内燃机的主要噪声源及其控制ppt课件

1、第十一章内燃机的主要噪声源及其控制 内燃机所发出的噪声，可分为空气动力噪声、机械噪声和熄灭噪声。 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。 熄灭噪声和机构噪声很难严厉区分，常将由于气缸内熄灭所构成的压力振动经过缸盖、活塞连杆曲轴机体向外辐射的噪声叫做熄灭噪声；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 11.1 内燃机各类噪声的比较 11.2 内燃机熄灭噪声 11.2.1 熄灭噪声的产活力理滞燃期对熄灭噪声有间接的艰苦影响。在急燃期内，气缸压力迅速添加，直接影响到内燃机的振

2、动和噪声。其影响的程度可用压力增长率dp/d或平均压力增长率p/、最高迸发压力pz和压力升高比pzpc来衡量，pc为紧缩终点压力。 关于熄灭噪声产生的机理，普通以为，由熄灭过程产生的构造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。 气体动力载荷 熄灭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遭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。 气体的高频振动 这种冲击波到达壁面之后进展多次反射，这就构成气体的高频振动，它在膨胀过程中还要坚持相当长的时间。 高频振动频率可近似计算: gCc

3、2D 11.2.2 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构造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熄灭开场时缸内部分地域压力急剧上升，引起气体高频振动而产生的，主要与d2 pd2有关。 这些特定频率就是该气缸的迸发频率和以为整倍数的假设干次谐频。 气缸压力频谱曲线低频段和中频段的外形根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间隔a。)30/(nif 11.2.3气缸压力频谱与噪声的关系熄灭气体对气缸内各零件振动的激发，可以

4、以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经过三条途径传送到内燃机外外表。实验阐明，由熄灭产生的大部分振动能量是经过连杆大端和主轴承进入内燃机构造激发外表振动辐射出噪声的。 熄灭噪声的大小不仅与气缸压力频谱有关,还与内燃机的构造衰减特性有关。振动取决于激振力特性和振动系统的构造呼应特性。图示为485型柴油机的构造衰减曲线，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 机来说其构造是一定 的，那么衰减系数也是 一定的。 衰减曲线大致可分为两个区域： 1000Hz以下的构造衰减量很大，约为55 dB10倍频率。这主要由于内燃机构造中大多数零件的刚性都较大，自振频率

5、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，但因零件的构造呼应小，对气缸压力激起的振动衰减量大。 10003000z的中间段构造衰减量低，约为10dB10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。 3000z以上频段，构造衰减给为16dB10倍频率。这是由于频率太高，已超越了大多数零件的固有频率，构造的呼应又较差，故此区域的构造衰减又有所添加。显然图中8003000Hz之 间的声压级都很高虚线区域，而曲线 的峰值也恰好在此频 段，这正是构造衰减最 小的区域。 有效地控制熄灭，以获得较低的气缸压力级和添加内燃机的构造衰减将是控制该机熄灭噪声的有效途

6、径。 11.2.4影响熄灭噪声的主要要素压力升高率是激发熄灭噪声的一个根本要素，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，要控制熄灭噪声，在设计熄灭系统时必需尽能够地缩短滞燃期。柴油机的熄灭室构造和运转参数对熄灭噪声的影响，也多是经过紧缩温度和压力而影响滞燃期的 熄灭室内燃机熄灭室的构外型式及整个熄灭系统的设计，对其压力增长率、最高熄灭压力和气缸压力频谱曲线都有着明显的影响，故对熄灭噪声的影响很大，尤其对柴油机更是如此。柴油机的任务过程好坏主要取决于燃油放射、对流运动和熄灭室外形三方面的配合能否合理。 紧缩温度和压力随着紧缩温度和压力的添加，由于燃料着火的物理、化学

7、预备价段得到改善，因此着火延迟期减小。 喷油点火提早角供油系统各参数，如柴油机的喷油提早角、喷油压力、喷孔数量和供油规律等，对熄灭过程的影响已有许多研讨资料。 转速转速对机械噪声的影响很大，对熄灭噪声的影响处于次要位置。 负荷随着负荷的添加，每循环的放热量添加，最大熄灭压力及压力升高率增高，这会使噪声添加，但随着负荷的添加，熄灭室壁温提高、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。 11.2.5 降低熄灭噪声的根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构成的可燃混合气量。二是从传播途径上，添加

