发动机噪声范文（精选8篇）
发动机噪声 第1篇
按产生的性质不同,可将发动机噪声分为三类,即气体动力噪声、燃烧噪声、机械噪声。气体动力噪声主要是在进气和排气过程中产生,它直接向大气辐射,而燃烧噪声和机械噪声则是通过内燃机的外表面向外辐射。下面主要从发动机的组成进行讨论降低噪声的措施。
1燃料供给系噪声
燃料供给系主要由进气装置、喷射装置、混合燃烧装置和排气装置组成。燃料供给系噪声可分为气体噪声、流体性噪声和机械噪声,其中气体性噪声为燃料燃烧时引起的噪声,如进气噪声和排气噪声;流体性噪声为燃料在流入气缸及排出大气的过程中产生的噪声;机械噪声为燃油泵、喷油泵、高压油管、喷油器工作时产生的噪声。
1.1燃烧噪声
燃烧噪声就是混合气燃烧产生的缸内气体压力直接激振内燃烧结构产生的噪声。通常把燃烧时气缸压力通过活塞、连杆、曲轴、主轴承传至机体,以及通过气缸盖等引起发动机结构表面的振动而辐射出来的这部分噪声,称为燃烧噪声。燃烧噪声是由缸内压力引起,如果缸内压力保持恒定不变,不管压力有多高,都不会产生噪声。但是,缸内压力是周期性改变的,一部分气缸内燃烧的压力波冲击燃烧室壁,气体自身产生振动,呈高频状态;另一部分气缸内压力在一个工作循环内呈周期性的变化,激起气缸内部机件的振动,其频率与发动机转速有关,呈低频状态。所以燃烧噪声的强弱程度,取决于压力增长率及最高压力增长率的持续时间,压力增长率越高,噪声越强。
发动机中,由于燃烧过程进行的方式不同,在汽油机中,若发生爆燃和表面点火等不正常燃烧时,将产生较大的燃烧噪声。在柴油机的燃烧过程中,滞燃期对燃烧过程影响很小,在急燃期内由于燃烧室内气体压力急剧上升,致使发动机各部件振动而引起噪声,压力升高率是激发燃烧噪声的一个根本困素。汽油机由于热力工作过程较为柔和平稳,最高爆发压力低,汽油机燃烧柔和,与柴油机相比,其燃烧噪声不突出,因此汽油机的燃烧噪声比柴油机小。柴油发动机压力增长率高,燃烧工作粗暴,噪声大。针对以上特点,下面我们重点讨论柴油机燃烧噪声。
柴油机燃烧分为滞燃期、速燃期、缓燃期和后燃期四个过程:
①滞燃期属于燃烧前必要的物理和化学准备阶段,燃料并未燃烧,气缸中的压力和温度几乎没有变化,对噪声无直接的影响,但对速燃期有间接的影响,而且影响很大,滞燃期越长,燃烧越充分,燃烧温度越高,燃烧噪声增加。
②影响速燃期压力增长率的主要因素是滞燃期的长短及供油规律。滞燃期越长,供油越多,气缸压力增长率越高,冲击力越大,零件敲击越严重,辐射与振动剧烈,噪声越大。
③在缓燃期内,喷油结束,未燃烧的燃料继续燃烧,气缸内的压力有所增长,增长率较小,燃烧噪声就小。
④在后燃期内,燃烧停止,燃烧噪声几乎为零,无噪声影响。
综上,燃烧过程所激发的噪声主要集中在速燃期,只要控制好速燃期的供油时间,就能控制燃烧噪声。
1.2降低燃烧噪声的措施
①高十六烷值柴油。适当提高柴油的十六烷值,所以压缩比一般为16~22,滞燃期缩短,燃烧噪声降低。
②提高进气温度。柴油机加装增压器,利用增压的办法提高进气温度,提高进气速度,使滞燃期缩短,燃烧噪声降低。
③适时供油时刻。供油迟后,一般在压缩行程上止点前8~13°,例如加装多点预热塞来缩短滞燃期,燃烧噪声降低。
④提高燃烧室壁温度。利用冷却系恒温发动机的温度,如柴油机采用湿式缸套,使水温在80~90℃左右;制造隔热活塞,在活塞头部开设隔热槽及膨胀槽,不让燃烧室的热量传到气缸下部;选用导热率较低的铝、镍合金制成活塞;加装排气循环(EGR),降低NOx排放。使缸内压力峰值及压力升高,使燃烧室壁温度提高,滞燃期缩短,燃烧噪声下降。
⑤改变燃油雾化形式。采用分隔式燃烧室,将燃烧室制成两部分,一部分是副燃室,另一部分是主燃室。燃料喷入时,首先少部分燃料在副燃室雾化,然后在主燃室雾化,再进行燃烧,这样可以降低燃烧压力,使燃烧柔和,燃烧噪声下降。
