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起因：节选自《内燃机排放与噪声把持》哈尔滨工程大学出书社

做家：张志华、周松、梨苏

内燃机所发出的噪声，可分为空气动力噪声、呆板噪声和焚烧噪声。

空气动力噪声首要包含进、排气微风扇噪声，其主假如由于进气、排气时微风扇扭转时引发了空气振荡而主生的噪声。

焚烧噪声和机构噪声很难严刻辨别，常将由于气缸内焚烧所造成的压力振荡经过缸盖、活塞—连杆—曲轴—机体向外辐射的噪声叫做焚烧噪声；将活塞对缸套的撞击、正时齿轮、配气机构、喷没系统等行动件之间呆板撞击所造成的振荡激发的噪声叫呆板噪声。

内燃机种种噪声的较量

内燃机焚烧噪声

一

焚烧噪声的造成机理

滞燃期对焚烧噪声有直接的巨大影响。在急燃期内，气缸压力快速增进，直接影响到内燃机的振荡和噪声。其影响的水平可用压力增加率dp/dΨ（或均匀压力增加率△p/△Ψ）、最高暴发压力pz和压力抬高比λ＝pz/pc来权衡，pc为收缩起点压力。

对于焚烧噪声造成的机理，时时觉得，由焚烧流程造成的组织振荡起因于气缸内气体压力的改观，它包含由气缸内压力巨变引发的动力载荷，以及由攻击波引发气体的高频振荡。

1

气体动力载荷

焚烧噪声主假如在急燃期内造成的,当缸内压力剧增时，内燃机的呼应零部件便遭到必要强度的动力截荷，其性质相当于一种敲击。其强弱水平首要取决于压力抬高率。

2

气体的高频振荡

这类攻击波抵达壁面以后实行屡次反射，这就造成气体的高频振荡，它在膨胀流程中还要坚持相当长的功夫。

高频振荡频次可类似祈望：

二

气缸压力的频谱特点

气缸压力频谱弧线可用仪器直接测定，亦可由气缸压力弧线调动求得。

气缸压力弧线所包含的频次结洽商每种频次成分上压力强度的巨细。

气缸的最大压力越高，频谱弧线的低频峰值越高。

地区呈现另一个压力级的峰值是由于焚烧最先时缸内部分地区压力赶紧飞腾，引发气体高频振荡而造成的，首要与d2p／dΨ2相关。

这些特定频次即是该气缸的暴发频次?和以?为整倍数的几许次谐频。

气缸压力频谱弧线低频段和中频段的形态根底上不受内燃机转速的影响，可是当转速抬高时，弧线向高频方位平移了一段间隔a。

三

气缸压力频谱与噪声的关连

焚烧气体对气缸内各零件振荡的激发，能够觉得是这一系列谐波独自激发的总和。这一系列谐波在气缸内能够经过三条路径传播到内燃机外貌面。

尝试讲明，由焚烧造成的大部份振荡能量是经过连杆大端和主轴承投入内燃机组织激颁发面振荡辐射出噪声的。

焚烧噪声的巨细不光与气缸压力频谱相关,还与内燃机的组织衰减特点相关。振荡取决于激振力特点和振荡系统的组织呼应特点。图示为型柴油机的组织衰减弧线，气缸压力级与内燃机噪声声压级之差称之为衰减量。对某一台内燃机来讲其组织是必要的，则衰减系数也是必要的。

衰减弧线大概可分为两个地区：

Hz下列的组织衰减量很大，约为55dB/10倍频次。这首要由于内燃机组织中大多半零件的刚性都较大，自振频次处于中高频地区，是以在气缸压力频谱中，低频段的压力级固然都很大，但因零件的组织呼应小，对气缸压力激发的振荡衰减量大。

～Hz的中央段组织衰减量低，约为10dB/10倍频次。这是由于零件的固有频次多处于此频段，易被激发振荡，故衰减很小。

Hz以上频段，组织衰减给为16dB/10倍频次。这是由于频次过高，已超越了大多半零件的固有频次，组织的呼应又较差，故此地区的组织衰减又有所增进。

显然图中～Hz之间的声压级都很高（虚线地区），而弧线1的峰值也恰幸好此频段，这恰是组织衰减最小的地区。

有用地把持焚烧，以取得较低的气缸压力级和增进内燃机的组织衰减将是把持该机焚烧噪声的有用路径。

四

影响焚烧噪声的首要成分

压力抬高率是激发焚烧噪声的一个根底成分，而压力抬高率首要取决于滞燃期以及在滞燃期内表成可燃搀杂气的数目。是以，要把持焚烧噪声，在安排焚烧系统时必需尽大概地裁减滞燃期。柴油机的焚烧室结洽商运行参数对焚烧噪声的影响，也多是经过收缩温度和压力而影响滞燃期的。