8、内燃机构造对熄灭噪声的衰减，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。 11.3 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。 11.3.1 活塞敲击噪声 产活力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迸发压力和活塞与缸套之间的间隙，所以这种噪声既和熄灭有关，又和内燃机详细构造有

9、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展的，从而构成了对缸壁的剧烈撞击。这种击期性的敲击尤其以紧缩冲程终了和做功冲程开场时的敲击最为严重。 影响活塞敲击噪声的要素 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。 活塞缸壁之间的传送要素 与活塞环的数量和张力、光滑油多少及温度、缸套厚度有关。 活塞裙部长度 添加长度可以减少摇摆的幅度，又能添加承压面积。 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 在活塞裙部外表上覆盖

10、一层可塑性资料 11.3.2 配气机构噪声 配气机噪声特性零件多、刚度差是配气机构的显著特点，因此易于激发起振动和噪声。描画阐明，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那么运动所引起的。 配气机构噪声的控制减小气阀间隙提高凸轮加工精度和外表光洁度提高配气机构刚度减轻驱动元件分量选用性能优良的凸轮型线 11.3.3 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

11、生很大的加速度，冲击管壁而激发噪声。 空穴景象激发的噪声，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构成气泡并又破灭，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。 11.3.4 齿轮传动噪声齿与齿之间不可防止地产生撞击和摩擦，从而使齿轮产生振动和噪声。齿轮接受着交变的负荷，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

12、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。 齿轮噪声产活力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向而引起的，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： pnz60 齿轮噪声的控制 选用合理的齿轮参数和构造方式 采用高内阻的齿轮资料或采用隔振措施 提高齿轮加工精度 对齿轮进展修缘 合理设计齿轮箱 11.3.5 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

13、性的跳动，使滚动体和套圈、轴承坚持架之间产生撞击、摩擦声。 11.4 内燃机机体部件的构造呼应和辐射噪声 11.4.1内燃机的构造呼应内燃机的熄灭激振力和机械激振力经过各构造零件传送到内燃机的外外表上，构成外表的振动呼应。要控制内燃机噪声，最终还是要使外表辐射噪声减小，除了控制熄灭激振力和机械激振力之外，还要在这些激振力的传送途径上，以及从外表振动的阻尼和辐射噪声的隔离等方面采取措施，进展噪声控制。 假设有一个鼓励或输入即为内燃机激振力那么此线性系统有一个呼应或输出即为内燃机的外表振动或辐射噪声。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。假设鼓励为一时域函数xt，那么呼应为另一

14、时域函数yt，中间线性系统也存在一时域函数，称为脉冲呼应函数ht。 这三者之间存在着卷积的关系，即 其中，Sxy为xt和yt的互能量谱密度，即互谱；Sxx为xt的能量谱密度，即自谱。)()()(XHY)(/ )()(XYH)()()(xxxySSHtodtxhtxthty)()()(*)()( 称为线性系统的传送函数或频率呼应函数。对一定构造的机械系统即系统的质量、刚度阻尼一定时，只是频率的函数。反映了某机械系统本身的特性而与鼓励无关。因此，假设我们知鼓励及其傅氏变换，关知道了传送函数，那么即可得知内燃机系统的呼应。)()()(1rjrNrjXHY 11.4.2 外表振动与辐射噪声的关系构造外

15、表振动和外表辐射噪声有着亲密的关系。随转速的添加，噪声、振动速度和加速度也随之添加，噪声频谱与振动速度级频谱有非常一致的外形，因此可以用外表振动速度来描画噪声。研讨阐明，机体外表辐射噪声和外表振动之间可以按板的辐射噪声情况来思索，即可用下式来描画，即 2VcAWWvR 公式阐明，当辐射外表及基面积一定，声传播介质一定即c一定时，辐射噪声主要与振动速度V和辐射系数有关。其中V可由丈量、计算确定,那么对不同构造的内燃机有不同的值，由实验确定。 内燃机外外表外形是很复杂的，为了使分析辐射系数简便起见，可将其外表简化为假设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。 11.4.3

