汽车发动机噪声解决方法

发动机噪声解决方法发动机是汽车的主要噪声源，在我国，发动机噪声约占汽车总噪声的55以上，因此为降低汽车噪声总水平，应以控制发动机噪声为主要目标。1发动机噪声的分类及评价方法一分类按噪声辐射的方式分发动机噪声源分为直接大气辐射和发动机表面向外辐射的两大类。直接向大气辐射的噪声源有进、排气噪声和风扇噪声。发动机表面噪声是发动机内部的燃烧过程和结构产生的噪声，是通过发动机外表面以及与发动机外表面刚性连接的零件的振动向大气辐射的。按发动机表面噪声产生的机理，又分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声为研究方便，把气缸内燃烧所形成的压力振动并通过缸盖和活塞连杆曲轴机体的途径向外辐射的噪声。（是由于气缸周期性变化的压力作用而产生的，与发动机的燃烧方式和燃烧速度有关）机械噪声把活塞对缸套的敲击，正时齿轮、配气机构、喷油系统等运动件之间机构撞击所产生的振动激发的噪声。（是发动机工作时各运动件之及运动件与固定件之间作用的周期性变化的力所引起的,它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关）二评价方法除考虑其辐射噪声能量总水平外，应考察以下噪声特性噪声级及其发动机工作状态的变化关系发动机周围空间各点噪声级数值的分布状态空间各点的噪声频谱以及发动机工作过程阶段的瞬时声压级2发动机燃烧噪声及其控制一燃烧噪声的特性仅讨论柴油机的燃烧噪声。燃烧噪声与燃烧过程有关，所以从柴油机燃烧过程的四个阶段滞燃期、速燃期、缓燃期和补燃期来分别研究它。滞燃期燃料未燃烧，尚在进行燃烧前必要的物理和化学准备，气缸中的压力和温度变化都很小，因此对噪声的直接影响甚微，但间接影响重大。速燃期燃料迅速燃烧，气缸内压力迅速增加，直接影响发动机的振动和噪声。影响压力增长率的主要因素是着火延迟期的长短和供油规律。延迟期越长，喷入气缸的燃料越多，压力增长率越高，则柴油机的冲击载荷大，柴油机内零件敲击严重，增加了柴油机的结构频率和所辐射的噪声。缓燃期气缸内压力有所增长，但增长率小，能激发一定程度的燃烧噪声，但对噪声的影响不显著。补燃期活塞下行且绝大多数燃料已在前两个时期内燃烧完毕，对燃烧噪声影响不大。综上所述，燃烧过程的激发的噪声主要集中在速燃期，其次是缓燃期。燃烧噪声主要表现在两方面由缸内压力急剧变化引起的动力负荷，由此产生结构振动和噪声，其频率相当于各传声零件的自振频率。由气缸内气体的冲击波引起的高频振动和噪声，其频率为气缸内气体的自振频率。燃烧噪声的根源是气缸内气体压力的变化。柴油机产生高声调噪声的原因在速燃期内产生的气体动力载荷，使柴油机内相应零件受到一种敲击。由于柴油机的结构可视为一个复杂的振动系统，大多数零件的自振频率处在中、高频率范围内，因此，由结构传声而向外辐射的燃烧噪声频率也处在中、高频率范围内。由气体动力载荷引起的噪声，主要取决于压力增长率及最大压力增长率持续的时间，压力增长越快，持续高增长率时间越长，则噪声就越大。在燃烧过程中，随着气缸内气体压力的剧变，与火焰传播的同时，冲击性质的压力波也随着传播，当冲击波达到燃烧室壁面后将进行多次反射，从而形成了气体的高频振动。气缸压力曲线（在时域上）描述了压力变化规律，可以得到燃烧噪声与着火延迟期、压力增长率等因素的关系。气缸压力谱（在频域上）描述了压力变化规律，显示出气缸压力曲线所包含的频率结构和每种频率成分强度的大小，深刻揭示了燃烧噪声与气缸压力变化及其所引起振动和噪声的传播途径的关系。