2进气噪声
2.1进气噪声分析
发动机工作时,内燃烧机进气行程中高速空气经空气滤清器、进气歧管、进气门进入气缸,在此气流的流动过程中,空气与物体撞击产生一种强烈的空气动力噪声,主要包括涡流噪声、脉动噪声和共振噪声。进气噪声比排气噪声弱,该噪声与发动机转速成正比,与负荷大小无关。
2.2降低进气噪声的措施
①减少进气阻力。合理设计进气歧管和气缸盖进气通道,减少进气系内压力脉动的及气门通道处的涡流,如进气歧管截面做成圆形或方孔圆角形,而且进气管道尽量做短些,缩短进气距离,减小进气阻力。
②合理选用空气滤清器。空气滤清器一般有纸质和油浴式两种。近年来,由于纸质滤清器具有滤清效率高、质量轻、成本低、维护方便等优点,已被广泛采用。纸质滤芯分为干式和湿式两种,滤清效率高达99.5%以上,其中干式纸质滤芯阻力小,噪声小,目前已被广泛使用在小轿车上。油浴式滤清器的滤清效率也较高,达95~96%,但滤清阻力大。
在发动机运转时,进气是断续的,很容易造成进气噪声。为了抑制进气噪声,可加大空气滤清器壳体的容积,在壳体中加装隔板,以减小谐振。
③合理驾驶。中速行驶,车速一般为90~110km/h,以此速度行驶,经济性提高,动力性好,噪声降低。
3排气噪声
3.1排气噪声分析
主要在排气行程时,高温废气流以脉冲形式从排气门与气门座之间的缝隙排出,并迅速从排气管排出大气,形成能量很高、频率很复杂的排气噪声。主要包括基频噪声、高次谐波噪声、气柱共振噪声、涡流噪声、紊流噪声和冲击噪声等,该噪声还与发动机的负荷有关,负荷越大,需要的燃料越多,废气温度越高,冲击波越大;该噪声是汽车及发动机上能量最大最主要的噪声。
3.2降低排气噪声的措施
①结构合理。合理设计排气管的长度与形状,如排气管截面制成圆形;加长排气管的长度及加装双排气管或加装分段形排气管;气门头背部做成锥形;气门杆、气门弹簧及气门导管在保证正常工作的前提下,尽量做得细些。只有这样,才能消除废气流产生的共振及涡流,以减小排气的阻力,降低排气噪声。
②汽车消声器的设计和选用。通过试验获得,消声器的直径不能大于360mm,长度不宜过短或过长,一般以2~4节为宜,有的汽车还采用双排气消声器;汽车消声器一般都选用阻抗复合型消声器,是分别用抗性消声单元突变界面的管室和多孔吸声材料来降低噪声,对低、中、高频噪声都有很好的消声效果。
③增设废气涡轮增压器。将废气排放系加长,降压消耗部分能量,降低排气温度,对消声有利。
④合理驾驶。中速行驶,避免超载,长途驾驶时合理休息,使发动机处于正常工作温度状态,便于降声。
4机械噪声
4.1机械噪声分析
机械噪声有燃油泵、喷油泵、高压油管、喷油器、燃油滤清器工作时产生的噪声。噪声的产生主要是燃油通过以上部件时与物体发生摩擦而产生的声音,它与部件的结构、喷油的压力等因素有关。
4.2降低机械噪声的措施
①合理选用燃油泵。采用湿式燃油泵,将燃油泵置于燃油箱中,喷油时大大降低泵油的噪声。
②合理选用喷油泵(柴油机)。采用VE泵,体积小,重量轻,泵油噪声降低。
③柴油机采用电控系。采用电子控制燃油喷射系,可以实现燃油的高压喷射,并可根据柴油机工况要求灵活调整,精确控制循环喷油量、喷油正时、喷油速率和喷油压力等主要参数,获得较好的燃油经济性,有效降低排放和噪声,提高动力性。使用高压共轨技术,是几个缸的喷油器由一台高压油泵通过一个共轨喷油,而且共轨油压由ECU控制的一种全新概念的喷射系。高压共轨系可柔性控制各参数,实现高精度的高压喷射,且高压喷射过程中柴油机的振动较小,具有良好的降低噪声效果。
