柴油機噪聲研究匯報 1

1、柴油機噪聲研究匯報摘要：關(guān)鍵字：噪聲 噪聲識別 引言噪聲對人的聽覺器官、神經(jīng)系統(tǒng)、心血管系統(tǒng)、胃腸道系統(tǒng)等有不良影響；妨礙眨眼、影響工作學習；還會產(chǎn)生結(jié)構(gòu)物聲疲勞，使結(jié)構(gòu)物受到損傷。為了防止噪聲污染，國內(nèi)外都制定了許多有關(guān)噪聲控制的標準和法規(guī)，并且愈來愈嚴格。內(nèi)燃機作為動力機械其噪聲控制問題也引起各界重視。內(nèi)燃機噪聲分為機械噪聲、空氣動力性噪聲和燃燒噪聲。燃燒噪聲對內(nèi)燃機整機噪聲的貢獻占有重要地位的。通常把燃料在氣缸內(nèi)燃燒時使缸內(nèi)壓力急劇上升產(chǎn)生的動載荷和沖擊波引起的高頻振動經(jīng)氣缸蓋、氣缸套、活塞連桿曲軸及主軸承傳至機體以及通過氣缸蓋等引起內(nèi)燃機結(jié)構(gòu)表面振動而輻射出來的這部分噪聲稱為燃燒噪聲。

2、內(nèi)燃機的機械噪聲是指由于氣體力和慣性力的作用，使運動零件越過配合間隙產(chǎn)生撞擊而激發(fā)的噪聲，以及由于機 圖1 內(nèi)燃機噪聲分類械作用力的突然變動而激發(fā)的噪聲，主要有活塞敲擊噪聲、齒輪嚙合噪聲、配氣機構(gòu)噪聲、高壓油泵噪聲、軸承噪聲、不平衡慣性力引起的機體振動和噪聲。內(nèi)燃機工作者在分析內(nèi)燃機噪聲的機理、進行噪聲測試和聲源識別、研制降噪產(chǎn)品等方面作了大量研究工作。 文中將近年來內(nèi)燃機噪聲研究的發(fā)展及成果作了簡略綜述。1、 燃燒噪聲1.1 燃燒噪聲的根源氣缸內(nèi)氣體壓力的劇變是內(nèi)燃機產(chǎn)生燃燒噪聲的根源，從機理分析有三方面的原因。 a、氣缸內(nèi)的壓力劇變產(chǎn)生強烈的沖擊性動力載荷，形成瞬間激勵，并通過氣缸體、活塞

3、連桿機構(gòu)、曲軸及其支承最后傳到內(nèi)燃機的整體，使整機產(chǎn)生結(jié)構(gòu)振動。b、在滯燃期內(nèi)，燃料著火與傳播引起局部地區(qū)壓力急劇升高，同時也傳播著具有沖擊性質(zhì)的壓力波。這種沖擊波遇到燃燒室壁面后進行多次反射，就形成氣體的高頻振動，這種高頻振動在膨脹行程中要保持相當長的時間，由此輻射出氣缸內(nèi)氣體的高頻噪聲。1.2 燃燒噪聲頻譜特性燃燒噪聲源的強弱普遍用氣缸壓力的頻譜曲線來表示。氣缸壓力頻譜曲線為氣體壓力、壓力曲線的形狀積分、壓力增長率及壓力二次增長率等的函數(shù)。如圖1所示，頻譜曲線分為低頻（300Hz以下）、中頻（3001000Hz）和高頻（1000Hz以上）三段，劃分標準根據(jù)頻率范圍各不相同。低頻段包括由氣缸

4、壓力的基頻開始的頭幾個諧波頻率，在此段內(nèi)，氣缸壓力級達到最大值，它的數(shù)值主要是由氣缸最大壓力值及壓力曲線的形狀所決定的；中頻段的特點是氣缸壓力級以對數(shù)規(guī)律作線性遞減，該頻段燃燒噪聲主要由壓力對數(shù)規(guī)律作線性遞減，該頻段燃燒噪聲主要由壓力升高率決定；高頻段出現(xiàn)另一個壓力級的峰值，這個峰值是由氣缸內(nèi)氣體的高頻振動而引起的。氣缸壓力級頻譜曲線的高頻段愈高，柴油機的燃燒噪聲和總噪聲水平均隨燃燒壓力振蕩最大幅值的增加而升高。圖1 氣缸內(nèi)氣體壓力及其頻譜曲線1.3 燃燒噪聲的傳播途徑燃燒噪聲經(jīng)由兩條路徑傳播并輻射出來：一是經(jīng)過氣缸蓋及氣缸套經(jīng)由氣缸體上部向外輻射；另一條路徑是經(jīng)過曲柄連桿機構(gòu)，即活塞、連桿、