1

焚烧室

内燃机焚烧室的组织型式及全部焚烧系统的安排，对其压力增加率、最高焚烧压力温和缸压力频谱弧线都有着显然的影响，故对焚烧噪声的影响很大，尤为对柴油机更是如许。

柴油机的办事流程是曲首要取决于燃油放射、对流行动和焚烧室形态三方面的合做是不是正当。

2

收缩温度和压力

跟着收缩温度和压力的增进，由于燃料着火的物理、化学打算价段取得改正，因此着火推迟期减小。

3

喷油（点燃）提早角

供油系统各参数，如柴油机的喷油提早角、喷油压力、喷孔数目和供油规律等，对焚烧流程的影响已有很多探索材料。

4

转速

转速对呆板噪声的影响很大，对焚烧噪声的影响处于次要身分。

5

负荷

跟着负荷的增进，每轮回的放热量增进，最大焚烧压力及压力抬高率增高，这会使噪声增进，但跟着负荷的增进，焚烧室壁温升高、气缸与活塞的空隙减小，这又使噪声加重。因此，负荷对内燃机的噪声影响较小。

五

低沉焚烧噪声的根底路径

一是从造成的本源上，低沉气缸压力频谱弧线，分外是低沉中高频的频次成分。为此可选取：裁减滞燃期或裁减滞燃期内造成的可燃搀杂胸宇。

二是从传布路径上，增进内燃机组织对焚烧噪声的衰减，分外是对中高反复次成分的衰减。为此可选取：升高机体及缸套的刚性及采纳隔振及隔声办法。

内燃机呆板噪声

要进一步低沉内燃机噪声的首要艰难将是低沉呆板噪声。内燃机的呆板噪声是由于气体压力及机件的惯性效用，使相对行动零件之间造成撞击和振荡而激发的噪声。呆板噪声首要包含活塞的敲击噪声、齿轮机构噪声、配气机构噪声、轴承噪声、高压油泵噪声、不均衡惯性力引发的机体振荡和噪声等。

一

活塞敲击噪声

1

造成机理

活塞对气缸壁的敲周，时时是内燃机最大的呆板噪声源。其敲击的强度首要取决于气缸的最高暴发压力和活塞与缸套之间的空隙，因此这类噪声既和焚烧相关，又和内燃机详细组织相关。

在内燃机高速运行时，活塞的这类横向行动是发很高的速率实行的，进而造成了对缸壁的激烈撞击。这类击期性的敲击尤为以收缩冲程完结和做功冲程最先时的敲击最为严峻。

2

影响活塞敲击噪声的成分

活塞与气缸壁空隙

活塞销孔的偏移

尝试证实，当活塞销孔向主推力面方位偏片霎，由于活塞在上止点相近由一个面来往变化到与另一个面来往的功夫温和缸压力剧增的功夫错开了，振荡和噪声可取得低沉。

活塞—缸壁之间的传播成分：与活塞环的数目和张力、光滑油几何及温度、缸套厚度相关。

活塞裙部长度：增进长度能够裁减摇曳的幅度，又能增进承压面积。

3

把持活塞敲击噪声的办法

减小活塞与缸壁空隙

活塞销孔向主推力面偏移

在活塞裙部表面上遮盖一层可塑性材料

二

配气机构噪声

1

配气机噪声特点

零件多、刚度差是配气机构的显著特点，因此易于激倡导振荡和噪声。描摹讲明，内燃机低速时的噪声主假如气阀开关时的撞击发及从动件和凸轮顶部的争持振荡所造成的。高速时的配气机构噪声是由于气阀的不准则行动所引发的。