气缸压力谱（暂略）由气缸压力谱知，气缸压力曲线实质上是由不同频率、不同幅值的一系列谐波叠加而成。发动机的结构振动问题可按线性系统来处理，因此据线性系统的叠加原理，气缸压力的总作用等于这一系列谐波单独激发的总和。一般认为，这一系列谐波，由两条途径从气缸内传播出去经气缸盖和气缸套经曲柄连杆机构，即活塞、连杆、曲轴及主轴承。由于发动机结构中大多数零件的刚性较高，而中、高频率的压力级易于传出，即发动机的结构对燃烧噪声的低频段衰减大，对高频段衰减相对较小。【气缸压力级与声压级之差称为衰减量】。试验表明衰减量基本与气缸压力谱无关。二燃烧噪声控制降低柴油机燃烧噪声的根本措施是降低压力增长率。而压力增长率取决于着火延迟期和在着火延迟期内形成的可燃混合气的数量和质量，因此可通过选用十六烷值高的燃料，合理组织喷油过程及选用良好的燃烧室来实现。具体措施如下延迟喷油定时由于气缸内压缩温度和压力是随曲轴转角变化的，喷油时间的早晚对于着火延迟期长短的影响将通过压缩温度和压力而起作用。若喷油早，则燃料进入气缸时的空气温度和压力低，着火延迟期变长；若喷油过迟，同样燃料进入气缸时的空气温度和压力反而变低，着火延迟期变长，燃烧噪声增大；只有适当推迟喷油时间，即减小喷油提前角，可使着火延迟期延期长，燃烧噪声减小。改进燃烧室结构形状和参数柴油机工作过程的好坏主要取决于燃油喷射、气流运动和燃烧室形状三方面的配合是否合理。因此，燃烧室的结构形状与混合气的形成和燃烧有密切关系，它不但直接影响柴油机的性能，而且影响着火延迟期、压力升高率，从而影响燃烧噪声。根据混合气的形成及燃烧精通结构的特点，柴油机的燃烧室分为直喷式和分隔式两大类A直喷式又分开式、半分开式和球形燃烧室等B分隔式分涡流室和预燃室。在其它条件相同的情况下，直喷式燃烧室中的球形和斜置圆桶形燃烧室的燃烧噪声最低，分隔式燃烧室的噪声一般较低。而形直喷式燃烧室（半分开式）和浅盆形直喷式燃烧室（开式）的燃烧噪声最大。调节燃烧室结构参数也可降低燃烧噪声。例如在涡流室式发动机中喷油嘴的喷油方向愈偏离涡流室中心而指向涡流下游，附着于燃烧室壁面的燃料就愈多，燃烧也愈平静；另外增加涡流室喷孔面积比也可减少噪声。调节喷油系喷油率对燃烧噪声的影响非常大，试验表明，喷油率提高一倍，燃烧噪声就会增加6DB，因此用减少喷油泵供油率的方法来减少燃烧噪声，但应注意高速性能的恶化和增加怠速噪声的问题。提高废气再循环率和进气节流提高废气再循环率可减小燃烧率，使发动机运转平稳，因此对降低燃烧噪声起到明显作用。而进气节流可使气缸内的压力降低和着火时间推迟，因此进气节流不但能降低噪声，而且还能减少柴油机所特有的角速度波动和横向摆振。采用增压技术柴油机增压后进入气缸的空气充量密度增加，使压缩终了时气缸内的温度和压力增高，改善了混合气的着火条件，使着火延迟期缩短。增压压力越高，着火延迟期越短，使压力升高率越小，从而降低燃烧噪声越多。试验证明，增压可使直喷式柴油机燃烧噪声降低23DB。提高压缩比提高压缩比可提高压缩终了的温度和压力，使燃料着火的物理、化学准备阶段得以改善，从而缩短着火延迟期，降低压力升高率，降低燃烧噪声；但压缩比增大使气缸内压力增加，会让活塞敲击声增大，因此，提高压缩比不会使发动机的总噪声有很大的降低。改善燃油品质燃油品质不同，喷入燃烧室后所进行着火前的物理、化学准备过程就不同，导致着火延迟时间不同。