5、曲軸和主軸承經(jīng)由氣缸體下部向外輻射。 1.4 影響燃燒噪聲的因素壓力升高率是激發(fā)內(nèi)燃機燃燒噪聲的根本因素，而壓力升高率主要取決于滯燃期內(nèi)形成的可燃混合氣的數(shù)量。而影響滯燃期內(nèi)形成的可燃混合氣的數(shù)量有很多，大致可以分為以下幾種：1.4.1 燃燒過程參數(shù)的影響燃燒過程對燃燒噪聲的影響參數(shù)包括燃滯燃期、燒室壁面溫度和燃燒室氣體溫度等。滯燃期短，說明在相同的噴油始點時，燃燒開始點較早，在燃燒開始前那段時間內(nèi)噴入的燃料量較少，因而在著火前形成的可燃混合氣數(shù)量也較少，著火后壓力增長較為緩慢；而滯燃期長，則著火前形成的可燃混合氣數(shù)量多，這些燃料在燃燒過程的第二階段幾乎同時燃燒，致使氣缸壓 圖2 燃燒噪聲各影

6、響因素拓撲圖力升高率和最高燃燒壓力都比較高，從而激發(fā)強烈的燃燒噪聲。奧地利AVL的RusT等通過測試燃燒室壁溫，研究了瞬態(tài)工況變化對燃燒室壁面溫度的影響進而影響燃燒噪聲的問題，但并未研究示功圖以及壓升率等反映燃燒過程粗暴性的定量特征。天津大學衛(wèi)海橋教授通過對瞬態(tài)與穩(wěn)態(tài)過程的壁而溫度差異的研究分析，從氣體動力載荷和高頻壓力振蕩兩方面分析研究瞬態(tài)噪聲與穩(wěn)態(tài)噪聲產(chǎn)生差異的機理。研究表明：1、壁面溫度對氣體動力載荷的影響主要體現(xiàn)在對滯燃期的影響，較高的壁面溫度將縮短滯燃期，減少滯燃期內(nèi)噴入的油量，發(fā)動機工作較為柔和，壓升率下降，有利于降低燃燒噪聲；2、燃燒過程放熱使得燃氣溫度急劇上升，而燃燒室空腔的各

7、階模態(tài)頻率隨空腔溫度上升呈上升趨勢，另一面燃燒室空腔隨著活塞在上止點容積最小位置開始下移，容積增大，空腔聲模態(tài)自振頻率呈下降趨勢，這種空腔的各階模態(tài)頻率的變化，將影響壓力高頻振蕩頻率和幅值變化，影響到高頻燃燒噪聲的輻射。燃燒室氣體溫度高低將影響滯燃期的長短，進而影響著火前形成的可燃混合氣數(shù)量，從而影響燃燒噪聲。1.4.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響影響燃燒噪聲的結(jié)構(gòu)參數(shù)包括燃燒室和供油系統(tǒng)參數(shù)燃燒室的結(jié)構(gòu)形狀與混合氣的形成和燃燒有密切的關(guān)系，不但直接影響柴油機的性能，而且影響著著火延遲期、壓力升高率，從而影響燃燒值噪聲。研究表明：型直噴式燃燒室和淺盆型直噴式燃燒室的燃燒噪聲最大，分隔式的燃燒噪聲較低。供油

8、提前角對燃燒噪聲的影響，主要從氣體動力負荷和缸內(nèi)壓力高頻振蕩兩方面影響的。不同供油提前角，針閥最大升程和針閥開啟持續(xù)時間以及油管壓力也不同，導致滯燃期內(nèi)噴入的燃油量和燃燒的劇烈程度及燃燒壓力、壓力升高率、燃燒放熱量等有差異，而燃燒放熱量的差異影響到壁面溫度的變化，導致滯燃期發(fā)生改變；由于不同供油提前角燃燒始點和燃燒過程燃氣溫度的差異，導致燃燒過程燃燒室空腔由于受到激勵產(chǎn)生壓力高頻振蕩時刻，燃燒室空腔的聲模態(tài)頻率發(fā)生改變，產(chǎn)生壓力振蕩的頻率發(fā)生改變。同時，噴油孔面積以及渦流比等也將影響燃燒噪聲。1.4.3 工況參數(shù)的影響影響燃燒噪聲的工況參數(shù)包括負荷和轉(zhuǎn)速。負荷的增加，一方面，每循環(huán)的噴油量增加

9、，從而使放熱量增加，這將使速燃期內(nèi)燃燒加速度和放熱加速度提高，進而使缸內(nèi)最大燃燒壓力及壓力升高率增高，使燃燒噪聲增強；另一方面，隨著負荷的增加，燃燒室壁面溫度提高，改善了油氣的混合，縮短了滯燃期。在兩種相反因素的互相制約下，負荷對壓力振蕩的影響不大，而頻率隨負荷的增加而略有提高。是因為負荷增加后，缸內(nèi)的溫度升高，使當?shù)氐穆曀偬岣?，使頻率略有增加。另外，氣缸與活塞的間隙也會變小，這都會使機械噪聲減輕。所以，負荷對柴油機的噪聲影響較小。當轉(zhuǎn)速提高時，燃燒過程中的滯燃期按時間計算就會縮短，但是按曲軸轉(zhuǎn)角計算則會增大，所以缸內(nèi)燃燒壓力振蕩振幅大小和氣體壓力升高率都會增大，從而增大燃燒噪聲。1.4.4