2

配气机构噪声的把持

减小器阀空隙

升高凸轮加工精度和表面光洁度

升高配气机构刚度

加重启动元件分量

采用本能优质的凸轮型线

三

供油系统噪声

喷油系统的噪声主假如由喷油泵和高压油管系统（含喷油器）的振荡所引发的。此中分为流体性噪声和呆板噪声。流体性噪声包含：

油泵压力脉动激发的噪声，这类压力脉冲将激发泵体造成振荡和噪声。同时还将使燃油造成很大的加快率，攻击管壁而激发噪声。

空穴形势激发的噪声，这是当油路中高压力迅速脉动的景况下，油中含有的空气会赓续地造成气泡并又幻灭，由此会造成空穴噪声。

喷油系统管道的共振噪声，当油管供油压力脉动的频次凑近于管道的固有频次时，便会引发共振而激发噪声。

呆板性噪声包含喷油泵凸轮和滚轮体之间的周期性攻击和争持，分外是当复原弹簧的固有频次和这类周期性的攻击凑近时，会造成共振，使噪声加重。

四

齿轮传动噪声

齿与齿之间不行防止地造成撞击和争持，进而使齿轮造成振荡和噪声。

齿轮继承着交变的负荷，加之齿轮自身的各类过错，就会使这类动负荷更为严峻。这类动负荷会使轴造成变形并在轴承上引带动负荷，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

齿轮噪声造成机理

齿轮噪声包含两种频次成分：

高频噪声主假如由齿轮的基节产生差池而引发的，是齿轮噪声的首要成分。除基节过错外，齿形过错、齿面光洁度等也会造成部份高频噪声。

齿轮啮合的低频噪声主假如由周节积累过错所引发的，齿轮转一转时就造成一次撞击，其频次：

2

齿轮噪声的把持

采用正当的齿轮参数和组织样子

采纳高内阻的齿轮材料或采纳隔振办法

升高齿轮加工精度

对齿轮实行修缘

正当安排齿轮箱

3

轴承噪声

轴承自身噪声并不大，但它对整机的支承刚度和固有频次有较大影响。轴承的振荡又致使轴系的共振而造成噪声。跟着轴的扭转，轴心造成周期性的跳动，使晃动体和套圈、轴承坚持架之间造成撞击、争持声。

内燃机机体部件的组织响呼应辐射噪声

一

内燃机的组织呼应

内燃机的焚烧激振力和呆板激振力经过各组织零件传播到内燃机的外貌面上，造成表面的振荡呼应。要把持内燃机噪声，终究依然要使表面辐射噪声减小，除了把持焚烧激振力和呆板激振力以外，还要在这些激振力的传播路径上，以及从表面振荡的阻尼和辐射噪声的阻隔等方面选取办法，实行噪声把持。

倘有一个鼓舞或输入（即为内燃机激振力）则此线性系统有一个呼应或输出（即为内燃机的表面振荡或辐射噪声）。线性系统可于是单输入—单输出系统，也可于是多输入－多输出系统。若鼓舞为短暂域函数x(t)，则呼应为另短暂域函数y(t)，中央线性系统也存在短暂域函数，称为脉冲呼应函数h(t)。

这三者之间存在着卷积的关连，即

此中，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)称为线性系统的传播函数或频次呼应函数。对必要组织的呆板系统（即系统的原料、刚度阻尼一按时），H(ω)可是频次的函数。H(ω)呼应了某呆板系统自身的特点而与鼓舞无关。是以，倘使咱们已知鼓舞及其傅氏调动，关晓得了传播函数，则便可得悉内燃机系统的呼应。

二

表面振荡与辐射噪声的关连

组织表面振荡和表面辐射噪声有着紧密的关连。随转速的增进，噪声、振荡速率和加快率也随之增进，噪声频谱与振荡速率级频谱有分外一致的形态，因此能够用表面振荡速率来描摹噪声。

探索讲明，机体表面辐射噪声和表面振荡之间能够按板的辐射噪声景况来斟酌，便可用下式来描摹，即

公式讲明，当辐射表面及基面积必要，声传布介质必要（即ρc必要）时，辐射噪声首要与振荡速率V和辐射系数σ相关。此中V可由丈量、祈望断定，σ则对不同组织的内燃机有不同的值，由尝试断定。

内燃机外貌面形态是很繁杂的，为了使剖析辐射系数σ简洁起见，可将其表面简化为几许个简洁的矩形板组合，而后依板的支承前提来剖析各个板的辐射系数。

三

表面辐射噪声的把持

在组织上选取办法能够大幅度地低沉内燃机的表面辐射噪声，进而使整机噪声大大减小。增进组织刚度和阻尼是裁减表面振荡的根底办法，即在一样的激振力效用下减小组织表面呼应就能够使噪声低沉。经过适当的安排，减辐射噪声表面面积，亦是把持辐射噪声的有用办法之一。