十六烷值高的燃料着火延迟较短，压力升高率低，燃烧过程柔和。故而，应采用十六烷值高的燃料。除采取上述措施改进燃烧过程外，还应在燃烧激发力的辐射和传播途径上采取措施，增加发动机结构对燃烧噪声的衰减，尤其是对中、高频成分的衰减。具体的措施有提高机体及缸套的刚性，采用隔振隔声措施，减少活塞、曲柄连杆机构各部分的间隙，增加油膜厚度，在保持功率的前提下采用较小的缸径，增加缸数或采用较大的S/D值，改变薄壁零件（如油底壳）的材料和附加阻尼。3发动机的机械噪声一活塞敲击噪声及控制活塞对气缸壁的敲击,通常是发动机最大的机械噪声源。敲击的强度主要取决于气缸的最高爆发压力之间的间隙。因此该噪声既和燃烧有关，又和发动机活塞的具体结构有关。活塞敲击噪声产生原因活塞对缸壁的敲击，根本原因在于它们之间存在间隙且往复运动的活塞所承受的侧向力发生方向突变。当作用在活塞上的气体压力、惯性力和摩擦力发生在周期性变化时，活塞在曲轴的旋转平面内将受到一个呈周期性变化的侧向力的作用，此力在上、下止点改变方向，从一侧向另一侧作横向运动，在上止点由右向左，在下止点方向相反。在发动机的高速运转时，活塞的这种横向运动的速度很高。由于活塞与缸壁这间有间隙，就形成了对缸壁的强烈冲击。影响活塞敲击噪声的因素很多，如活塞间隙、活塞销孔的偏移、活塞高度、活塞环数、缸套厚度、润滑条件、发动机转速和气缸直径等。降低活塞敲击噪声的措施根据影响其因素，常采用以下几点措施A减小活塞与缸壁的间隙减小间隙可以减小甚至消除活塞横向运动的位移量，减轻或避免活塞对缸壁的冲击碰撞，达到降噪目的。B活塞销孔中心偏如上图B所示，将活塞销孔的位置向左偏离活塞中心线。在压缩行程终了时，活塞靠在气缸的右侧壁，由于中心左偏量I的存在，在压力F的作用下，活塞绕活塞销旋转，使裙部下端先靠到左侧缸壁上，进而再以左下端点为支点，绕其旋转并逐渐全部靠向左侧。这样，活塞向左的横向运动方式由原来的整体冲击变为平滑的过渡，从而起到显著的降噪作用。C增加活塞表面的振动阻尼在活塞裙部表面覆盖一层可塑性材料，增加振动阻尼，从而缓冲和吸收活塞敲击的能量，降低活塞高击噪声。二配气机构噪声及控制发动机配气机构也是重要的机械噪声源。由于配气机构的零件多、刚性差，易于激发振动和噪声。凸轮和挺杆间的摩擦振动、气门的不规则运动、摇臂撞击气杆尾部以及气门落座时的冲击等均会发出噪声。产生噪声的原因A发动机低转速时，气门机构的惯性力不高，可将其视为多刚体系统，噪声主要源于刚体间的摩擦和碰撞。大的噪声出现在凸轮顶部上推从动杆的时刻，在气门开启和关闭时刻附近亦有较大的噪声。气门开启噪声主要是由施加于气门机构上的撞击力造成的，而气门关闭噪声则是由气门落座时的冲击产生的。气门的噪声级与气门运动的速度成正比。B发动机高转速时，气门机构的惯性国相当大，使整个机构产生振动。气门机构（弹性系统）工作时各零件的弹性变形会使位于传动链末端气门处的运动产生很大的畸变，造成气门运动有时迟后于挺杆，有时超前于挺杆，使传动链出现脱节，气门开闭不正常，产生“飞脱”和“反弹”等不规则运动现象。发动机的高速运转加剧了这种不规则运动，增加气门撞击的次数和强度，产生强烈的噪声。因此，高速时配气机构的噪声主要与气门的不规则运动有关。影响因素主要是凸轮型线、气门杆间隙和配气机构的刚度。应采取的措施减小气门间隙减小间隙可减小因间隙存在而产生的撞击，从而减小噪声提高凸轮加工精度和减小表面粗糙度值提高配气机构刚度提高配气机构传动链的各元件的及其支承座的刚度，可使其固有频率增高，减小振动，缩小气门运动的畸变，达到降噪目的。