第11章　机械噪声基础

11.1　声学基本知识

11.1.1　声波的特性

声音是日常生活中常见的物理现象，声音由声源的机械振动产生，声源的振动状态通过周围介质向四周扩散传播就形成了声波。声波必须通过介质才能传播，不能像电磁波一样在真空中传播。因此产生声波的条件有两个，一是要有声源（固体、气体、液体均可以），如机械振动物体、压缩机的进排气、水流、炸药爆炸等；二是要有传播机械振动的介质。

声波是物质波，是在弹性介质（气体、液体和固体）中传播的压力、应力、质点运动等的一种或多种变化。在气体和液体中传播的声波是纵波，质点运动方向和传播方向相同；在固体中传播的声波包含纵波外，还包含有横波，横波的质点运动方向与传播方向垂直。

本章主要描述空气中的声波特性以及相应的一些基本知识，其余流体中的声波特性具有类似的性质。

11.1.2　描述声场与声源的物理量

媒质中有声波存在的地方称为声场。对于声场和激发出声场的声源，需要用物理量描述这两者的特性。通常，可以用声压、质点速度和压缩量来描述声场的特性，这三个物理量都表示介质受到声波的扰动之后产生的变化。声压、质点速度和压缩量之间的关系可以通过连续介质的基本特性推导得出。对于声波的描述，声速、波长和频率也是经常要提及的物理量。

11.1.3　声学物理量的关系及波动方程

在研究理想流体介质中的声波特性时，需要做一些基本的假设。首先介质是“理想的流体介质”，理想指介质运动过程中没有能量损耗，介质团和周围的介质不发生热交换，即忽略介质的热传导作用，介质的形变过程是可逆的过程，也就是将形变的过程视为热力学中的等熵绝热过程。其次，介质是连续的，介质的分子间空隙将不予考虑，研究的是分子运动的整体平均特性。最后假设介质是均匀而且是静态的，即认为流体本身的流动速度远小于声波传播速度。在本章中叙述的内容都是按照上述假设来处理的。按照上述假设，可以获得声学物理量间的关系式，并推导出重要的波动方程。

11.1.4　平面、球面和柱面声波

11.1.5　声波的传播

11.1.5.1　反射、折射和透射

当声波从介质Ⅰ中入射到与另一种介质Ⅱ的分界面时，在分界面上一部分声能反射回介质Ⅰ中，其余部分穿过分界面，在介质Ⅱ中继续向前传播，前者是反射现象，后者是折射现象。如图27-11-1所示，入射声压p_i，反射声压p_r，折射（透射）声压p_t，入射角和反射角都等于θ₁，折射角等于θ₂，其计算公式如表27-11-5所示。

当声波遇到介质层阻挡时，声波可能会因为透射而部分穿过介质层。以图27-11-2中的垂直入射波为例，介质层中的入射波和反射波为p_a和p_b。在介质层的前表面（x=0）和后表面（x=L）上声压和法向质点速度连续。表27-11-6中集中说明了介质层的声压反射系数、声压透射系数、能量透射系数。

11.1.5.2　声波的干涉

11.1.5.3　散射、绕射和衍射

声波在传播过程中遇到阻碍物时，或者介质不均匀处会发生散射现象，从不均匀处向各方向发射散射波。遇到的障碍物大小与波长差不多，则当声波入射时，就产生各个方向几乎均匀的反射；声波传播到界面上时出现反射和折射，如果界面粗糙，则会出现漫反射，这些现象都是散射。

声波传播过程中，遇到障碍物或孔洞时，声波会产生绕射现象，即传播方向发生改变。绕射现象与声波的频率、波长及障碍物的尺寸有关。当声波频率低、波长较长、障碍物尺寸比波长小很多时，声波将绕过障碍物继续向前传播。如果障碍物上有小孔洞，声波仍能透过小孔扩散向前传播。

