内燃机的主要噪声源及其相应的控制措施
内燃机所发出的噪声，可分为空气动力噪声、机械噪声和燃烧噪声。空气动力噪声主要包括进、排气和风扇噪声，其主要是由于进气、排气时和风扇旋转时引起了空气振动而主生的噪声。
燃烧噪声和机构噪声很难严格区分，常将由于气缸内燃烧所形成的压力振动通过缸盖、活塞—连杆—曲轴—机体向外辐射的噪声叫做燃烧噪声;将活塞对缸套的撞击、正时齿轮、配气机构、喷没系统等运动件之间机械撞击所产生的振动激发的噪声叫机械噪声。
内燃机各类噪声的比较
内燃机燃烧噪声 一、燃烧噪声的产生机理
滞燃期对燃烧噪声有间接的重大影响。在急燃期内，气缸压力迅速增加，直接影响到内燃机的振动和噪声。其影响的程度可用压力增长率dp/dΨ(或平均压力增长率△p/△Ψ)、最高爆发压力pz和压力升高比λ=pz/pc来衡量，pc为压缩终点压力。
关于燃烧噪声产生的机理，一般认为，由燃烧过程产生的结构振动来源于气缸内气体压力的变化，它包括由气缸内压力剧变引起的动力载荷，以及由冲击波引起气体的高频振动。
1、气体动力载荷
燃烧噪声主要是在急燃期内产生的,当缸内压力剧增时，内燃机的相应零部件便受到一定强度的动力截荷，其性质相当于一种敲击。其强弱程度主要取决于压力升高率。
2、气体的高频振动
这种冲击波达到壁面之后进行多次反射，这就形成气体的高频振动，它在膨胀过程中还要保持相当长的时间。
高频振动频率可近似计算：
二、气缸压力的频谱特性
气缸压力频谱曲线可用仪器直接测定，亦可由气缸压力曲线转换求得。
· 气缸压力曲线所包含的频率结构和每种频率成份上压力强度的大小。
· 气缸的最大压力越高，频谱曲线的低频峰值越高。
· 区域出现另一个压力级的峰值是由于燃烧开始时缸内局部地区压力急剧上升，引起气体高频振动而产生的，主要与d 2p/dΨ 2有关。
这些特定频率就是该气缸的爆发频率ƒ和以ƒ为整倍数的若干次谐频。
气缸压力频谱曲线低频段和中频段的形状基本上不受内燃机转速的影响，只是当转速升高时，曲线向高频方向平移了一段距离a。
三、气缸压力频谱与噪声的关系
燃烧气体对气缸内各零件振动的激发，可以认为是这一系列谐波单独激发的总和。这一系列谐波在气缸内可以通过三条途径传递到内燃机外表面。
实验表明，由燃烧产生的大部分振动能量是通过连杆大端和主轴承进入内燃机结构激发表面振动辐射出噪声的。
燃烧噪声的大小不仅与气缸压力频谱有关,还与内燃机的结构衰减特性有关。振动取决于激振力特性和振动系统的结构响应特性。图示为485型柴油机的结构衰减曲线，气缸压力级与内燃机噪声声压级之差称之为衰减量。对某一台内燃机来说其结构是一定的，则衰减系数也是一定的。
衰减曲线大致可分为两个区域：
· 1000Hz以下的结构衰减量很大，约为55dB/10倍频率。这主要由于内燃机结构中大多数零件的刚性都较大，自振频率处于中高频区域，因此在气缸压力频谱中，低频段的压力级虽然都很大，但因零件的结构响应小，对气缸压力激起的振动衰减量大。
· 1000～3000Hz的中间段结构衰减量低，约为10dB/10倍频率。这是由于零件的固有频率多处于此频段，易被激起振动，故衰减很小。
· 3000Hz以上频段，结构衰减给为16dB/10倍频率。这是由于频率太高，已超过了大多数零件的固有频率，结构的响应又较差，故此区域的结构衰减又有所增加。
显然图中800～3000Hz之间的声压级都很高(虚线区域)，而曲线1的峰值也恰好在此频段，这正是结构衰减最小的区域。
有效地控制燃烧，以获得较低的气缸压力级和增加内燃机的结构衰减将是控制该机燃烧噪声的有效途径。
四、影响燃烧噪声的主要因素
压力升高率是激发燃烧噪声的一个根本因素，而压力升高率主要取决于滞燃期以及在滞燃期内表成可燃混合气的数量。因此，要控制燃烧噪声，在设计燃烧系统时必须尽可能地缩短滞燃期。柴油机的燃烧室结构和运转参数对燃烧噪声的影响，也多是通过压缩温度和压力而影响滞燃期的。