16、外表辐射噪声的控制在构造上采取措施可以大幅度地降低内燃机的外表辐射噪声，从而使整机噪声大大减小。添加构造刚度和阻尼是减少外表振动的根本措施，即在同样的激振力作用下减小构造外表呼应就可使噪声降低。经过恰当的设计，减辐射噪声外表面积，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，通常是外表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。因此控制缸体曲轴箱的外表呼应是控制内燃机外表辐射噪声的根本途径，这主要取决于它本身的构造刚度。添加刚度的主要目的是提高构造的固有频率的主要方法是添加壁厚、采用整体式轴承梁、改良曲轴箱构造、加筋等。用这些方法以求得避开80

17、0000Hz的噪声峰值。在缸体上加筋也是提高刚度的有效方法，经过振型分析，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外表辐射噪声源。492Q型汽油机在1024.4Hz下激测试阐明，油底壳侧面振幅的平均值为缸盖的17.1倍，在其他频率下也阐明油底壳是该机振动量最大的零件，是最大的外表辐射噪声源。 常用的阻尼资料是内耗大的高分子资料，这种资料敷在振动物体上，当构造振动产生弯曲变形时，阻尼资料产生剪切变形，由于它的内摩擦而将部振动机械能转变为热能，从而到达减振降噪的目的。其中自在阻尼层就是将阻尼资料涂在物体外表上，约束阻尼就是将阻尼资料粘合在构造物与金属约束板之间。 11.5 内燃机空

18、气动力噪声 11.5.1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构成的。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，它很快遭到阻尼。当进气阀封锁时，同样产生一个继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，构成涡流，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：30nif dVSfr 对于增压内燃机,由于增压器的转速普通都很高,因此,其进气噪声明显高于非

19、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，转速添加一倍时，进气噪声可添加1013dBA。60nikf 11.5.2 排气系统噪声 排气噪声发活力理及其频谱特性 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101dBA。内燃机的排气过程可分为自在排气阶段和强迫排气阶段，排气噪声主要产生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，排气为超临界流动，这时经过排气阀的气体速度等于燃气中的声速，普通可达500700ms。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。

20、 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 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，气缸内燃气忽然以高速喷出，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构成压力波，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展的，因此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，即和气缸迸发频率是一样的，故基频噪声的频率为 在排气噪声频谱上，通常在基频1或其第二、

21、三次谐波21、31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。 30nif 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。 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动摇，从而激发出噪声，这种噪声称为“唇音或“边棱音。假设这种压力动摇的频率恰好在使管口附近的声阻抗为最小的频率上，那么管内将发生共振，激发出噪声。因随曲轴转角而变，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，高速气流经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次方成正比，频率成分主要是高频。 亥姆霍兹

22、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，该气缸容积好像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。 )2 . 1(2)2/(222tttrrlVScrlVrcf 废气喷注和冲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产生剧烈的喷注噪声。又由于气体的粘性，废气排出后，会带动排气阀后的气体一同运动，产生卷吸作用，使周围气体发生旋转，构成涡流，辐射出涡流噪声。另外，排气阀附近存在着气体压力的不延续面。这种压力不延续

23、会产生冲击波，因此产生冲击噪声。其峰值频率为： dcSfrm排气管内壁面处的摩擦及紊流噪声排气噪声的其他一些组成声源 2.影响排气噪声的主要要素 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要素那么是内燃机的转速和负荷。各种内燃机在转速添加一倍时，空负荷的排气噪声添加1014dBA，而全负荷的排气噪声仅添加59dBA。这就阐明内燃机在全负荷时，各转速下的排气压力变化是不大的。 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，主要缘由是：二冲程机为了充分换气，普通比四冲程机排气开场时辰早，因此排气开场时气缸压力较高，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构造复杂的消声器。 b柴油机普通比汽油机的排气噪声大，这是由于：柴油机任务时，最高迸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，因此改善了排气系统中的气