节流程度。实际工程中要较准确地识别阀门的节流噪声，可以从噪声频谱上进行分析。对通风空调系统常用的阀门，其节流噪声的峰值频率为:
末端风口噪声 末端噪声主要是由气流湍流产生的，以高频噪声为主。末端风口噪声直接向房间辐射，如果在室内设置吸声材料，可以降低室内噪声级，但只能降低反射声的声压级，不能降低直达声的声压级，降噪效果有限。控制末端噪声的最有效方法是控制噪声源，设计时应尽可能选取低噪声的设备。控制末端风口气流噪声的主要方法是控制气流速度，应根据室内噪声允许标准，选取适当的风口气流流速，确定风口的个数。不同室内噪声运行标准下的风口气流推荐值如下表所示。
冷冻机组噪声 制冷机及其辅助设备产生严重的宽频噪声和离散频率噪声，制冷剂和水流产生宽频噪声，压缩机、电动机的转动产生离散频率噪声。制冷机的噪声通常在250~1000Hz频带内最严重。对于大部分的室内的水冷制冷机，压缩机是主要噪声源。常见的压缩机包括离心式、往复式、吸收式、涡旋式和螺杆式等类型。除了吸附式压缩机，其他压缩机都有明显的离散频率噪声。离心压缩机的离散频率噪声主要是由于叶轮和电机的转动产生的，离散频率噪声成分不是很强。如果压缩机使用阀门来调节其制冷量，则在部分负荷下由于阀门节流产生更大的湍流，噪声声压级反而增大;如果通过改变电机转速来调节制冷量，则噪声声压级随负荷的减少而降低。往复式压缩机由于活塞的往复运行产生严重的低频噪声。部分负荷运行时，往复式压缩机的离散频率噪声和噪声总声压噪声只比全负荷运行减少一点。螺杆式压缩机在250-2000Hz频带内产生非常强烈的噪声，相对于其他的压缩机产生更大的噪声。
低频噪声一般是设备振动或是风机的空气动力性噪声。中高频特性可能是因为压缩机的运转或是机组的机械噪声。
建筑声学 声音传播和衰减计算 当点声源向没有反射面的自由空间辐射声能时，声波以球面波的形式辐射。这时，任何一点上的声强遵循与距离平方成反比的定律，见式（2-9）。如果用声压级表示，则距离增加一倍，声压级衰减6dB。如果是线声源，在自由场条件下，声波以柱面波的形式辐射。这时，距离增加一倍，声压级袠减3dBo若是平面波，则声压级不会随距离改变而改变。在点声源向自由空间辐射声能的条件下，Sg声源r处的声压级为：
LW—声源的声功率级，dB; r—距声源的距离，m。 在半自由空间条件下，如点声源置于刚硬地面向半无限空间辐射声能的情况下，上式可改写为：
当一声功率为LW的声源在室内连续发声，声场达到稳态时，与声源距离为r的某一点的稳态声压级，可以近似的看做直达声和混响声两部分组成。直达声声强与距离的方成反比，而混响声的强度则主要取决于室内的吸声状况。故稳态声压级Lp可由下式表示：
多用途厅堂声学一般要求 1、合适的响度 要求足够的响度，它们应高于环境噪声，使听众既不费力，又不会感到嘈杂。根据实验，要保证最后排听众较清晰得听到演员的讲话，最后排观众席的声压级一般不应低于60dB。 2、高的清晰度 以语言为主的表演对清晰度要求非常高。语言清晰度常用“音节清晰度”表示。它是通过人发出若干意义上毫无联系的音节，由听音者收听记录，统计正确听到的音节百分数来表示的，参照话剧的要求，音节清晰度应当>85%，这样观众才能感觉听音优良。 3、良好的声场均匀度 在观众席的各个座位上听到声音的响度应该比较均匀。通过音质设计，应使观众厅各个区域所接收到的声压级差别不要太大。话剧院观众厅内的声场不均匀度应达到下述要求不均匀度以观众厅内最大声压级与最小声压级之间的差值表征，通常，均匀的声场分布应保证整个厅堂内最大声压级和最小压级之间不超过6dB，最大/最小声压级与平均声压级之间最好不超过3dB。 4、无明显的音质缺陷 观众席任何位置上不应出现回声、多重回声、颤动回声、声聚焦和共振等声学缺陷。 5、低噪声 室外侵入的噪声和建筑物内的工程设备噪声，其中特别是空调制冷的设备噪声，都对听闻有妨碍。连续的噪声，尤其是低频噪声会掩蔽语言和音乐;不连续出现的噪声会破坏室内的宁静气氛。因此，应当尽量消除其干扰，并将它控制在允许的范围内。