④合理设计喷油器。采用双弹簧喷油器、电磁阀喷油器和压电晶体喷油器,灵活控制预行程和主行程,通常预行程为0.03~0.06mm,所以滞燃期内喷的燃油量非常小,噪声大为降低。
⑤合理设计燃油滤清器。采用水分离器和柴油精滤器的滤清器,里面的滤芯多采用滤纸,也有采用毛毡或高分子材料的,既可以提高滤清效果,又可以降低噪声。
⑥采用增压中冷技术。加装涡轮增压器将新鲜空气压缩经中段冷却器冷却,然后经进气歧管、进气门流入气缸燃烧室。有效的中冷技术可使增压温度下降到50℃以下,有助于减少废气的排放和提高燃油经济性及增加进气温度。
5润滑系噪声
5.1润滑系噪声分析
润滑系主要由油底壳、机油泵、机油滤清器、油道等组成。噪声主要是由汽车行驶时油底壳中润滑油振荡引起,由机油泵泵油发出及润滑油在飞溅的过程中发出,另润滑油在油道流动的过程中产生挤流也有轻微的噪声。
5.2降低润滑系噪声的措施
①油底壳结构。油底壳多由薄钢板冲压而成,有的是用铝合金浇铸成型的。其内部装有稳油挡板,以避免汽车行驶油底壳颠簸时造成的油面震荡激溅,有利于润滑油杂质的沉淀,降低噪声。还可采用干式油底壳,避免湿式油底壳在汽车行驶时产生的噪声。
②采用摆线转子式机油泵。在满足机油压力正常的情况下,尽量选用摆线转子式机油泵,其结构简单,体积小,重量轻,输油量大,形成密封腔,零件数量少,运转平稳,噪音小。而齿轮式机油泵虽然工作可靠,结构简单,制造方便,但泵油压力较高,噪声大过转子泵。
③合理设计其它结构。为了考虑润滑油有一定的流速且流动中声音小,油路必须畅通,油道截面制成圆形;另滑润的零件尽量采用压力滑润,如果压力滑润不到的,采用飞溅润滑,尽量使飞溅距离缩短,降低噪声。
6冷却系噪声
6.1冷却系噪声分析
冷却系主要由风扇、水泵、散热器和水道组成。主要的噪声来源于风扇,其次是水泵噪声;另外,冷却系的噪声则是由冷却液通过水套流经水道的过程发出的噪声,属轻微型。
①风扇噪声分析。现代汽车都采用水冷发动机,其风扇工作时有一定的噪声。风扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成,旋转噪声是风扇叶片周期性地打击空气质点,引起空气的压力脉动产生的;涡流噪声是由风扇旋转使周围的空气与风扇之间产生不同的涡流,形成压力波动,从而激发出噪声;两种噪声叠加在一起,使风扇噪声变得越来越大。风扇转速越高,风量越大,噪声就越大。
②水泵噪声分析。水泵噪声就是水泵在运行时产生的不规则的、间歇的、连续的或随机的噪声,属于低频噪声,其噪声衰减缓慢、声波较长、衍射波能轻易绕过障碍物,所以低频噪声不易处理。
6.2降低冷却系噪声的措施
①风扇合理设计。发动机、风扇、散热器之间的最佳距离为100~150mm,避免产生负压力,形成不必要的涡流;安装风罩,风扇插入风罩的深度为60%~90%的区域,此时风量最大。
②风扇材料。提倡用塑料代替钢板风扇,能达到降低噪声和减少风扇消耗功率的效果;采用安装角可变的“柔性塑料风扇”。
③风扇结构。采用叶片不均匀的风扇,使涡流受干扰,可减压、减流、降噪。另外,在冷却效果保证、结构尺寸允许的范围内,适当加大风扇直径或增加叶片数目,降低转速,使噪声下降。
④采用温控风扇驱动。在汽车行驶中,风扇利用率为10%,为了消除不必要的功率损耗,可用温控开关控制风扇转速,在发动机中加装风扇自动离合器,防止过度冷却,降低功率,减少噪声。
⑤散热器优化。散热器前端面积要大,散热芯的厚度要薄,散热片的间距要适当,易散热,减少噪声。
⑥采用离心式水泵。尺寸短小精致,结构紧凑,重量轻,噪音小,出水量大。
7曲柄连杆机构噪声
7.1曲柄连杆机构噪声分析
曲柄连杆机构主要由活塞连杆组、曲轴飞轮组和机体组组成,主要噪声由曲轴正时齿轮、飞轮、活塞发出。活塞敲击噪声对气缸壁的敲击通常是发动机最大的机械噪声。