所谓的衍射现象是指在物体表面附近，入射波和物体表面反射回来的散射波相互作用，形成复杂的干涉声场。这种现象称为衍射，物体附近的声场称为衍射场。

其实，不论是散射、衍射和绕射，从波动原理考虑，三者没有区别，只是名称上的不同而已。

11.1.5.4　声波导

声波导是在三维空间结构的一维或者二维方向上无限延伸，沿着这些延伸的方向声波能够传播的结构，具体见表27-11-8 管内声场。

单个突变截面管内声波传播具体见表27-11-9。

旁支管内声波传播见表27-11-10。

截面连续变化管内的声波传播见表27-11-11。

一般声源在无界空间辐射的常常是波阵面逐渐发散的球面波，并将声的辐射束缚在管中，则管子形状、尺寸、管壁材料及声源状态都会对管中声波传播产生影响。接下来介绍矩形和圆柱形声波导管理论。

矩形声波导管理论见表27-11-12。

圆柱形声波导管理论见表27-11-13。

11.1.6　自由声场和混响声场

11.1.7　声源模型介绍

11.1.7.1　简单声源模型

11.1.7.2　组合声源

主要介绍以声柱表示的组合声源，具体见表27-11-16。

11.1.7.3　平面声源

主要以无限大障板上圆面活塞介绍平面声源，具体见表27-11-17平面声源。

11.1.7.4　声模态与声辐射模态

通过声辐射功率的表达式，可以构造出辐射算子。辐射算子的特征向量称为声辐射模态，特征值正比于声辐射模态的辐射效率。声辐射模态仅与结构的外表面几何形状及分析频率有关。结构的辐射模态是分布于结构表面的相互独立且正交的速度模式。各个模态独立地向外辐射能量，不会产生耦合。具体见表27-11-18。

11.1.8　声辐射

声音由于物体的表面振动而产生。声场中的声源尺寸小于波长的1/6时，声源可以近似地认为是点源，此时声源的外形对声场的分布几乎没有影响。简单声源以及简单声源的组合可以用来描述其他声源辐射的声场，现实中很多的声源产生的声场都可以用一组单极子或偶极子的声场叠加来代替（见表27-11-19）。

11.2　噪声的评价

描述噪声的声学量有声压、声强、声功率等。噪声的强弱需要用数值表示，人们通常用分贝 （dB）来表示。分贝是对声学量除以参考量并求对数，再乘以一个常数后得到的值。不用声学物理量的线性值直接评价噪声，主要有两个原因。首先，由于人耳听觉对声信号强弱刺激的反应不是线性的，而是成对数比例关系。所以采用对数形式的分贝值可以适应听觉的特点。其次，日常遇到的声音，若以声学量的线性值表示，变动范围很宽，而用对数换算为分贝值就可以缩小声压变化的范围，使之便于评价日常生活中的噪声。常用的评价量有声压级、声强级和声功率级。

11.2.1　声压级、声强级和声功率级

声压级、声强级和声功率级公式见表27-11-20。

11.2.2　声级的综合

在声场中，有时存在着多个声源，声场中测量到的声级是各个声源辐射声级叠加后的结果。由于前述的声压级、声强级、声功率级都是通过对数运算得来的，不是线性变化的，因此各个声源辐射声级的叠加不能采用直接相加的方式计算。能进行相加运算的，只能是声音的能量，见表27-11-21。

11.2.3　等效声级

等效声级示意见图27-11-3，等效声压级计算见表27-11-22。

11.2.4　人耳的听觉特性

人耳听觉非常敏感，0dB是人耳能听到的最小声压级，正常人能够察觉1dB的声音变化，3dB的差异将感到明显不同。人耳存在掩蔽效应，当一个声音高于另一个声音10dB时，较小的声音因掩蔽而难以被听到和理解。由于掩蔽效应，在90～100dB的环境中，即使近距离讲话也会听不清。人耳有感知声音频率的能力，频率高的声音人们会有“高音”的感觉，频率低的声音人们会有“低音”的感觉，人耳正常的听觉频率范围是20～20kHz。人耳耳道类似一个2～3cm的小管，由于频率共振的原因，在2000～3000Hz的范围内声音被增强，这一频率在语言中的辅音中占主导地位，有利于听清语言和交流，但人耳最先老化的频率也在这个范围内。一般认为，500Hz以下为低频，500～2000Hz为中频，2000Hz以上为高频。语言的频率范围主要集中在中频。人耳听觉敏感性由于频率的不同有所不同，频率越低或越高时敏感度变差，也就是说，同样大小的声音，中频听起来要比低频和高频的声音响。