减轻驱动元件重量在相同发动机转速下，减轻驱动元件重量就减小了其惯性力，降低了配气机构所激发的振动和噪声。选用性能优良的凸轮型线设计凸轮型线时，除保证气门最大升程、气门运动规律和最佳配气正时外，还要使挺杆在凸轮型线缓冲范围内的运动速度很小，从而减小气门在始升或落座时的速度，降低因撞击而产生的噪声。二配气机构噪声及控制发动机配气机构也是重要的机械噪声源。由于配气机构的零件多、刚性差，易于激发振动和噪声。凸轮和挺杆间的摩擦振动、气门的不规则运动、摇臂撞击气杆尾部以及气门落座时的冲击等均会发出噪声。产生噪声的原因A发动机低转速时，气门机构的惯性力不高，可将其视为多刚体系统，噪声主要源于刚体间的摩擦和碰撞。大的噪声出现在凸轮顶部上推从动杆的时刻，在气门开启和关闭时刻附近亦有较大的噪声。气门开启噪声主要是由施加于气门机构上的撞击力造成的，而气门关闭噪声则是由气门落座时的冲击产生的。气门的噪声级与气门运动的速度成正比。B发动机高转速时，气门机构的惯性国相当大，使整个机构产生振动。气门机构（弹性系统）工作时各零件的弹性变形会使位于传动链末端气门处的运动产生很大的畸变，造成气门运动有时迟后于挺杆，有时超前于挺杆，使传动链出现脱节，气门开闭不正常，产生“飞脱”和“反弹”等不规则运动现象。发动机的高速运转加剧了这种不规则运动，增加气门撞击的次数和强度，产生强烈的噪声。因此，高速时配气机构的噪声主要与气门的不规则运动有关。影响因素主要是凸轮型线、气门杆间隙和配气机构的刚度。应采取的措施减小气门间隙减小间隙可减小因间隙存在而产生的撞击，从而减小噪声提高凸轮加工精度和减小表面粗糙度值提高配气机构刚度提高配气机构传动链的各元件的及其支承座的刚度，可使其固有频率增高，减小振动，缩小气门运动的畸变，达到降噪目的。减轻驱动元件重量在相同发动机转速下，减轻驱动元件重量就减小了其惯性力，降低了配气机构所激发的振动和噪声。选用性能优良的凸轮型线设计凸轮型线时，除保证气门最大升程、气门运动规律和最佳配气正时外，还要使挺杆在凸轮型线缓冲范围内的运动速度很小，从而减小气门在始升或落座时的速度，降低因撞击而产生的噪声。三供油系噪声喷油系统是柴油机的噪声源之一。其主要成分在几千赫兹以上的高频区域内，在发动机的某些部位，人耳对它们往往清晰可辨，它也是发动机噪声不可忽略的噪声源。产生原因是由喷油泵和高压油管系统的振动引起的，主要是由周期性变化的柱塞上部的燃油压力、高压油管内的燃油压力以及发动机往复运动惯性力激发泵体自身振动而引起的，其大小与发动机转速、泵内燃油压力、供油量及泵的结构有关。试验表明当凸轮轴转速增加一倍，喷油泵噪声约增815DB，燃油压力由0增至150MPA时，噪声仅增34DB，说明供油量对喷油泵噪声影响较小。提高喷油泵的刚性，采用单体泵及选用损耗系数较大的材料作泵体，可减小因泵体振动产生的噪声。可分为流体噪声和机械噪声。A流体噪声包括液压泵压力脉动激发的噪声。这种压力脉动将激情泵体产生振动和噪声，同时还将使燃油产生很大的加速度，从而冲击管壁而激发噪声。空穴现象激发的噪声。当油路中高压力急速脉动的情况下，油中含有空气会不断地形成气泡又破灭，形成所谓空穴噪声。喷油系统管道的共振噪声。当油管中供油压力脉动的频率接近或等于管道系统的固有频率时，引起共振，激发噪声。B械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。