①活塞敲击噪声分析。活塞对气缸壁的敲击是曲轴连杆机构噪声主要声源,敲击的强度主要由燃烧行程气缸的最高压力和活塞与气缸间的间隙决定。在冷态下活塞与气缸壁的间隙过大,发出的声音就大。在压缩行程末期和燃烧行程初期,机械冲击声更为严重。
②齿轮啮合噪声分析。飞轮齿圈只有起动时才与起动机驱动小齿轮啮合,发出噪声,而曲轴正时齿轮与凸轮轴正时齿轮长期啮合,是最主要的传动齿轮噪声。在内燃机上,齿轮承载着交变的动负荷,这种动负荷会使轴产生变形,并通过轴在轴承上引起动负荷。轴承的动负荷又传给发动机壳体和齿轮室壳体,使壳体激发出噪声。
③其它噪声分析。另外,连杆作平移运动,曲轴作旋转运动,连杆小头、大头与轴颈间作旋转摩擦,曲轴轴颈与轴承间作旋转摩擦,曲柄飞溅润滑油,飞轮作旋转等都产生固体、液体、气体碰撞,发出不同程度的撞击声及摩擦噪声,机理都是由于机械振动激发噪声。
7.2降低曲柄连杆机构噪声的措施
①增加缸套的刚度。可采用增加缸套厚度或带加强筋的方法,减小活塞的敲击声。
②采取活塞销孔偏置。将活塞销孔朝主推力一面偏置1~2mm,使工作时不偏缸,两边间隙保持一致,噪声降低。
③活塞的结构。采用调节活塞,如横向开隔热槽、销座镶钢片、裙部镶钢筒;裙部制成椭圆锥体形状;使用组合式活塞;采用热膨胀系数小的材料问答题活塞;活塞环的数目尽可能少,一般常采用2~3道环,一道油环,减小活塞冷态配缸间隙,使噪声降低。
④采用复合润滑。活塞与缸壁之间采用压力及飞溅混合润滑,使缸壁间时时刻刻有润滑油膜,相当于加厚缸壁的厚度,减小活塞敲击噪声。
⑤采用新型材料。正时齿轮采用高阻尼的工程塑料轮;曲轴及球墨铸铁制造;活塞用铝合金制造。
⑥采用曲轴扭转减振器。降低振动,使曲轴旋转平稳;用齿形带传动代替齿轮及链条传动,降低噪声。
⑦提高加工精度及装配质量。保证配合副之间有适时的间隙,按标准装配,防止松动发出冲击声,防止过紧而产生阻力,发出摩擦噪声。
⑧保持正常的行驶速度。使曲轴转速保持在2500~4500rpm之间。
⑨合理设计齿轮。选用合理的齿轮参数和结构形式,最大限度地提高齿轮的刚度,将轮体的宽度适当增加,提高齿轮加工精度,减小齿轮啮合间隙,对齿轮进行修缘,采用斜轮啮合,采用高内阻的齿轮材料或采用非金属材料,采用隔振措施,增加油膜厚度,使噪声降低。
8配气机构噪声
8.1配气机构噪声分析
配气机构中主要由气门组和气门传动组组成,其中产生的噪声最大的运动零件主要有气门、摇臂、推杆、挺柱等。配气机构零件多、刚度差,在运动中易于激起振动和噪声,发动机低速时主要是气门开关时与气门座的撞击以及从动件和凸轮顶部的摩擦振动噪声,即进排气门的开闭,使在管道中的气体周期性地产生压力和速度的波动,导致气流柱振动而发出低频噪声;高速时主要是由于气门的不规则运动所引起的,即气流以高速流经进排气门处的截面时,产生大量的涡流,形成强烈的高频涡流噪声等。因此,影响配气机构噪声的因素有很多,比如发动机的转速、凸轮和挺柱的润滑状态、凸轮型线、材料、气门落座速度、气门间隙等。
8.2降低配气机构噪声的措施
①采用复合润滑。配气机构零部件应有良好的润滑,降低摩擦噪声。凸轮转速高时,油膜越厚,高速时,配气机构的摩擦振动和噪声变小。
②采用可变配气相位。采用比较先进的气门正时和气门升程可变VTEC技术,利用液力挺柱消除气门间隙,减少气门和噪声小。
③采用顶置凸轮式机构。采用多气门和凸轮轴顶置结构,可以提高发动机的充气系数,增大配气机构的刚性,从而降低配气机构的噪声。另凸轮轴顶置,减少配气机构零件,质量减轻,提高传动效率,降低噪声。
④提高配气机构刚度。应选用优质材料制造零件,同时提高凸轮加工精度和表面粗糙度,选择性能优良的凸轮型线,减少共振的产生。