缸体－曲轴箱的刚度较差，振荡较大，时时是表面辐射噪声的首要部份，同时其振荡又要传给首要辐射噪声面的罩壳，使其振荡加重。因此把持缸体－曲轴箱的表面呼应是把持内燃机表面辐射噪声的根底路径，这首要取决于它自身的组织刚度。增进刚度的首要宗旨是升高组织的固有频次的首要法子是增进壁厚、采纳大伙式轴承梁、革新曲轴箱组织、加筋等。用这些办法以求得躲开～Hz的噪声峰值。在缸体上加筋也是升高刚度的有用法子，经过振型剖析，筋应加在振荡较大的部位。

内燃机的罩壳类零件不时是首要的表面辐射噪声源。Q型汽油机在.4Hz下激测试讲明，油底壳侧面振幅的均匀值为缸盖的17.1倍，在其余频次下也讲明油底壳是该机振荡量最大的零件，是最大的表面辐射噪声源。

罕用的阻尼材料是内讧大的高分子材料，这类材料敷在振荡物体上，当组织振荡造成蜿蜒变形时，阻尼材料造成剪切变形，由于它的内争持而将部振荡呆板能变化成热能，进而抵达减振降噪的宗旨。此中自在阻尼层即是将阻尼材料涂在物体表面上，牵制阻尼即是将阻尼材料粘合在组织物与金属牵制板之间。

内燃机空气动力噪声

一

进气噪声

进气噪声是内燃机的首要空气动力噪声源之一，它是由进气阀的周期性开、闭而造成的进气管内压力升沉改观所造成的。当进气阀开启时，在进气管中造成一个压力脉冲，跟着活塞的赓续行动，它很快遭到阻尼。当进气阀关上时，一样造成一个延续一按功夫的压力脉冲。

云云就造成了周期性的进气噪声，它的首要基频为：

别的，气流以高速流经进气阀通行截面，造成涡流，造成高频噪声。由于时气阀通行截面是在赓续改观的，故这类涡流噪声具备必要宽度的频次散布，首要频次成分在Hz以上，涡流噪声的峰值频次为：

对于增压内燃机,由于增压器的转速时时都很高,是以,其进气噪申显然高于非增压机。其基频和高次谐波的峰值频次：

对于统一台内燃机来讲，转速影响最大，转速增进一倍时，进气噪声可增进10～13dB（A）。

二

排气系统噪声

1

排气噪声产冀望理及其频谱特点

排气噪声是内燃机最首要的噪声源，它的噪声不时比内燃机整机噪声高10～15dB（A）。内燃机的排气流程可分为自在排气阶段和逼迫排气阶段，排气噪声首要造成在超临界的自在排气阶段。由于这时气缸内的压务为排气管内压力的两倍以上，排气为超临界起伏，这时经过排气阀的气体速率即是燃气中的声速，时时可达～m/s。废气从排气阀以高速冲出，顺着排气支管投入消声器，结尾从尾管排入大气。在这一未必流程中，造成了宽频带的排气噪声。

排气噪声的频谱常包含下列频次成分：

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，气缸内燃气倏地以高速喷出，气流攻击到排气道内气阀相近的气体上，使其造成压力巨变而造成压力波，进而激发出噪声。由于各气缸排气是在指定的相位上周期性实行的，因此这是一种周期性的噪声。

这类噪声是一种榜样的低频噪声，基频噪声频次显然和每秒钟的排气次数，即温和缸暴发频次是类似的，故基频噪声的频次为

在排气噪声频谱上，时时在基频?1或其第二、三次谐波2?1、3?1相近呈现峰值，频次再高时，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，因产生共振而造成空气柱共振噪声。

(3)排气支管处的气流吹气声

这类涡流将使支管内气体造成压力摇动，进而激发出噪声，这类噪宣称为“唇”音或“边棱音”。倘使这类压力摇动的频次恰幸好使管口相近的声阻抗Z为最小的频次上，则管内将产生共振，激发出噪声。

因υ随曲轴转角而变，总会有一些气流速率相符气道共振的前提而发出气柱共振声。别的，高速气流经过消声器狭隘部份时，流速增大并造成废气紊流，紊流所造成的声强与流速的8次方成正比，频次成分主假如高频。