10、其它參數(shù)的影響其它參數(shù)對燃燒噪聲的影響主要是指燃料、增壓、壓縮比和EGR率等因素。燃油品質(zhì)（十六烷值、碳氫組分、密度和蒸發(fā)率等）不同,噴入燃燒室后所進行的著火前的物理、化學準備過程就不同,從而導致著火延遲時間不同。同時，不同燃料的放熱率也不同，引起氣缸壓力的變化，進而影響燃燒噪聲的強弱。增壓后，進入氣缸的空氣充量密度增加，溫度和壓力也增加，改善了燃油混合氣的著火條件，同時也使滯燃期縮短。雖然這是缸內(nèi)的燃燒最高爆發(fā)壓力增大，但是缸內(nèi)氣體的壓力升高率和壓力升高比均降低，使燃燒過程變得平穩(wěn)，對降低燃燒噪聲產(chǎn)生影響。提高壓縮比可以提高壓縮終了的溫度和壓力,使燃料著火 圖3 機械噪聲的物理、化學準備階段

11、得以改善,從而縮短著火延遲期,降低壓力升高率,使燃燒噪聲降低。但壓縮比增大會使氣缸內(nèi)壓力增加,導致活塞敲擊聲增大。因此,提高壓縮比不會使發(fā)動機的總噪聲有很大降低。EGR使得進氣溫度提高，適當?shù)腅GR率可以使缸內(nèi)壓力最大值和壓力升高率降低，同時引入EGR后，使得進氣溫度提高，滯燃期縮短；而且廢氣中比熱容較高的物質(zhì)（如CO2）會吸收燃燒產(chǎn)生的熱量，降低燃燒溫度，使得燃燒速度放緩，使得缸內(nèi)壓力高頻振蕩減弱，三者使得燃燒噪聲降低。2 機械噪聲2.1 活塞敲擊噪聲活塞對氣缸的敲擊發(fā)生在上止點和下止點的附近，且以壓縮上止點附近的敲擊最為嚴重。敲擊的強度主要取決于氣缸的最高爆發(fā)壓力和活塞與缸套之間的間隙，所

12、以活塞敲擊噪聲既和燃燒有關(guān)，又和內(nèi)燃機結(jié)構(gòu)有關(guān)。 2.1.1 活塞敲擊噪聲產(chǎn)生機理在壓縮上止點的前與后，連桿都是受壓的，因此隨著越過上止點后連 桿位置的變更，活塞所受側(cè)向力也由指向次推力面變成指向主推力面。側(cè)向力方向的周期性變化，必然導致活塞從一側(cè)移向另一側(cè)的橫向運動，造成對缸壁推力面的敲擊。高速運行時，這種敲擊的速度高，敲擊力很大。由于活塞可繞活塞銷轉(zhuǎn)動，所以活塞敲擊可在任何位置發(fā)生，但以上下止點，尤其是壓縮上止點附近為最強。圖4 壓縮上止點附近活塞所受側(cè)向力的變化2.1.2 影響活塞敲擊噪聲的因素及控制措施影響活塞敲擊噪聲的主要因素有很多，主要有活塞銷孔偏置、活塞冷態(tài)配缸間隙、活塞群部設(shè)計

13、及活塞剛度等。a. 活塞銷孔偏置一般的活塞銷孔通過活塞中心，如果將活塞銷孔適當?shù)爻魍屏γ嬉埔稽c，則可降低活塞的敲擊噪聲。反之，若活塞銷孔朝次推力面移一點，則會增加活塞的敲擊噪聲。圖5 某發(fā)動機設(shè)計參數(shù)的改變對活塞敲擊噪聲的影響活塞向上止點接近時，指向次推力面的側(cè)向力逐漸減小。此時由于活塞銷孔偏向主推力面，使得氣壓力和活塞慣性力的合力不通過活塞銷孔，而對活塞產(chǎn)生一個力矩。這個力矩最終迫使活塞群部率先脫離次推力面，靠到主推力面上，此時活塞傾斜。待過了上止點，活塞下行時，側(cè)向力易向，活塞便貼合在主推力面上了，從而使活塞的橫向運動分成兩步進行，減小了撞擊作用，使噪聲減小，特別是1000Hz以上的高頻

14、部分明顯地降低。b. 配缸間隙配缸間隙是影響活塞敲擊噪聲強度的主要因素。鋁合金活塞的熱膨脹系數(shù)比鑄鐵活塞大，裝入缸套時冷態(tài)需留較大間隙。減小活塞冷態(tài)配缸間隙可以降低活塞對缸壁的敲擊力。從而降低活塞的敲擊噪聲。減小活塞冷態(tài)配缸間隙的措施有主要有:采用調(diào)質(zhì)活塞、橢圓錐體裙活塞、組合式活塞以及改進活塞材料等。c.活塞群部長度適當?shù)脑黾踊钊翰块L度，既可以減少活塞搖擺的幅度又能增加活塞與缸壁撞擊時的承壓面積，還可以降低活塞敲擊噪聲，但也有相反情況，增加活塞長度會使噪聲增加。d.活塞環(huán)數(shù)量?；钊h(huán)與缸壁間的摩擦會引起缸壁振動，增加噪聲。活塞環(huán)數(shù)量增多則這類噪聲加劇。同時，活塞環(huán)數(shù)量增多，則傳熱加劇，活塞