混响时间 在赛宾之前，人们对建筑声学几乎无知，所以当赛宾接受一项改善哈佛大学的一个圆形讲堂音质的任务时，对影响厅堂音质的因素了解甚少。他通过大量的艰苦实验，终于找到了混响的基本规律，从而可控制它来改善音质。他所提出的计算混响时间公式，体现了上述三方面的要求的关系，是建筑声学奠基之作。 混响时间即为，在声源停止发声后，室内的声能立即开始衰减，声音自稳态声压级衰减60dB所经历的时间。混响时间定义如图所示。
混响时间公式是美国物理学家赛宾（（w.C.Sabine）于1900年通过对室内声传播的研究，得出一个重大的发现。混响时间（用T}。表示，单位为s）与房间容积Y成正比，与室内总吸声量成反比。乘上一个系数（K=0.161）便成为一个非常简单实用的计算式:
式中 T60—混响时间（S）; V—房间容积（m3）; Sa—房间总吸声量（m2）； A—平均吸声系数;
还有一点值得提出的是，因为在会议室内使用了扩声设备，就更应该考虑降低室内混响时间。因为在使用扩声设备时，拾音的传声器是“单耳”听闻性质，场内的清晰度要求就更高。一般情况下，当传声器离开讲话者1.2-1.5米时，接收到的声音中混响声比重已经很大，在同样距离下如果用双耳直接听闻时，由于双耳的方位感，可以把要听的语言从混响中辨别出来。即使离开15米，只要房间音质条件好，也还能听得很好。所以用扩声设备的房间更要求混响时间短一些，必须对其进行建声设计，才能取得理想的声学效果。 最佳混响时间是前人在研究、测定了大量已建成的主观评价较好的厅堂后，计归纳而确定的，是不同使用要求的厅堂在满场情形下较理想的混响时间，经过统通常以500Hz为标准来推荐不同厅堂的最佳混响时间。多功能会议室的主要使用功能为开会、讲演类，此类厅堂的混响时间应短些。如图所示为观众厅在满场，频率为500-1000Hz时，对不同容积的合适的混响时间范围。
在音质设计中，只确定500Hz的混响时间是不够的。由于各个界面材料的吸声系数随入射声频率的不同而不同，因此对应于各个频率的混响时间也不相同。一般厅堂以125, 250, 500, 1000, 2000, 4000Hz六个频率的混响时间来描述某一厅堂的“频率特性曲线”。多功能会议室主要为语言类厅堂，为了提高语音清晰度，低频混响时间应不高于中频混响时间，一般认为，混响时间频率特性曲线以保持平直为好。多功能会议室的各频率混响时间相对于中频混响时间的比值见表。
驻波消除 如果场中不同点的相对振幅发生变化，则称该波为行波。
如果场中不同点处的相对振荡振幅保持恒定，换句话说也就是，波在时间上振荡，但是其峰值幅度分布不随空间移动，则称该波为驻波。振幅最小的位置成为波节，振幅最大的位置称为波腹。这种现象可能是由于介质沿与波相反的方向移动发生的，或者是由于两个沿相反反向传播的行波的叠加产生的。
驻波产生的原因是声音在两面墙（主轴）或者四面（切线）及六面（橢球）墙之间来回反射，自己和自己的反射波碰在一起，而产生增强或减弱的效果，最后的波动变成在原地振动、不会移动的波，所以叫做驻波。一个密闭空间有三组相对的墙面，所以会有三组不同的驻波产生。即使一对无响室中频率响应量起来±0dB的超级喇叭，放到普通空间里面，频谱分析仪看起来低频段仍然是高高低低，主要原因也就在这里。驻波会大大干扰原有声音的传播，，使声源中某些频率被特别地加强,还会使某些频率的声音在空间分布上很不均匀，即某些固定位置被加强，某些固定位置被减弱。消除中低频驻波的办法不外乎有两种：扩散和吸收。 建筑体型设计 1、保证每位观众都能得到从声源来的直达声 在多功能会议室一般采用设置主席台以抬高声源的办法，在容积较大的会议室内除了将声源抬高外，还将地面从前往后逐渐升高。我们知道，在满足视线要求的情况下， 很难满足声能不被遮挡，这是因为声波的波长比光波的波长大很多，声音的传播要求波阵面有足够的宽度范围，因此地面升高的标准应取比视线所要求的更高一些为好。 2、保证一次反射声的良好布置