(4)亥姆霍兹共振噪声

对于某些内燃机，尤为是单缸机，排气阀开启时，正在排气的气缸与排气管沟通，该气缸容积犹如一个亥姆霍兹共振器，由于气缸内气体共振，激发出噪声。其共振频次为

亥姆霍兹共振噪声的特点是它与内燃机转速无关。是以，在排气噪声频谱中与内燃机转速改观无关的噪声不时是亥姆霍兹共振噪声。

(5)废气喷注和攻击噪声

在自在排气阶段，排气阀处会由于高速的气流喷注而造成激烈的喷注噪声。又由于气体的粘性，废气排出后，会动员排气阀后的气体一同行动，造成卷吸效用，使方圆气体产生扭转，造成涡流，辐射出涡流噪声。其它，排气阀相近存在着气体压力的不连结面。这类压力不连结会造成攻击波，因此造成攻击噪声。其峰值频次为：

(6)排气管内壁面处的争持及紊流噪声

(7)排气噪声的其余一些构成声源

2

影响排气噪声的首要成分

(1)内燃机转速和负荷对排声噪声的影响

对统一内燃机来讲，对排气噪声影响最大的成分则是内燃机的转速和负荷。各类内燃机在转速增进一倍时，空负荷的排气噪声增进10～14dB（A），而全负荷的排气噪声仅增进5～9dB（A）。这就阐明内燃机在全负荷时，各转速下的排气压力改观是不大的。

(2)不同范例内燃同排气噪声的较量

a.平等功率的二冲程机比四冲程机的排气噪声大，首要起源是：

二冲程机为了充足换气，时时比四冲程机排气最先时辰早，因此排气最先时气缸压力较高，故排气噪声大些。

二冲程机时时转速较高，单元功夫内均匀换胸宇比四冲程机多，排气次数也多一倍，是以所造成的气流声和涡流声大，频次也高。

为了保证扫成效，二冲程内燃机不宜采纳组织繁杂的消声器。

b.柴油机时时比汽油机的排气噪声大，这是由于：

柴油机办事时，最高暴发压力和压力增加率均比汽油机高，是以平等功率比拟，柴油机排气噪声较大。

统一功率的内燃机，不时汽油机的气缸数较多，因此改正了排气系统中的气流脉动。

(3)涡轮增压对排气噪声的影响

采纳涡轮增压后，由于气阀启开片时所造成的噪声经过涡轮机以后，其能量将有很大衰减，再自涡轮机排气口排出时噪声消逝了，而涡轮机排气自身所具备的高频涡流噪声仍旧具备较高噪声。

3

低沉排气噪声的办法

一方面能够对噪声源自身选取办法，这需求从噪声源机理剖析动手，选取呼应的对策，但这些办法不时又要波及到排气系统，如凸轮轴、气阀机构以及气缸盖的安排，因此又要影响到内燃机其余方面的本能。诸如，改观排气支管的安排，使吹过管口的气流方位与该管的轴线方位夹角坚持在最不易使该管产生共振的角度界限内；正当安排各支管的长度，使管的声共振频次错开；

使各排气支管管口及各管之间联结处都有较大的过渡圆角，减小断面渐变；升高排气阀杆、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前提下，尽大概地减小排气阀杆直径。

第二方面的降噪减振办法包含采纳消声器和把持由内燃机排气支管传来的呆板振荡这些办法的采纳不影响内燃机本能，又较量易于实行，此中最首要、最简洁的是采纳排气消声器。

为了把持排气支管传播的振荡，可经过革新气支管组织来改正振荡特点和阻隔排气支管传播的振荡等法子来低沉排气系统的噪声。

经过排气支管组织的改观来改正振荡特点

阻隔排气支管传播的振荡

三

风扇噪声

风扇噪声由扭转噪声和涡流噪声构成。扭转噪声又叫叶片噪声，是由于扭转的叶片周期性地切割空气，引发空气的压力脉动而造成的，其基频?1＝nZ／60。风扇晃动时使方圆气体造成涡流，此涡流由于粘滞力的效用又破裂成一系列分立的小涡流。涡流和涡流破裂使空气产生扰动，造成收缩与疏落流程而造成涡流噪声。

风扇转速n对其噪声影响很大，转速升高一倍时，声压级增进11～17dB。时时在低转速时，风扇噪声比内燃机噪声低很多，但在高转速时，不时成为首要的乃至是最大的噪声源。

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