1、燃烧室
内燃机燃烧室的结构型式及整个燃烧系统的设计，对其压力增长率、最高燃烧压力和气缸压力频谱曲线都有着明显的影响，故对燃烧噪声的影响很大，尤其对柴油机更是如此。
柴油机的工作过程好坏主要取决于燃油喷射、对流运动和燃烧室形状三方面的配合是否合理。
2、压缩温度和压力
随着压缩温度和压力的增加，由于燃料着火的物理、化学准备价段得到改善，因而着火延迟期减小。
3、喷油(点火)提前角
供油系统各参数，如柴油机的喷油提前角、喷油压力、喷孔数量和供油规律等，对燃烧过程的影响已有许多研究资料。
4、转速
转速对机械噪声的影响很大，对燃烧噪声的影响处于次要地位。
5、负荷
随着负荷的增加，每循环的放热量增加，最大燃烧压力及压力升高率增高，这会使噪声增加，但随着负荷的增加，燃烧室壁温提高、气缸与活塞的间隙减小，这又使噪声减轻。所以，负荷对内燃机的噪声影响较小。
五、降低燃烧噪声的基本途径
一是从产生的根源上，降低气缸压力频谱曲线，特别是降低中高频的频率成分。为此可采取：缩短滞燃期或减少滞燃期内形成的可燃混合气量。
二是从传播途径上，增加内燃机结构对燃烧噪声的衰减，特别是对中高频频率成分的衰减。为此可采取：提高机体及缸套的刚性及采用隔振及隔声措施。
内燃机机械噪声 要进一步降低内燃机噪声的主要困难将是降低机械噪声。内燃机的机械噪声是由于气体压力及机件的惯性作用，使相对运动零件之间产生撞击和振动而激发的噪声。机械噪声主要包括活塞的敲击噪声、齿轮机构噪声、配气机构噪声、轴承噪声、高压油泵噪声、不平衡惯性力引起的机体振动和噪声等。
一、活塞敲击噪声
1、产生机理
活塞对气缸壁的敲周，通常是内燃机最大的机械噪声源。其敲击的强度主要取决于气缸的最高爆发压力和活塞与缸套之间的间隙，所以这种噪声既和燃烧有关，又和内燃机具体结构有关。
在内燃机高速运转时，活塞的这种横向运动是发很高的速度进行的，从而形成了对缸壁的强烈撞击。这种击期性的敲击尤其以压缩冲程终了和做功冲程开始时的敲击最为严重。
2、影响活塞敲击噪声的因素
· 活塞与气缸壁间隙
· 活塞销孔的偏移
实验证明，当活塞销孔向主推力面方向偏移时，由于活塞在上止点附近由一个面接触转变到与另一个面接触的时间和气缸压力剧增的时间错开了，振动和噪声可得到降低。
· 活塞—缸壁之间的传递因素：与活塞环的数量和张力、润滑油多少及温度、缸套厚度有关。
· 活塞裙部长度：增加长度可以减少摇摆的幅度，又能增加承压面积。
3、控制活塞敲击噪声的措施
· 减小活塞与缸壁间隙
· 活塞销孔向主推力面偏移
· 在活塞裙部表面上覆盖一层可塑性材料
二、配气机构噪声
1、配气机噪声特性
零件多、刚度差是配气机构的显著特点，因而易于激发起振动和噪声。形容表明，内燃机低速时的噪声主要是气阀开关时的撞击发及从动件和凸轮顶部的摩擦振动所产生的。高速时的配气机构噪声是由于气阀的不规则运动所引起的。
2、配气机构噪声的控制
· 减小气阀间隙
· 提高凸轮加工精度和表面光洁度
· 提高配气机构刚度
· 减轻驱动元件重量
· 选用性能优良的凸轮型线
三、供油系统噪声
喷油系统的噪声主要是由喷油泵和高压油管系统(含喷油器)的振动所引起的。其中分为流体性噪声和机械噪声。流体性噪声包括：
· 油泵压力脉动激发的噪声，这种压力脉冲将激发泵体产生振动和噪声。同时还将使燃油产生很大的加速度，冲击管壁而激发噪声。
· 空穴现象激发的噪声，这是当油路中高压力急速脉动的情况下，油中含有的空气会不断地形成气泡并又破灭，由此会产生空穴噪声。
· 喷油系统管道的共振噪声，当油管供油压力脉动的频率接近于管道的固有频率时，便会引起共振而激发噪声。
机械性噪声包括喷油泵凸轮和滚轮体之间的周期性冲击和摩擦，特别是当恢复弹簧的固有频率和这种周期性的冲击接近时，会产生共振，使噪声加剧。