对于人耳能感受的听觉频率，有一个刚好能引起听觉的最小声压级，称为听阈。当声强度在听阈以上继续增加时，听觉的感受也相应增强，但当振动强度增加到某一限度时，它引起的将不单是听觉，同时还会引起耳朵鼓膜的疼痛感觉，这个限度称为最大可听阈。人耳能承受的最大声压级是120dB。听阈与最大可听阈之间的范围，称为听觉区域。

11.2.5　噪声的频谱分析

噪声通常包含许多频率成分，将噪声的声压级、声级或声功率级按频率顺序展开，使噪声强度成为频率的函数并考查其谱形，这就是频谱分析，频谱分析有时也叫频率分析。频率展开的方法是使噪声信号通过一定带宽的滤波器，通带越窄，频率展开越详细。反之，通带越宽，展开越粗略。经过滤波后各通带对应的声压级、声级或声功率级分贝值的包络线（即轮廓）叫噪声谱。

声音的本质在于它的频谱。实际的声音中，纯音很少，一般声音都包含了若干频率。噪声具有连续频谱，分不出单个频率，要按频带分析。频带有两种，固定带宽和比例带宽。固定带宽分析得到的是通带声压级。用带宽的对数除，即得到1Hz带宽内的声压级，称为声压谱密度级。通常所说的倍频带、1/2倍频带或者更加细的1/3倍频带等，指的是比例带宽。假如带宽的下限频率和上限频率分别是f₁和f₂，则n倍频带满足下式

　　（27-11-1）

倍频带的中心频率f满足f₁=f/2^n/2和f₂=f 2^n/2。

11.2.6　计权声级

为了模拟人耳听觉在不同频率有不同的灵敏性，在声级计内设有一种能够模拟人耳的听觉特性，把电信号修正为与听感近似值的网络，这种网络叫作计权网络。通过计权网络测得的声压级，已不再是客观物理量的声压级（叫线性声压级），而是经过听感修正的声压级，叫作计权声级或噪声级。

为了将测量值与主观听感统一起来，人们用均衡网络，或者叫加权网络，对低频和高频都加以适度的衰减，使中频更突出。把这种加权网络接在被测器材和测量仪器之间，于是器材中频噪声的影响就会被该网络“放大”，换言之，对听感影响最大的中频噪声被赋予了更高的权重，此时测得的信噪比就叫计权信噪比，它可以更真实地反映人的主观听感。

根据所使用的计权网不同，分别称为A声级、B声级和C声级，单位记作dB（A）、dB（B）和dB（C）。A计权声级是模拟人耳对55dB以下低强度噪声的频率特性，B计权声级是模拟55dB到85dB的中等强度噪声的频率特性，C计权声级是模拟高强度噪声的频率特性。三者的主要差别是对噪声低频成分的衰减程度，A衰减最多，B次之，C最少。A计权声级由于其特性曲线接近于人耳的听感特性，因此是目前世界上噪声测量中应用最广泛的一种，许多与噪声有关的国家规范都是按A声级作为指标的。C计权声级主要用于工业噪声的评价。B声级用处不大，几乎很少被使用。表27-11-23和图27-11-4分别是A和C声级的计权系数表及曲线图。

11.2.7　噪声评价数NR

噪声评价曲线是国际推荐的评价环境噪声的曲线族。它的特点是强调了噪声的高频成分比低频成分更为烦扰人的特性，故成为一组倍频程声压级由低频向高频下降的倾斜线，每条曲线在1000Hz频带上的声压级即叫该曲线的噪声评价数，见图27-11-5。