15、溫度降低，間隙增大，敲擊噪聲增大?？偟膩碚f，活塞環(huán)數(shù)量應(yīng)盡可能地減少。2.2 正時齒輪噪聲2.2.1 齒輪噪聲發(fā)生機理一對嚙合齒輪的兩齒面的接觸點上存在相對滑動速度，且其方向交變，因此存在方向交變的滑動摩擦力，產(chǎn)生沖擊力。由于齒輪的制造誤差、安裝誤差、齒輪受力變形和軸系扭振等，齒與齒之間必定發(fā)生撞擊力。此兩力將引起噪聲的產(chǎn)生。齒輪噪聲往往包括高頻和低頻兩種頻率成分。高頻噪聲主要是由齒輪的基節(jié)發(fā)生偏差而引起的，它是齒輪噪聲的主要成分?；?jié)偏差會使齒輪在嚙合與分離時產(chǎn)生周期性撞擊，即嚙合撞擊。無論主動輪的基節(jié)大于還是小于從動輪的基節(jié)，都將使齒輪轉(zhuǎn)過每一個輪齒都產(chǎn)生撞擊，即每轉(zhuǎn)一圈撞擊的次數(shù)與齒輪的

16、齒數(shù)相等，其嚙合頻率為 （1）式中，n為轉(zhuǎn)速，單位為r/min，z為齒數(shù)。當這種嚙合撞擊的頻率與齒輪傳動系統(tǒng)產(chǎn)生共振時，會激發(fā)出強烈的噪聲，即使是很精密的齒輪也會如此。如齒輪的嚙合頻率和齒輪本身的某階固有頻率相同時，會激發(fā)出共振噪聲。嚙合撞擊與摩擦則會激發(fā)高頻噪聲此外，齒輪制造過程中或多或少會在齒輪節(jié)圓中心和軸孔中心之間形成一點偏心，使得齒輪在旋轉(zhuǎn)過程中嚙合的松緊程度發(fā)生周期性的變化，因而由嚙合引起的齒輪振動的幅值也作周期性變化，其頻率稱為回轉(zhuǎn)頻率 （2）齒輪的嚙合的低頻噪聲主要是由周節(jié)累積誤差所引起的，由于有周節(jié)累積誤差，齒輪每轉(zhuǎn)一圈就產(chǎn)生一次激勵，其頻率為 （3）2.2.2 影響齒輪噪聲的

17、因素及控制措施2.2.2.1影響齒輪噪聲的因素影響齒輪噪聲的因素包括齒輪參數(shù)、齒輪的結(jié)構(gòu)和形狀、齒輪的精度和光潔度以及軸系的剛度和潤滑油等。(l) 齒輪參數(shù)以及齒輪的結(jié)構(gòu)和形狀選用合理的齒輪參數(shù)可以有效的減少齒輪噪聲。其中影響噪聲的主要參數(shù)有:壓力角、齒側(cè)間隙、嚙合系數(shù)、模數(shù)以及螺旋角等。a.模數(shù)當傳遞較大載荷時，由于輪齒嚙合的動態(tài)激勵主要是輪齒的彎曲變形引起的，而輪齒的彎曲剛度又與模數(shù)成正比，因此增大模數(shù)可減小輪齒的動態(tài)激勵，從而降低噪聲。在傳遞載荷較小或空載時,此時輪齒誤差的影響會遠大于輪齒變形，我們就應(yīng)從齒輪加工誤差的角度來考慮模數(shù)大小對噪聲的影響例如，齒距誤差P可按下式求得：P=C1

18、+C2M+C3 (1)式中do齒輪節(jié)圓直徑M 模數(shù)C1、C2、C3有關(guān)常數(shù)算而齒形誤差f則可由下式計:f=C4M+C5 (2)式中C4，C5為有關(guān)常數(shù)。由(1)(2)兩式可以看出，上述兩項誤差直接與模數(shù)有關(guān)，并且模數(shù)大，齒形誤差大噪聲也大。因此，在傳遞載荷較小或空載時，在齒輪強度允許的情況下，應(yīng)盡可能取小模數(shù)。b. 齒側(cè)間隙齒側(cè)間隙應(yīng)控制在0.2mm以下，此時的齒輪噪聲變化不大，但超過0.2mm時，噪聲劇增。因為齒側(cè)間隙過小時，在嚙合過程中會將齒輪間的油和空氣高速擠出，從而產(chǎn)生很高的噪聲，遠超過齒輪本身振動造成的噪聲。齒輪的結(jié)構(gòu)和形狀，比如直徑、齒寬及輪體形狀等參數(shù)對齒輪噪聲的影響較大。比如齒