四、齿轮传动噪声
齿与齿之间不可避免地产生撞击和摩擦，从而使齿轮产生振动和噪声。
齿轮承受着交变的负荷，加上齿轮本身的各种误差，就会使这种动负荷更为严重。这种动负荷会使轴产生变形并在轴承上引起动负荷，轴承的动负荷又传给内燃机壳体和齿轮箱壳体，使壳体激发出噪声。
1、齿轮噪声产生机理
齿轮噪声包括两种频率成分：
高频噪声主要是由齿轮的基节发生偏差而引起的，是齿轮噪声的主要成分。除基节误差外，齿形误差、齿面光洁度等也会产生部分高频噪声。
齿轮啮合的低频噪声主要是由周节累积误差所引起的，齿轮转一转时就产生一次撞击，其频率：
2、齿轮噪声的控制
· 选用合理的齿轮参数和结构形式
· 采用高内阻的齿轮材料或采用隔振措施
· 提高齿轮加工精度
· 对齿轮进行修缘
· 合理设计齿轮箱
3、轴承噪声
轴承本身噪声并不大，但它对整机的支承刚度和固有频率有较大影响。轴承的振动又导致轴系的共振而产生噪声。随着轴的旋转，轴心产生周期性的跳动，使滚动体和套圈、轴承保持架之间产生撞击、摩擦声。
内燃机机体部件的结构响应和辐射噪声 一、内燃机的结构响应
内燃机的燃烧激振力和机械激振力通过各结构零件传递到内燃机的外表面上，形成表面的振动响应。要控制内燃机噪声，最终还是要使表面辐射噪声减小，除了控制燃烧激振力和机械激振力之外，还要在这些激振力的传递途径上，以及从表面振动的阻尼和辐射噪声的隔离等方面采取措施，进行噪声控制。
若有一个激励或输入(即为内燃机激振力)则此线性系统有一个响应或输出(即为内燃机的表面振动或辐射噪声)。线性系统可以是单输入—单输出系统，也可以是多输入-多输出系统。若激励为一时域函数x(t)，则响应为另一时域函数y(t)，中间线性系统也存在一时域函数，称为脉冲响应函数h(t)。
这三者之间存在着卷积的关系，即
其中，Sxy(ω)为x(t)和y(t)的互能量谱密度，即互谱;Sxx(ω)为x(t)的能量谱密度，即自谱。
H(ω)称为线性系统的传递函数或频率响应函数。对一定结构的机械系统(即系统的质量、刚度阻尼一定时)，H(ω)只是频率的函数。H(ω)反映了某机械系统本身的特性而与激励无关。因此，如果我们已知激励及其傅氏变换，关知道了传递函数，则即可得知内燃机系统的响应。
二、表面振动与辐射噪声的关系
结构表面振动和表面辐射噪声有着密切的关系。随转速的增加，噪声、振动速度和加速度也随之增加，噪声频谱与振动速度级频谱有非常一致的形状，因而可以用表面振动速度来描述噪声。
研究表明，机体表面辐射噪声和表面振动之间可以按板的辐射噪声情况来考虑，即可用下式来描述，即
公式表明，当辐射表面及基面积一定，声传播介质一定(即ρc一定)时，辐射噪声主要与振动速度V和辐射系数σ有关。其中V可由测量、计算确定，σ则对不同结构的内燃机有不同的值，由实验确定。
内燃机外表面形状是很复杂的，为了使分析辐射系数σ简便起见，可将其表面简化为若干个简单的矩形板组合，然后依板的支承条件来分析各个板的辐射系数。
三、表面辐射噪声的控制
在结构上采取措施可以大幅度地降低内燃机的表面辐射噪声，从而使整机噪声大大减小。增加结构刚度和阻尼是减少表面振动的基本措施，即在同样的激振力作用下减小结构表面响应就可使噪声降低。通过恰当的设计，减辐射噪声表面面积，亦是控制辐射噪声的有效措施之一。
缸体-曲轴箱的刚度较差，振动较大，通常是表面辐射噪声的主要部分，同时其振动又要传给重要辐射噪声面的罩壳，使其振动加剧。因而控制缸体-曲轴箱的表面响应是控制内燃机表面辐射噪声的基本途径，这主要取决于它本身的结构刚度。增加刚度的主要目的是提高结构的固有频率的主要方法是增加壁厚、采用整体式轴承梁、改进曲轴箱结构、加筋等。用这些办法以求得避开800～2000Hz的噪声峰值。在缸体上加筋也是提高刚度的有效方法，通过振型分析，筋应加在振动较大的部位。