9结束语
综上所述,降低发动机噪声应合理设计燃烧室形状以及喷油器布置,缩短火焰传播距离,注意高温部件的散热,以避免爆燃和表面点火,采用电子控制系统,减少燃烧噪声;改进空气滤清器结构,设置风扇离合器、调整风扇的安装位置,加装导流罩,改进消声器性能等以减小空气动力噪声;改进活塞连杆组及配气机构的设计,提高零部件加工精度以减小机械噪声;降低发动机噪声的途径应合理调整点火提前角,及时清除燃烧室积炭,避免不正常燃烧;提高维修质量,使曲柄连杆机构、配气机构及其它附件保持正常间隙,减小机械噪声;正确驾驶,不超载,中速行驶,使发动机处于正常工作范围。这样才能使发动机安静运转。
参考文献
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[3]张立军,周鋐,余卓平,靳晓雄.发动机振动引起的车内噪声控制研究[J].振动、测试与诊断,2001(01).
发动机噪声大是什么原因 第2篇
2.冷却水温过低——检查节温器，必要时更换
3.配气或供油定时不对——检查并修复调整
4.喷油嘴雾化不良——检查并修复调整
5.喷油泵油量过大——检查并调整
6.减振器损坏——检查有否损坏，链接螺栓情况，更换损坏件
7.气门漏气或调整不当——拆建气门，调整
8.齿轮间隙过大或齿断裂——检查并更换损坏件
9.缸套或活塞磨损或拉缸——检查并修复或更换
10.推杆弯曲或断裂——更换
11.活塞环断裂或磨损——检查或更换损坏件
12.轴瓦磨损过大——检查并更换轴瓦
13.曲轴止推间隙过大——更换止推片
14.主轴瓦不同轴心——检查并修复
15.曲轴从动件主轴不同轴心——检查安装支架螺栓，修复
16.部件磨损大，要大修——检查里程数确定大修
17.增压器喘振——消除压力机气道污塞及排气道的积炭
18.增压器密封环烧结——更换总成
19.增压器轴承损坏，转动件与固定件碰擦——更换总成
发动机振动噪声控制 第3篇
随着汽车工业的技术进步以及人们对环境和乘车舒适性要求的提高,呼唤着我国须尽快修改完善汽车噪声标准体系。近30年来,人们在发动机的噪声机理和降噪技术领域中,无论是噪声源识别、低噪声燃烧系统、低噪声结构优化、阻尼降噪技术,还是零部件降噪技术等方面均取得了令人较满意的成果,各种车辆噪声普遍降低了10dB左右。尽管如此,就发动机的发展而言,最具挑战的还是解决排污和噪声,目前要求减少发动机噪声的压力除了表现在日益严格的法规外,客户对舒适性的重视也推动各个厂家去提高自己产品的NVH性能。
发动机在标定工况下的1m噪声级(台架上发动机位置距地面lm处)与轿车或者载货车的行驶噪声之间有一个平均衰减差值,发动机在标定工况下的1m噪声级必须控制在95～97dB (A)之间才能可靠地满足欧盟噪声法规定的轿车77dB(A)载货汽车83/84 dB (A)的要求,而为了满足欧盟最新的噪声法规规定的轿车噪声74dB (A)和载货汽车79/80 dB (A)的要求,即使在考虑了各种降噪措施后发动机标定工况下的1m噪声级必须控制在93～95dB (A)之内。
对乘用车而言,发动机在标定条件下,其lm噪声一般控制在94～96dB (A),不超过96dB (A)。若整车未采取额外的屏蔽措施,则发动机1m噪声还应控制在94～95dB (A)或以下。如今,随着技术的进步和法规的发展,对发动机的lm噪声提出了更高的要求。
目前,我国的发动机lm噪声水平还很难达到国外同类产品的水平,汽油机一般在96dB (A)以上,柴油机一般在100dB (A)以上,发动机的噪声水平整体偏高。发动机的很多振动噪声问题都是设计出来以后才发现的,设计人员往往忽视了在设计起始阶段就应该考虑的振动噪声问题。