4发动机的空气动力噪声发动机空气动力噪声包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。一进气噪声及其控制进气噪声进气门周期性开闭引起进气管道内压力起伏变化而形成的空气动力性噪声。对某些发动机而言，进气噪声有时比发动机本体噪声高出5DB左右，成为仅次于排气噪声的主要声源。产生原因A当进气阀突然关闭时，必将引起进气管道中空气压力和速度的波动，这种波动由气门处以压缩波和稀疏波的形式沿着管道向远方传播，并在管道开口端和固定壁面端（关闭的气门）之间产生多次反射，在此期间进气管道中的气流柱由于振动会产生一定的波动噪声。B当进气阀开启时，活塞由上止点下行吸气，其速度由零变到最大值25M/S左右，邻近活塞的气体分子必然以同样的速度运动，在进气管内会产生一个压力脉冲，从而形成强烈的脉冲噪声。另一方面，在进气进程中气流高速流过进气门流通截面，会形成强烈的涡流噪声，其主要频率成分在10002000HZ范围内。进气噪声的大小与进气方式、进气门结构、缸径、凸轮型线等设计因素有关。对同一台发动机而言，进气噪声主要受转速影响，转速增加一倍，进气噪声增加1018DB。其原因在于转速增加使进气管道中的气流速度增加，同时使上述的波动噪声、脉冲噪声和涡流噪声加剧。采取的措施A安装空气滤清器B设置进气消声器二排气噪声及其控制排气噪声当发动机的排气阀门突然开启后，废气会以很高的速度冲出，经排气管冲入大气，是一十分复杂而不稳定的过程。在此进程中产生噪声为排气噪声。其中以废气通过气阀时产生的涡流噪声最强烈。排气噪声的基频是发动机的发火频率，在整个排气噪声频谱中呈现出基频及其高次谐波的延伸。发动机排气噪声的频率（HZ）按下式计算其中K谐波次I气缸数N发动机曲轴转速R/MIN冲程系数二冲程发动机1四冲程发动机2根据周期性信号展开为付立叶级数的一般规律知，随着谐波次数千K值的增加，其幅值将迅速降低，即高谐次的排气噪声声级将迅速降低。除上述噪声外，排气噪声与进气噪声类似，还包括排气总管和排气歧管中存在的气柱共振噪声、气门杆背部的涡流噪声、排气系统管道内壁面处的紊流噪声等，此外，排气噪声还包括废气喷注和冲出噪声。在同等条件下，柴油机的排气噪声比汽油机的大，二冲程发动机的比四冲程发动机的大。发动机排气噪声呈明显的低频特性，噪声级的大小与发动机功率、排量、转速、平均有效压力以及排气口形状、尺寸等因素有直接关系。大量试验表明，排气噪声随排量、转速、功率、平均有效压力的增加而提高。对同一台发动机来说，影响排气噪声最重要的因素是发动机转速及负荷。试验表明，发动机转速增加一倍，空负荷排气噪声增加1014DB，而全负荷的仅增加59DB。综合在量的试验数据得出排气噪声（DB）与发动机转速、平均有效压力和排量的关系为四冲程柴油机L28LGN20LGPME15LGVHK1四冲程汽油机L25LGN20LGPME13LGVHK2其中N发动机转速，R/MIN；PME平均有效压力，100KPA；VH发动机排量，L；K1、K2与发动机结构有关的常数。控制排气噪声的措施A对噪声源本身采取措施从排气噪声的发生机理分析入手，在不降低发动机性能、不对排气系统作大改动的前提下，采取措施改进排气歧管的布置，使吹过管口的气流方向与该管的轴线夹角保持在最不易策动该管发生共振的角度范围内。合理设计各歧管的长度，使管的声共振频率错开。