内燃机的罩壳类零件往往是主要的表面辐射噪声源。492Q型汽油机在1024.4Hz下激测试表明，油底壳侧面振幅的平均值为缸盖的17.1倍，在其他频率下也表明油底壳是该机振动量最大的零件，是最大的表面辐射噪声源。
常用的阻尼材料是内耗大的高分子材料，这种材料敷在振动物体上，当结构振动产生弯曲变形时，阻尼材料产生剪切变形，由于它的内摩擦而将部振动机械能转变为热能，从而达到减振降噪的目的。其中自由阻尼层就是将阻尼材料涂在物体表面上，约束阻尼就是将阻尼材料粘合在结构物与金属约束板之间。
内燃机空气动力噪声 一、进气噪声
进气噪声是内燃机的主要空气动力噪声源之一，它是由进气阀的周期性开、闭而产生的进气管内压力起伏变化所形成的。当进气阀开启时，在进气管中产生一个压力脉冲，随着活塞的继续运动，它很快受到阻尼。当进气阀关闭时，同样产生一个持续一定时间的压力脉冲。
这样就产生了周期性的进气噪声，它的主要基频为：
此外，气流以高速流经进气阀流通截面，形成涡流，产生高频噪声。由于时气阀流通截面是在不断变化的，故这种涡流噪声具有一定宽度的频率分布，主要频率成分在1000Hz以上，涡流噪声的峰值频率为：
对于增压内燃机,由于增压器的转速一般都很高,因此,其进气噪声明显高于非增压机。其基频和高次谐波的峰值频率：
对于同一台内燃机来说，转速影响最大，转速增加一倍时，进气噪声可增加10～13dB(A)。
二、排气系统噪声
1、排气噪声发生机理及其频谱特性
排气噪声是内燃机最主要的噪声源，它的噪声往往比内燃机整机噪声高10～15dB(A)。内燃机的排气过程可分为自由排气阶段和强制排气阶段，排气噪声主要产生在超临界的自由排气阶段。由于这时气缸内的压务为排气管内压力的两倍以上，排气为超临界流动，这时通过排气阀的气体速度等于燃气中的声速，一般可达500～700m/s。废气从排气阀以高速冲出，沿着排气支管进入消声器，最后从尾管排入大气。在这一不定过程中，产生了宽频带的排气噪声。
排气噪声的频谱常包含以下频率成分：
· 以每秒钟内排气次数为基频的排气噪声、管道内气柱共振噪声
· 排气支管处的气流吹气声
· 废气喷注和冲南海噪声
· 气缸亥姆霍兹共振噪声
· 气阀杆背部的卡门涡流噪声和排气系统管道内壁面处的紊流噪声等
(1) 基频排气噪声
基频噪声是由于内燃机每一缸的排气阀启开时，气缸内燃气突然以高速喷出，气流冲击到排气道内气阀附近的气体上，使其产生压力剧变而形成压力波，从而激发出噪声。由于各气缸排气是在指定的相位上周期性进行的，因而这是一种周期性的噪声。
这种噪声是一种典型的低频噪声，基频噪声频率显然和每秒钟的排气次数，即和气缸爆发频率是相同的，故基频噪声的频率为
在排气噪声频谱上，通常在基频ƒ1或其第二、三次谐波2ƒ1、3ƒ1附近出现峰值，频率再高时，以排气次数为基频的排气噪声声压级不大。
(2) 排气管道内气柱共振噪声
排气系统管道中的空气柱，在周期性排气噪声的激发下，因发生共振而产生空气柱共振噪声。
(3) 排气支管处的气流吹气声
这种涡流将使支管内气体产生压力波动，从而激发出噪声，这种噪声称为“唇”音或“边棱音”。如果这种压力波动的频率恰好在使管口附近的声阻抗Z为最小的频率上，则管内将发生共振，激发出噪声。
因υ随曲轴转角而变，总会有一些气流速度符合气道共振的条件而发出气柱共振声。此外，高速气流通过消声器狭窄部分时，流速增大并产生废气紊流，紊流所产生的声强与流速的8次方成正比，频率成分主要是高频。
(4) 亥姆霍兹共振噪声
对于某些内燃机，尤其是单缸机，排气阀开启时，正在排气的气缸与排气管相通，该气缸容积如同一个亥姆霍兹共振器，由于气缸内气体共振，激发出噪声。其共振频率为