19、輪直徑加大，則圓周速度增大，撞擊加劇;同時，齒輪面積也增大，發(fā)射噪聲的面積增大。這兩個因素都促使噪聲增大。故應(yīng)盡可能降低齒輪直徑。而齒寬增加，則齒輪彎曲量減小，噪聲約可降低2dB。若齒面精度不能保證，或者軸的彎曲振動很大，則齒寬增大會造成接觸不良，反而增加噪聲。c. 重合度增大重合度可以減小齒輪傳動的噪聲。首先，增大重合度可以減小單對輪齒的負荷從而可以減小嚙入和嚙出的負荷沖擊，降低齒輪噪聲。其次，隨著接觸齒對的增加，單對輪齒的傳動誤差被均化，從而減小了輪齒的動態(tài)激勵。此外，幾乎所有的對齒輪噪聲有影響的輪齒參數(shù)，實際上都是由于他們對重合度的影響而起作用的。例如，對于重合度為13的圓柱齒輪，降低齒

20、輪的壓力角，減小模數(shù)，使齒頂高有較小的增加，均是由于增大了重合度而使齒輪噪聲降低的。當然，壓力角減小，增加了輪齒的柔性，也降低了動態(tài)激勵，從而有利于噪聲的降低。d.齒的修形、整形和變位在齒輪的實際工作狀態(tài)下，由于輪齒、傳動軸和箱體的變形會使輪齒在嚙入和嚙出時產(chǎn)生干涉和沖擊，引起強烈的振動和噪聲為此，可采用進行修形、整形和變位的方式對嚙合變形進行補償達到降低振動和噪聲的目的。（2）軸系軸系的彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動都會加劇齒輪振動。軸系的彎曲振動使得嚙合齒輪的中心線之間不再保持平行，于是齒與齒之間發(fā)生干涉，引起撞擊。軸系的扭轉(zhuǎn)振動使得它上面的齒輪或前或后地偏離于不發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時的正常位置，于是齒與齒之

21、間也發(fā)生干涉，引起撞擊。因此，一切能抑制軸系彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動的措施都能降低齒輪振動和噪聲，例如避開軸系共振，采用平衡機構(gòu)、裝設(shè)減振器等2.2.2.2齒輪噪聲的控制a) 采用高內(nèi)阻的齒輪材料或采用隔振措施b) 選用合理的齒輪參數(shù)和結(jié)構(gòu)c) 提高齒輪加工精度d) 對齒輪進行修緣e) 系統(tǒng)動力學控制2.3 配氣機構(gòu)噪聲2.3.1 配氣機構(gòu)噪聲產(chǎn)生機理內(nèi)燃機配氣機構(gòu)噪聲可分為氣門桿與搖臂的撞擊噪聲、氣門落座噪聲、鏈條噪聲以及摩擦振動噪聲等a.氣門桿與搖臂的撞擊噪聲由于內(nèi)燃機可達很高的工作溫度，必須考慮配氣機構(gòu)各個傳動零件的熱膨脹。未采用液壓挺柱的配氣機構(gòu)中，常溫下在氣門桿與搖臂之間必須留有氣門間隙。

22、開啟氣門時，搖臂越過氣門間隙才能壓迫氣門桿運動，這就產(chǎn)生了撞擊，發(fā)出噪聲。b.氣門落座噪聲打開的氣門依靠彈簧的作用力恢復到關(guān)閉狀態(tài)。在彈簧作用力下，氣門與氣門座之間將產(chǎn)生撞擊，發(fā)出噪聲。c.摩擦振動噪聲凸輪和挺柱之間在很大的正壓力下相對滑移，因此存在很大的摩擦力。這種摩擦力可激發(fā)起摩擦振動，從而產(chǎn)生噪聲。d.傳動鏈噪聲發(fā)動機高速運行時，配氣機構(gòu)的各個零件（氣門、搖臂、推桿和挺柱）可達很高的速度，而且方向變換頻繁，故其加速度甚高;可能出現(xiàn)傳動鏈脫節(jié)現(xiàn)象。脫節(jié)后搖臂和氣門上不再存在來自凸輪的作用力，氣門完全在氣門彈簧的壓力下落座，此時氣門對氣門座的撞擊力比正常情況大得多，撞擊噪聲也很大2.3.2

23、影響配氣機構(gòu)噪聲的因素及控制措施2.3.2.1 影響配氣機構(gòu)噪聲的因素A. 氣門間隙減小氣門間隙可減少搖臂與氣門之間的撞擊，但是氣門間隙不能太小。采用液力挺柱可以從根本上消除氣門間隙，降低噪聲。B. 轉(zhuǎn)速配氣機構(gòu)噪聲級隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加而增加，總的趨勢接近于正比關(guān)系。C. 凸輪型線對通過運動學設(shè)計的凸輪進行動力學修正，使氣門能按理想的規(guī)律運動。為了避免配氣機構(gòu)傳動鏈脫節(jié)，應(yīng)使凸輪的加速度曲線平滑。D. 配氣機構(gòu)零件的剛度和重量提高剛度可減少振動。提高彈簧剛度，可減少振動和傳動鏈脫節(jié)?？s短推桿長度是減輕系統(tǒng)重量、提高剛度的有效措施。頂置式凸輪軸取消了推桿，對減小噪聲特別有利。2.3.2.2配氣