我们知道不同延时的前次反射声对音质有不同的作用，在直达声到达后约50ms之内到达的反射声，可以加强直达声，而在50ms之后到达的反射声，不会加强直达声，如果有的延时较长的反射声的强度比较突出，还会形成回声。 根据延时公式可得知，在小型会议室中，即使体型不作特殊设计，在绝大多数听众席上都能接收到较为理想的前次反射声。在容积大的会议室，为了争取延时在50ms以内的前次反射声，避免回声及其他声学缺陷，体型就应作特殊设计。 3、争取充分的扩散反射 厅堂内表面若材料光洁而坚实，吸声系数较小，构件的尺寸起伏变化在声波波长的范围内，则对声波起扩散反射的作用。这种作用能使声场分布均匀，使声能比较均匀地增长和衰减，从而可以改善室内音质效果。扩散体的几何尺寸应与其扩散反射声波的波长相接近，因此声音的频率越低，声波的波长越大，要求扩散体的尺寸愈大。它们的尺寸关系可参照图。
4、防止产生回声和其他声缺陷 利用几何声线作图法检查厅堂未经处理的内表面反射声与直达声的声程差是否大于17m，即延时是否大于50ms，多功能会议室观众厅中最容易产生回声的部位是后墙、与后墙相接的顶棚，以及挑台栏杆的前沿等，如果这些部位有凹曲面，则更容易由于反射声的聚焦而加剧回声的强度。消除回声的具体措施有:适当改变反射性墙面的倾斜角度，使反射声落入附近的观众席；采用吸声材料布置于易产生回声的部位，减弱其反射能力。最好用扩散处理的方法，但必须与大厅的混响时间同时考虑，在吸声量已满足要求后采用扩散反射体。 除了回声之外，常见的声缺陷还有声聚焦和声影区。声聚焦是由于声频信号在凹面体上传播时，反射声形成集中反射区，造成声音在该区域特别响，就像光波在凹面镜上传播一样，光线会汇聚成一束或一个亮点。声聚焦造成声能过分集中，使声能汇聚点声音嘈杂，使临近区域的听音条件变差，从而扩大声场分布的不均匀性，严重影响听众的听音条件。声影区是由于障碍物或折射原因，使声音（直达声）不能直接辐射到的区域。在声影区内声压级很低，音量很轻。消除声聚焦现象，应尽量控制厅内界面的曲面弧度，避免形成圆形凹面。采用凸形结构，并在弧面上布置合适的强吸声材料。声影区在设计时应利用反射板把声音反射到该区域，并尽量减少高大的障碍物，同时要注意音箱的合理摆放。 5、合理利用主席台反射板 对主席台进行音质设计时，应将讲台上部、两侧和后部用反射板封闭，包围成一个开口指向观众席的小空间，使更多的声能反射到观众厅内，以显著提高观众席上的声强。 声学中的小房间 这个概念与我们平日说的小房间之间有差距，声学中的小房间一般是根据临界频率来规定，而临界频率的计算方式如下：
K=2000，为一常数；fL是需要的频率，RT60是最佳混响时间，V是房间体积， 也就是说，当我们确定了一个房间的体积大小的时候，根据最佳混响时间，就能计算出在最佳混响时间的情况下房间的临界频率是多少。如果一个房间内的声场满足扩散声场或混响声场的性质，类似这种性质的房间就称之为声学意义上的大房间。其处理方式可依据赛宾公式、伊林公式（或伊林-努特生公式）进行计算房间内混响时间（RT60）。在一个房间内随着声音信号频率的进一步降低，如果的声场不满足扩散声场或混响声场的生成条件，从声学观点上应把它看做是声学意义上的小房间。其长度尺寸已与最低工作频率的波长相比拟。小房间不能采用统计声学来处理，而应以波动声学的方法来处理房间的声学问题。 简单的会议室的声学分析 最后实践一下，之前有同事考校了我一个问题，多大的房间就需要设置扩声系统。 这个问题基本上是分很多种情况的，好的声学设计可能一个小剧场也能做到自然声音清晰可闻，但可以分析一个没有声学设计的普通方正的会议室。 我基本上这么考虑： 首先是考虑房间内的声压降，声音太小了就需要设置扩声系统。这个值根据资料基本以不超过10-12dB为宜； 混响时间如果不讲究，中小会议室基本能满足听清的要求，讲究点增加吸声量，那声压降就要更大； 另外既然没有声学设计，综合吸声率也不考虑太高；就要考虑一次回声的困扰，反射声和直达声的时间差不要太大。 具体计算数值如下：  点击文字进入专属地产机电行业的朋友圈，各位可以畅所欲言有关地产机电的一切！ |
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