亥姆霍兹共振噪声的特点是它与内燃机转速无关。因此，在排气噪声频谱中与内燃机转速变化无关的噪声往往是亥姆霍兹共振噪声。
(5) 废气喷注和冲击噪声
在自由排气阶段，排气阀处会由于高速的气流喷注而产生强烈的喷注噪声。又由于气体的粘性，废气排出后，会带动排气阀后的气体一起运动，产生卷吸作用，使周围气体发生旋转，形成涡流，辐射出涡流噪声。另外，排气阀附近存在着气体压力的不连续面。这种压力不连续会产生冲击波，因而产生冲击噪声。其峰值频率为：
(6) 排气管内壁面处的摩擦及紊流噪声
(7) 排气噪声的其他一些组成声源
2、影响排气噪声的主要因素
(1) 内燃机转速和负荷对排声噪声的影响
对同一内燃机来说，对排气噪声影响最大的因素则是内燃机的转速和负荷。各种内燃机在转速增加一倍时，空负荷的排气噪声增加10～14dB(A)，而全负荷的排气噪声仅增加5～9dB(A)。这就说明内燃机在全负荷时，各转速下的排气压力变化是不大的。
(2) 不同类型内燃同排气噪声的比较
a. 同等功率的二冲程机比四冲程机的排气噪声大，主要原因是：
· 二冲程机为了充分换气，一般比四冲程机排气开始时刻早，因而排气开始时气缸压力较高，故排气噪声大些。
· 二冲程机通常转速较高，单位时间内平均换气量比四冲程机多，排气次数也多一倍，因此所产生的气流声和涡流声大，频率也高。
· 为了保证扫效果，二冲程内燃机不宜采用结构复杂的消声器。
b. 柴油机一般比汽油机的排气噪声大，这是因为：
· 柴油机工作时，最高爆发压力和压力增长率均比汽油机高，因此同等功率相比，柴油机排气噪声较大。
· 同一功率的内燃机，往往汽油机的气缸数较多，因而改善了排气系统中的气流脉动。
(3) 涡轮增压对排气噪声的影响
采用涡轮增压后，由于气阀启开瞬间所产生的噪声通过涡轮机之后，其能量将有很大衰减，再自涡轮机排气口排出时噪声消失了，而涡轮机排气本身所具有的高频涡流噪声仍然具有较高噪声。
3、降低排气噪声的措施
一方面可以对噪声源本身采取措施，这需要从噪声源机理分析入手，采取相应的对策，但这些措施往往又要涉及到排气系统，如凸轮轴、气阀机构以及气缸盖的设计，因而又要影响到内燃机其他方面的性能。诸如，改变排气支管的布置，使吹过管口的气流方向与该管的轴线方向夹角保持在最不易使该管发生共振的角度范围内;合理设计各支管的长度，使管的声共振频率错开;
使各排气支管管口及各管之间连接处都有较大的过渡圆角，减小断面突变;提高排气阀杆、气阀支管和排气道内壁面的光洁度，以减小紊流附面层中的涡流强度;在保证排气阀刚度和强度的条件下，尽可能地减小排气阀杆直径。
第二方面的降噪减振措施包括采用消声器和控制由内燃机排气支管传来的机械振动这些措施的采用不影响内燃机性能，又比较易于实现，其中最主要、最简单的是采用排气消声器。
为了控制排气支管传递的振动，可通过改进气支管结构来改善振动特性和隔离排气支管传递的振动等方法来降低排气系统的噪声。
· 通过排气支管结构的变更来改善振动特性
· 隔离排气支管传递的振动
三、风扇噪声
风扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声又叫叶片噪声，是由于旋转的叶片周期性地切割空气，引起空气的压力脉动而产生的，其基频ƒ1=nZ/60。风扇转动时使周围气体产生涡流，此涡流由于粘滞力的作用又分裂成一系列分立的小涡流。涡流和涡流分裂使空气发生扰动，形成压缩与稀疏过程而产生涡流噪声。
风扇转速n 对其噪声影响很大，转速提高一倍时，声压级增加11～17dB。通常在低转速时，风扇噪声比内燃机噪声低得多，但在高转速时，往往成为主要的甚至是最大的噪声源。
来源：节选自《内燃机排放与噪声控制》哈尔滨工程大学出版社
作者：张志华、周松、梨苏
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