噪声评价数NR曲线如图27-11-5所示，NR数指噪声评价曲线的分数，它是中心频率等于1000Hz时倍频带声压级的分贝数，它的噪声级范围是0～130dB，适用于中心频率从31.5～8000Hz的9个倍频带。在同一条NR曲线上各倍频带的噪声级对人的影响是相同的。

求某一噪声的噪声评价数NR的方法如下：先测出噪声八个倍频带宽声压级谱，再把谱画到附图上，再把所测得的噪声频谱曲线叠合在NR曲线图上（坐标对准），以频谱与NR曲线在任何地方相交的最高NR曲线表示该声环境的NR数。在听力保护和语言可懂度有关的计算中，只用500Hz、1000Hz、2000Hz三个倍频带声压级即可。

噪声评价数NR在数值上近似地可写成：

　　（27-11-2）

即用A计权声级减去5dB来表示，但这样估计可能引起10dB的误差。

11.3　噪声标准与规范

11.3.1　噪声的危害

噪声使人感到烦躁、令人讨厌。随着现代社会的发展，噪声已经成为影响我们生活和健康的重要环境问题，又被称为城市新公害。噪声，被称作看不见的敌人，它对人体危害的主要表现有四方面，详见表27-11-24。

11.3.2　噪声标准目录

噪声标准一般可以分为三类：一是关于人的听力和健康保护的标准；二是环境噪声允许标准；三是工程机械、机电设备及其他产品的噪声控制标准。

噪声标准的制定必须考虑物理声学、心理学、生理学、卫生学等多门学科的知识，并且要结合本国的实际情况，使得标准即能保证人们的日常生活和身心健康，又要使标准能够兼顾当下经济活动的开展。标准的制定还要兼顾可操作性，使科研人员、工程人员、监管部门能够按章操作。本节列出了一些常见的声学方面国家标准。

（1）听力和健康保护的标准

《工业企业噪声卫生标准（试行草案）》 1980年1月1日起实施。

（2）环境噪声标准目录

（3）机电设备和其他产品噪声标准

11.3.3　机械设备噪声限值

11.3.4　工作场所噪声暴露限值

1971年，国际标准化组织（ISO）公布了噪声允许标准：规定每天工作8小时，允许的等效连续A声级为85～90dB；时间减半，允许噪声提高3dB（A）。ISO标准的制定以人每天接受噪声辐射的总能量相同为指标，即受噪声影响的暴露时间减半，声级提高3dB（A）。执行这个标准，一般可以保护95%以上的工人长期工作不致耳聋，绝大多数工人不会因噪声而引起血管和神经系统等方面的疾病。

为了贯彻安全生产和“预防为主”的方针，防止工业企业噪声的危害，保障工人身体健康，促进工业生产建设的发展，国家卫生部和国家劳动总局于1979年8月31日制定了《工业企业噪声卫生标准（试行草案）》，并从1980年1月1日起实施。我国的噪声卫生标准参考了ISO标准。标准适用于工业企业的生产车间或作业场所。标准分适用于新建、扩建、改建企业的标准和适用于已有企业的标准，噪声标准见表27-11-31和表27-11-32。

11.4　机械工程中的噪声源

工业生产离不开机械的使用，机械运行过程中会发生各种噪声、这些噪声大致可以分为机械噪声、空气动力性噪声和电磁噪声。其中电磁噪声可以归类到机械噪声中，电磁噪声引起固体结构的振动，继而使结构辐射噪声。

11.4.1　机械噪声

机械噪声是由固体振动产生的，在撞击、摩擦、交变机械应力或磁性应力等作用下，因机械的金属板、轴承、齿轮等发生碰撞、冲击、振动而产生机械性噪声。机械噪声的分类及特性如表27-11-33所示。机床、球磨机、粉碎机械、内燃机、超重运输机械、织布机、电锯等，以及多种运动部件，如齿轮传动部件、曲柄活塞连杆部件、液压传动系统部件、轴承部件、轮轨部件等所产生的噪声均属此类。按照激励力的不同，机械性噪声声源可以分为：来自冲击力影响的撞击噪声、受周期性力激励及随机性力激励的噪声。