使各排气歧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，避免管口存在尖锐的边缘，以减弱声共振作用。降低排气门杆、气门、歧管和排气道内壁面的表面粗糙度值，以减小紊流附面层中的涡流强度。在保证排气门刚度和强度和条件下，尽可能减小排气门杆直径。B采用排气消声器和减小由排气歧管传来的结构振动排气消声器是普遍采用的最有效的降噪手段。为控制排气歧管的结构振动，可改进排气歧管结构以获得适宜的振动传递特性，或对排气歧管采取隔振措施，均可控制振动、降低噪声。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）是由于旋转着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（HZ）为FL其中N风扇转速，R/MIN；Z叶片数涡流噪声风扇转动使周围气体产生涡流，此涡流由于沾滞力的作用又分裂成一系列分离的小涡流。这些涡流及其分裂过程使空气发生扰动，形成压缩与稀疏过程，从而产生涡流噪声。其频谱峰的频率为FMAXK其中V风扇圆周速度，M/S；D叶片在气流入射方向上的厚度，M；K0。150。22常数显然，FMAX与V正比，但旋转叶片上的圆围速度随与圆心距离不同而连续变化，所以涡流噪声呈明显的连续谱特征。风扇噪声随转速增加而迅速提高，转速提高一倍，声级增加1117DB。通常在低转速时，风扇噪声比发动机本体噪声低得多，但在高转速时，风扇噪声往往成主要甚至最大的噪声源。控制风扇噪声的措施选择适当的风扇与散热器之间的距离。一般取100200，能很好地发挥风扇的冷却能力，又能使噪声最小。改进风扇叶片形状，使之有较好的流线型和合适的弯曲角度，降低其附近的涡流强度，达到控制噪声的目的。试验表明，叶片材料对其噪声有一定的影响，铸铝叶片比冲压钢板的噪声小，而有机合成材料叶片比金属的噪声小。设置风扇离合器，使之在必要的时候工作，不仅可减少发动机功率损耗和使发动机经常处在适宜的温度下工作，而且起到降噪的作用。令叶片非均匀分布。由于叶片均匀分布的风扇，往往会产生一些声压级很高的有调成分，采用非均匀分布，可避免这种情形。例如四叶片风扇的叶片间周夹角布置为70和110，则可有效降低风扇噪声谱中那些突出的线状尖峰，使噪声谱变得较为平坦，从而起到降噪作用。5发动机表面辐射噪声及其控制发动机的燃烧激振力和机械激振力通过各个结构零件传递到发动机的外表面上，形成表面的振动响应。发动机表面的振动又激发相邻空气介质质点的振动，形成声波向外辐射，即发动机的表面辐射噪声。为使发动机表面辐射噪声减小除了在燃烧激振力和机械激振力的产生根源上采取措施之外，还要在这此激振力的传递途径上和表面辐射噪声的效率方面采取措施，最终达到有效控制发动机噪声的目的。为此，需要研究激振力和结构响应之间的关系、表面振动与辐射噪声之间的关系以及发动机表面噪声的分布状况等方面的问题。发动机结构为一复杂的机械系统，可视为多自由度振动系统，其激振力和结构响应之间的关系可通过脉冲响应函数来确定，也可通过有限元计算或试验模态分析的方法来确定发动机结构的主要阶次模态参数，其中，固有频率和振型对控制发动机和噪声有特别重要的意义。因为结构以某一阶模态振动时，将在其辐射噪声频谱上出现下一个峰值。若峰值过高，则将对整个结构辐射噪声的强度产生较大影响，此时可考虑根据该阶振动的形状采取相应的措施，以改变该阶模态的固有频率、阻尼、刚度和质量分配等，使结构的固有频率向不易策动共振的区域。表面辐射