24、機構(gòu)噪聲控制a) 選用性能優(yōu)良的凸輪型線常用的有復合正弦拋物線函數(shù)凸輪、復合多項高次方凸輪、復合低次方凸輪、N次諧波凸輪及樣條函數(shù)凸輪。b) 減輕驅(qū)動元件的質(zhì)量減輕質(zhì)量可提高配氣機構(gòu)的固有頻率，減小慣性力。例如高速發(fā)動機，采用頂置凸輪軸。這對減少配氣機構(gòu)噪聲和改善動力特性是有利的。另外，從噪聲傳播途徑上考慮，采用剛度大的氣缸蓋也能減少噪聲向外的輻射，起到降噪作用。2.4 供油系統(tǒng)噪聲供油系統(tǒng)噪聲的主要頻率成分在幾千赫茲以上的高頻區(qū)域，其噪聲主要是由于噴油泵和高壓油管及噴油器振動引起，可分為流體噪聲和機械噪聲。流體噪聲包括液壓泵壓力脈動激發(fā)的噪聲、油路空穴噪聲和噴油系統(tǒng)管道的共振噪聲。機械噪聲包

25、括噴油泵凸輪和滾輪體之間的周期性沖擊和摩擦引起的噪聲，特別是當恢復彈簧的固有頻率與這種周期性的沖擊頻率接近時，會產(chǎn)生共振，使噪聲加劇。噴油泵的噪聲主要是由周期性變化的柱塞上部的燃油壓力、高壓油管內(nèi)的燃油壓力和發(fā)動機的往復運動慣性力激發(fā)泵體本身振動而引起的其噪聲大小與轉(zhuǎn)速、泵內(nèi)燃油壓力、供油量及泵的結(jié)構(gòu)有關(guān)。2.5 軸承噪聲軸承本身噪聲并不大，但它對整機的支承剛度和固有頻率有較大影響。軸承的振動又導致軸系的共振而產(chǎn)生噪聲。對于滑動軸承，當軸承間隙增大時，油膜壓力和軸承的軸心軌跡將發(fā)生較大變化，會促使機體振動加劇，噪聲增大。對于滾動軸承，當軸承受到徑向載荷時，滾動體和套圈將產(chǎn)生彈性變形。隨著軸的旋

26、轉(zhuǎn)，軸心產(chǎn)生周期性的跳動，使?jié)L動體、套圈和軸承保持架之間產(chǎn)生撞擊和摩擦聲。軸承的結(jié)構(gòu)形式和加工精度對軸承噪聲有很大影響。另外，軸承的安裝、軸承內(nèi)的雜質(zhì)和灰塵等對軸承噪聲有很大影響。2.6 發(fā)動機機體部件的結(jié)構(gòu)響應(yīng)和輻射噪聲發(fā)動機中的活塞曲柄連桿機構(gòu)的運轉(zhuǎn)過程中將產(chǎn)生往復慣性力和離心慣性力。各階往復慣性力作用在氣缸中心線上并隨曲軸轉(zhuǎn)角的不同而改變自身的大小和方向，離心慣性力雖然大小不變，但自身的方向隨曲軸位置而定。發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中這些周期性變化的力將通過曲軸頸傳給缸體和機體，引起振動和噪聲。影響這些振動噪聲的因素有：發(fā)動機的結(jié)構(gòu)參數(shù)，如缸3 空氣動力學噪聲空氣動力學噪聲是氣體流動（如周期性進氣、

27、排氣）或物體在空氣中運動，空氣與物體撞擊，引起空氣產(chǎn)生的渦流；或者由于空氣發(fā)生壓力突變形成空氣擾動與膨脹（如高壓氣體向空氣中噴射）等而產(chǎn)生的噪聲。一般說來，空氣動力噪聲是直接向大氣輻射的，在發(fā)動機噪 聲的組成當中，如果不安裝消聲器，排氣噪聲的聲壓級是最大的，其次是進氣和風扇噪聲。3.1 風扇噪聲3.1.1 風扇噪聲產(chǎn)生機理風扇噪聲主要是由風扇葉片切割空氣或由風扇后面的部件所產(chǎn)生的空氣紊流產(chǎn)生的，即由葉片旋轉(zhuǎn)噪聲和渦流噪聲引起的，前者是窄帶噪聲，后者是寬帶噪聲，與轉(zhuǎn)速成正比。此外，風扇的護風圈等結(jié)構(gòu)由于共振也會產(chǎn)生機械噪聲。a、 旋轉(zhuǎn)噪聲旋轉(zhuǎn)噪聲與葉輪的旋轉(zhuǎn)有關(guān)。離散噪聲是由于葉片周圍不對稱結(jié)構(gòu)