11.4.2　齿轮噪声

齿轮在传动系统中占有重要地位，齿轮噪声是由机械振动形成，是机械性噪声中的主要噪声。在激励过程中，齿轮可以看成板弹簧，轮体可视为质量，一个齿轮就是由板弹簧、质量组成的振动系统。当齿轮在交变激励力作用下，产生圆周、径向以及轴向的振动，由振动产生的噪声通过激励齿轮箱辐射到外部，也有一部分从缝隙中通过空气媒质直接传播出去。齿轮产生振动和噪声主要包括4个方面：①啮合噪声；②偏心力产生的噪声；③摩擦噪声，这是由于齿面的不光滑在接触过程中摩擦产生的；④齿轮振动噪声，当激励力和齿轮的自身固有频率相接近时，齿轮产生共振现象，辐射出噪声。

在齿轮啮合过程中，齿与齿之间的连续冲击，使齿轮产生啮合频率的受迫振动，啮合频率可由下式计算：

　　（27-11-3）

式中，n为齿轮的转速，r/min；Z是齿轮的齿数。齿轮转速越高，啮合频率也越高。

在啮合的过程中，由于安装或其他因素导致齿轮偏心，偏心力将导致不平衡性，产生与转速相一致的低频振动，其振动的频率和啮合频率相同。

一般地，控制齿轮的噪声主要可以从以下几个方面着手：①改进齿轮的结构设计参数（如模数、齿数、齿宽、啮合系数等）；②提高齿轮的加工和装配精度；③其他噪声控制措施，如齿轮修缘，合理选择齿轮材料，应用阻尼材料减振降噪，提高齿轮间的润滑等。

11.4.3　滚动轴承噪声

轴承可分为滑动轴承和滚动轴承两大类。滑动轴承运动较平稳，振动小，噪声低，多根据具体结构自行设计。普通滑动轴承由于有可能在启动时无足够的油膜而形成干摩擦，产生很大的噪声并使轴承损坏。因此，在一般机床的重要传动轴中不采用滑动轴承。下面主要介绍滚动轴承的噪声控制。

滚动轴承通常由外环、内环、滚动体和保持器四部件组成。轴承内有滚动体，在内外套圈之间的滚道上滚动，内外圈受力后有变形。在高速旋转时，内外圈本身的变形可能产生径向和轴向振动，其中轴向振动较强烈，这些振动称为弹性振动。当滚动体通过受力区时，滚动体的弹性变形又加剧内外圈的弹性振动，增加了轴承的轴向、径向、轴承座的振动。当内外圈之间的间隙较大时，这种振动与传动轴和齿轮，或其他回转体的弯曲振动或扭转振动发生共振，辐射出强烈的噪声。控制这种本身结构振动引起的噪声，其有效方法是提高轴承刚度、减小变形，即通过调整径向和轴向间隙，增加预紧载荷，可以减少轴承振动和噪声。

轴承的制造、安装、选型对于控制滚动轴承的噪声十分重要。影响滚动轴承噪声的主要因素是轴承精度与滚动轴承类型。有试验对比了球轴承和圆锥滚子轴承，结果表明球轴承的工作噪声较低，而且对轴承零件几何精度及装配质量等反应不敏感，而圆锥滚子轴承就较敏感。从降低噪声要求，应选取球轴承。另外，对于同类型的支承，轴承的内径越大，引起的振动和噪声也越大。根据试验证明，轴承滚动体、内环、外环各自精度提高，轴承噪声降低，而滚动体精度是影响轴承噪声的主要因素。为降低轴承振动的噪声，可采用精研球工艺方法取代串光球的工艺方法。这样振动平均降低9～17dB。

对于滚动轴承噪声的一些频率，可以按照以下的公式计算。

1）由转动不平衡引起回转基频

　　（27-11-4）

式中　n——环转动频率，r/min。

2）保持架的转动频率（即滚动体绕轴承中心的转动频率），这些频率的噪声表明滚动体或保持架的不规则性。

当内环转动，外环固定时：

　　（27-11-5）

当内环固定，外环转动时：

　　（27-11-6）

式中，d为滚动体直径，mm；E为轴承节径，mm；β为接触角，（°）。

3）滚动体的自转频率：

　　（27-11-7）

当滚动体上有一个粗糙斑点或凹陷时，粗糙斑点分别与内环和外环各接触一次，由此引起的噪声频率成分为2f_s。

4）保持架与轴承转动环之间的相对运动频率：

　　（27-11-8）

设滚动轴承的滚动体数为N，轴承转动环的轨道不规则，其噪声频率为，若轴承固定环的轨道不规则时，其频率为Nf_t。

11.4.4　液压系统噪声

液压系统的噪声主要由液压泵流量脉动引起的噪声、液压阀开闭噪声以及液压系统的机械噪声组成。

11.4.4.1　液压泵噪声

液压传动中噪声产生的原因错综复杂，涉及整个液压系统的设计、液压元件的设计与选配及实际工作中的使用和维护。在液压传动系统中液压泵是主要的噪声源，有大约70%的噪声和振动起源于液压泵。液压泵的噪声主要因压力脉动现象和困油气穴现象产生。

液压泵在排油过程中，瞬时流量是不均匀的，每个工作油腔的体积会产生周期性的变化，在吸油区，体积从小变大，在压油区，体积从大变小。当液压泵的转速恒定时，每转的瞬时流量却按同一规律变化，这种固有的流量脉动引起了油液压力的周期脉动现象将会引起泵壳管道振动而发出噪声。

齿轮泵要平稳地工作，齿轮啮合的重叠系数必须大于1，即总有两对齿轮同时啮合。因此有一部分油液被围困在两对齿轮所形成的封闭腔之内，这个封闭腔的容积先随齿轮转动逐渐减小以后逐渐增大，由于液体的可压缩性很小，封闭腔容积由大变小时会使被困油液受挤压而产生高压，且远远超过齿轮泵的输出压力，使轴承等受到附加的不平衡负载作用，增加了功率损失，并导致油液发热。封闭腔容积的增大又会造成局部真空，使溶于油液中的气体分离，产生气穴。这些都会引起噪声和振动，这就是困油现象，它与液压阀的气穴现象是相互关联的。

11.4.4.2　液压阀噪声

最常见的是因气穴现象而产生的“嘘嘘”高速喷流声。油液通过阀口节流将产生200Hz以上的噪声；在喷流状态下，油液流速不均匀形成涡流或因液流被剪切产生噪声。解决办法是，提高节流口的下游背压，使其高于空气分离压力的临界值，一般可用二级或三级减压的办法，以防产生气穴现象。

液压泵的压力脉动会使阀产生共振（阀开口很小时发生），增大总的噪声；阀芯拍击阀座也会产生很响的蜂鸣声；突然开、关液压阀，会造成液压冲击，引起振动和噪声；因液压阀工作部分的缺陷或磨损而发出尖叫声。

11.4.4.3　机械噪声

产生液压系统机械噪声的原因包括机械结构运动副的冲击及弹性变形、液压冲击、气穴现象及流体的速度能对机械结构的冲击激励。系统中转动件因设计、制造、安装的误差造成偏心，产生周期性的振动并辐射出恒定的噪声。因此，在制造和安装过程中，应尽量减小转动件的偏心量，以保证转动件的平衡，减少管道的振动（共振）引起的噪声，电动机的电磁噪声，轴承损坏引发的噪声，联轴器的振动或撞击引发的噪声和其他机械部位引发的噪声等。

11.4.5　电磁噪声

电磁噪声属于机械性噪声。由于电动机或发电机空隙中磁场脉动、定子与转子之间交变电磁引力、磁致伸缩引起电机结构振动而产生的倍频声。交变力与磁通密度的平方成正比。它的切向矢量形成的转矩有助于转子的转动，而径向分量引起噪声。噪声频率与电源频率有关，电机的电磁振动一般在100～4000Hz频率范围内。电磁噪声的大小与电动机的功率及极数有关。对于一般小型电动机功率不大，电磁噪声并不突出，但对于大型电机，功率很大，电磁噪声则不可忽略。