28、與葉片旋轉(zhuǎn)所形成的周向不均勻流場相互作用而產(chǎn)生的 噪聲。一般認為有以下幾種： 1) 進風口前由于前導葉或金屬網(wǎng)罩存在而產(chǎn)生的進氣干涉噪聲；2) 葉片在不光滑或不對稱機殼中產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)頻率噪聲；3) 離心出風口由于蝸舌的存在或軸流式風機后導葉的存在 圖4旋轉(zhuǎn)噪聲頻譜圖而產(chǎn)生的出口干涉噪聲。b、 渦流噪聲渦流噪聲是由風扇旋轉(zhuǎn)的葉片周期性打擊空氣質(zhì)點，引起的壓力脈動面激發(fā)的噪聲，這種周期性的壓力脈動是由一個穩(wěn)態(tài)的基頻和一系列諧波分量的疊加而成。這些脈動分量可用下式表示：式中：z風扇葉片數(shù)；n為風扇轉(zhuǎn)速（r/min）；i為不同的諧波次數(shù)，取1，2，3。風扇旋轉(zhuǎn)時，渦流噪聲的頻率取決于葉片與氣體的相對速度

29、，而葉片的圓周速度隨與圓心的距離而變化，因此，渦流噪聲的頻率是連續(xù)的，噪聲的頻譜也是連續(xù)的。渦流噪聲一般是寬頻帶噪聲，其主要峰值頻率為：式中：K為斯特勞哈爾數(shù)，取0.150.22；V為風扇圓周線速度，（m/s）；d為葉片在氣流入射方向上的厚度（m）。3.1.2 風扇噪聲的影響因素影響發(fā)動機冷卻風扇噪聲的因素主要包括以下兩點：風扇本身的幾何參數(shù)和風扇的工作環(huán)境。風扇本身的幾何參數(shù)有：葉片角度、葉片寬度、葉片數(shù)量、成形半徑及輪轂比等；工作環(huán)境的影響因素有：空氣流量、葉尖速度、氣流阻力、風圈直徑等。3.1.3 風扇噪聲的控制采取低噪音風扇設(shè)計，合理設(shè)計風扇的葉片形狀，選擇適當?shù)陌惭b角，改善氣流的流動

30、狀況，提高風扇效率，從而降低噪聲。如采用機翼形斷面的風扇，其效率要比鋼板壓制的風扇效率高得多。同時要合理設(shè)計和布置冷卻系統(tǒng)及其各部件之間的相互位置，增強內(nèi)燃機冷卻系統(tǒng)的散熱能力。如減小散熱器中心和風扇中心的偏心，縮小風扇與護風罩的間隙，合理布置風扇與散熱器的距離，增大散熱器迎風面積和減小空氣通過散熱器阻力等。此外也可采用特殊風扇，如采用尼龍風扇代替鋼板風扇，采用葉片不均勻分布的風扇、可變安裝角的柔性風扇、帶自動離合器可變速風扇等均能達到減小風扇消耗功率和降低噪聲的效果。3.2 渦輪增壓器噪聲渦輪增壓器的噪聲由壓氣機、渦輪、空氣、進排氣管道中氣體流動和排氣產(chǎn)生的空氣動力性噪聲以及軸承產(chǎn)生的機械噪

31、聲所組成，其總聲級主要取決于壓氣機葉輪的葉片旋轉(zhuǎn)噪聲。渦輪增壓器中的壓氣機的主要噪聲源為：(a)由于葉輪的旋轉(zhuǎn)，使葉輪平面空氣受到周期性擾動，在壓力面和吸力面的壓差作用下，空氣由葉片的前部被擠到后部，產(chǎn)生氣流的動力振動而引起噪聲；(b)高速旋轉(zhuǎn)的葉輪與吸入的空氣在入口處發(fā)生撞擊而產(chǎn)生的噪聲；(c)在壓氣機內(nèi)以及擴壓器內(nèi)產(chǎn)生湍流和渦流而導致噪聲；(d)高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子，由于振動、摩擦等原因而產(chǎn)生的機械噪聲。這些噪聲向四周輻射，其中由壓氣機進口處輻射出來的噪聲占有較大的比例。在這些噪聲源中，由葉片周期性沖擊空氣而產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲和高速氣流形成的渦流噪聲占主要成分。(1) 渦流噪聲氣流流經(jīng)障礙物時，由于

32、空氣分子粘滯摩擦力的影響，具有一定速度的氣流與障礙物背后相對靜止的氣體相互作用，就在障礙物下游區(qū)形成帶有渦流的氣流。這些渦旋不斷形成又不斷脫落，每一個渦旋中心的壓強低于周圍介質(zhì)壓強，每當一個渦旋脫落時，湍動氣流就會出現(xiàn)一次壓強跳變，這些跳變的壓強通過四周介質(zhì)向外傳播，并作用于障礙物，當湍動氣流中壓強脈動含有可聽聲頻成分，且強度足夠大時，則輻射出來噪聲，稱為渦流噪聲。渦流噪聲的聲功率與氣流速度的六次方成正比。渦流噪聲的聲功率可用下式近似估算：式中：k為經(jīng)驗常數(shù)，為氣體密度，Kg/m3 ；c聲速，m/s；D為管道直徑，m；為障礙物前后氣體壓力差，N/m2。(2) 葉片旋轉(zhuǎn)噪聲旋轉(zhuǎn)的動力機械與空氣相

33、互作用而連續(xù)產(chǎn)生壓力脈動，從而輻射噪聲，稱為旋轉(zhuǎn)噪聲。葉片每轉(zhuǎn)動一周，就通過其運動軌跡上某一點一次。通過該點時葉片的背面受到空氣的阻力脈沖，則葉片的反作用使空氣沿軸向向前運動，而葉片正面的壓力脈沖則把空氣向前推出。下一個葉片轉(zhuǎn)動又通過這一點重復上述過程。單位時間內(nèi)通過的葉片越多，則產(chǎn)生的壓力脈沖越多，按照傅立葉分析，這一系列壓力脈沖可以分解為一個與時間無關(guān)的直流壓力和以單位時間內(nèi)通過的葉片數(shù)目為基頻的一系列高次壓力諧波的和，以葉片通過次數(shù)為基頻的壓力諧波，當其壓力擾動足夠強，且頻率在人耳聽覺范圍之內(nèi)，則產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)噪聲。3.3 進氣噪聲3.3.1 進氣噪聲產(chǎn)生機理進氣門周期性開閉必然引起進氣管道內(nèi)

34、空氣壓力和密度起伏變化,從而形成進氣噪聲。根據(jù)產(chǎn)生機理不同,進氣噪聲主要含有如下幾種:周期性壓力脈動噪聲、渦流噪聲、汽缸的赫姆霍茲共振噪聲和進氣管的氣柱共振噪聲。1) 周期性壓力脈動噪聲新鮮空氣進入進氣管后,在氣門的開閉過程中, 必將引起發(fā)動機進氣管道中空氣壓力和速度的波動,引起空氣密度的周期性變化,產(chǎn)生周期性壓力脈動噪聲。該類型噪聲主要從節(jié)氣門沿進氣管道和空氣濾清器向外傳播。2) 渦流噪聲當高速氣流進入汽缸時,由于在氣流通道內(nèi)有氣門、氣門導管、進氣管內(nèi)的毛刺、尖棱、砂眼等障礙物,氣流受阻而形成渦流,產(chǎn)生渦流噪聲。渦流噪聲一般是寬帶、連續(xù)的高頻噪聲，主要頻率成份分布在100OHz以上。渦流噪聲

35、的聲功率可用下式近似估算：式中：k為經(jīng)驗常數(shù)，為氣體密度，Kg/m3 ；c聲速，m/s；D為管道直徑，m；為障礙物前后氣體壓力差，N/m2。3) 汽缸的赫姆霍茲共振噪聲可將發(fā)動機的汽缸看成是一個赫姆霍茲共振腔。即把汽缸看成是一個一端封閉的共振腔。其共振來源于汽缸內(nèi)氣體壓力波的激發(fā),共振頻率的大小與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速無關(guān),只取決于汽缸容積、進氣管長度和直徑。當汽缸內(nèi)的氣體壓力脈動的激發(fā)頻率等于發(fā)動 機的各階赫姆霍茲共振頻率時,汽缸內(nèi)將發(fā)生赫姆霍茲共振,此時的輻射聲能最大。第一 圖6 氣缸(亥姆霍茲共振腔)物理模型階固有頻率可由下式計算：式中：為聲速；為進氣管半；進氣管長度；為氣缸容積。4) 進氣管的氣

36、柱共振噪聲當進氣門關(guān)閉時,進氣管變成了一端封閉一端開口的等截面管,構(gòu)成了一個氣柱共振系統(tǒng)。在管道內(nèi)的氣體介質(zhì),由于具有連續(xù)分布的質(zhì)量和可壓縮性,而易發(fā)生氣柱的振動。這種氣柱振動與聲波在管道內(nèi)以氣體為媒介進行的傳播密切相關(guān)。當聲源的激振頻率與氣柱的某一階固有頻率很接近時,氣柱便發(fā)生對應(yīng)于該頻率的共振,使管道強烈振動并輻射噪聲。其固有頻率可由下式計算：式中：為諧波次數(shù)；為聲速；為進氣管長度。凡是管長等于波長奇數(shù)倍的頻率, 都將發(fā)生小振幅的共振。管道越長, 其共振頻率越低, 阻尼也越大。3.3.2 進氣噪聲的控制 合理的設(shè)計和選用空氣濾清器, 合理設(shè)計進氣管道和氣缸蓋進氣通道, 減少進氣系統(tǒng)內(nèi)壓力脈動的強度和氣門通道處的渦流強度；以及引進消聲器（如亥姆霍茲消聲器、波長管、波長管等。3.4 排氣噪聲3.4.1 排氣噪聲的產(chǎn)生機理排氣噪聲是內(nèi)燃機最主要的噪聲源，它的噪聲往往比內(nèi)燃機中其它聲源高出1015dB(A)，發(fā)動機排氣噪聲的頻譜一般包含以下頻率成分:以每秒鐘內(nèi)排氣次數(shù)為基頻的排氣噪聲、管道內(nèi)氣柱的共振噪聲、排氣歧管處的氣流吹氣聲、廢氣噴注和沖擊噪聲、氣缸赫姆霍茲共振噪聲、氣門桿背部的卡門渦流噪聲和排氣系統(tǒng)管道內(nèi)壁面處的紊流噪聲等。1) 基頻噪聲基頻噪聲是由于內(nèi)燃機每一缸的排