电磁噪声主要包括感应电机噪声、沟槽谐波噪声和槽噪声。

感应电机噪声是电机中发出的嗡嗡声，其频率为电源频率f₁=50Hz的两倍，即为2×50=100Hz，它是由定子中磁带伸缩引起的。

当转子的导体通过定子磁板时，作用在转子和定子气隙中的整个磁动势将发生变化而引起噪声，这就是沟槽谐波噪声，其频率表达式为：

　（27-11-9）

式中，R为转子槽数；n为转速，r/min； f₁是电源频率。

槽噪声是由于定子内廓引起的气隙的突然变化，使空气压力脉动，从而引起噪声，其频率为：

　　（27-11-10）

式中，R_s为定子槽数；n为转子转速，r/min。

电源电压不稳时，最容易产生电磁振动和电磁噪声。由于转子在定子内有偏心，引起气隙偏心，对电磁噪声也有影响。开式电动机的通风是使气流径向通过转子槽，横越气隙并通过定子线包，气流突然中断时，由于空气流的断续，也会引起噪声。

稳定电源电压、提高电机的制造装配精度以及改变槽的数量可明显降低电磁噪声。

11.4.6　空气动力噪声

空气动力性噪声是气体的流动或物体在气体中运动引起空气的振动产生的，如风扇、风机、空气压缩机、内燃机的燃烧和排气、喷气飞机、火箭、高速列车、锅炉排气放空以及气动传动系统的放空等所产生的噪声均属此类。在空气动力机械中，空气动力性噪声一般高于机械性噪声，而且影响范围广、危害也较大。

一些机械有吸排气过程，由于气体非稳定流动，即气流的扰动，气体与气体及气体与物体相互作用产生噪声。以风机为例，从噪声产生的机理来看，它主要由两种成分组成，即旋转噪声和涡流噪声。如风机出口直接排入大气，还有排气噪声。旋转噪声是由于工作轮旋转时，轮上的叶片打击周围的气体介质、引起周围气体的压力脉动而形成的。对于给定的空间某质点来说，每当叶片通过时，打击这一质点气体的压力便迅速起伏一次，旋转叶片连续地逐个掠过，就不断地产生压力脉动，造成气流很大的不均匀性，从而向周围辐射噪声。涡流噪声主要是气流流经叶片界面产生分裂时，形成附面层及旋涡分裂脱离，而引起叶片上压力的脉动，辐射出一种非稳定的流动噪声。

产生空气动力性噪声的声源一般可分为三类，分别可以用简单模型表示，即单极子、偶极子和四极子。

单极子声源可认为是一个脉动质量流的点源，类似于一个球作呼吸脉动，产生一个球面波。常见的单极子声源有爆炸、质点的燃烧等，空压机的排气管端，当声波波长大于排气管直径时也可以看成一个单极子声源。

偶极子源可认为是由于气体给气体一个周期力的作用而产生的。常见的机翼和风扇叶片的尾部涡流脱落可以认为是偶极子源。偶极子源有辐射指向性。

四极子源由两个具有相反相位的偶极子源组成。因为偶极有一个轴，所以偶极的组合可以是侧向的，也可以是纵向的。侧向四极子代表切应力造成的，而纵向四极子则表示纵向应力造成的。四极子源既没有净质量流量，也没有净作用力存在。因此四极子源是在自由紊流中产生的。如喷气噪声和阀门噪声等都是四极子声源，四极子源也有辐射指向特性。

根据空气动力性噪声产生的原因，其基本控制原则有：①防止气流压力突变，消除湍流噪声、喷注噪声和激波噪声；②降低气体流速，减小气体压降和分散压降，改变噪声的峰值频率；③设计高效消声器，在进气口和排气口安装消声器；④降低气流管道噪声，如改变管道支撑位置等。