发动机噪声的控制
图1所示为发动机噪声的辐射简图,总的来说发动机噪声主要可分为三类:燃烧噪声、流体动力噪声和机械噪声。进气噪声、排气噪声和风扇噪声属于流体动力噪声;发动机内部燃烧爆发压力产生燃烧噪声;内部零件在运动机械力作用下产生机械噪声,机械噪声主要是活塞敲击噪声、气门机构噪声、供油噪声和齿轮噪声。燃烧噪声、流体动力噪声、机械噪声最终通过发动机的表面辐射出去,发动机的表面辐射频率一般在1 600～3 000Hz之间,控制该频段的噪声对发动机降噪极其重要。
振动噪声的控制离不开对激励源、传递路径、响应三个方向对振动噪声的消除和阻隔,目前主要采取主动和被动的控制方式来降低发动机的噪声。主动的控制方式主要是从控制激励源,被动的控制方式主要是在振动噪声的主要传播路径上对其控制以达到阻隔和削弱振动噪声的输出响应。
(1)主动控制方式是最直接的控制方式。
比如可以采取提高燃烧室的温度,缩短滞燃期,提高进气温度和燃烧室温度,提高预喷时间隔和预喷量等措施来降低燃烧噪声。采用活塞销孔偏置,如向主推面偏移,减小活塞冷态配缸间隙,采取调节活塞,采用横向隔热槽降低机械噪声,通过消声器来降低进排气系统的流体动力噪声。另外,通过优化结构,降低发动机结构振动,通过减小激励力的幅值,避免激励频率与发动机结构频率重合或者接近,提高模态刚度和阻尼可以有效降低发动机的结构振动。不管何种措施控制目标是降低机体表面振动速度和声辐射。
(2)被动的控制方式是最易于实现且最方便的控制方式,特别是在结构定型的情况下。
比如采取屏蔽措施,发动机表面噪声阻隔在屏蔽空间内,增加噪声在传播过程中的衰减,采用隔声罩,在管路中采用消声器、基础间加装隔振器,在壳体外粘贴黏弹性材料以及在金属件间加入隔声材料和吸声材料等。新材料新技术的运用对于降低振动噪声水平起着十分重要的推进作用,近年来发展的声子晶体技术、电磁流变技术、新型高阻尼合金等逐渐应用在降噪减振领域,取得了良好效果。
通常噪声的控制是主动和被动控制的结合,在主动控制难以实现的情况下,采用被动方式,特别是对于已经设计成型的产品,采用被动的降噪方式可以降低噪声的同时达到降低改造成本。随着计算机技术的发展,专业的发动机模拟仿真软件GT-POWER、机械系统动力学分析软件ADAMS、发动机系统动力学分析软件EXCITE,有限元分析软件NASTRAN和LMS.virtual lab等的应用,大大提高了低噪声发动机开发的效率,成为开发低噪声发动机的重要工具。在发动机的设计阶段采取试验和仿真相结合的手段,合理优化结构,降低结构共振风险,对主要部件和整机进行模态分析和声辐射分析,从而从源头上达到最优的NVH性能。
发动机噪声控制目标
近些年来,国内在车内外的噪声控制主要是从降低声压级的角度出发,大多采取声压级来评价噪声。这样的评价方法并不能真实地反应产品的NVH性能,声压级大的不一定听起来不舒服,声压级小的也不一定悦耳,因为同样大的声压级所展现的声音质量是不同的,用声品质来描述声音质量这一概念,有些感觉舒适悦耳,有些令人厌恶,不可接受。人对噪声的感受不仅仅取决于声压级,还有声音的响度、尖锐度、粗糙度等与频率分布有关的参数。
国外在评价NVH性能时往往是主观客观相结合,比如国外在进行声音主观评价时将其划分10个不同等级,对每个等级进行打分,由专业的声品质评价工程师进行评价,在结合客观实测数据给冲综合评价。总的来说,发动机的噪声控制既要降低声压级还要保证声压级随着转速变化的线性关系,同时应该让声音频率的基础幅值分量分布均匀,避免个别频率幅值特别突出。做好各零部件之间的模态匹配以及控制系统和机械系统的匹配,根据整车的NVH水平目标,合理安排发动机的NVH目标,在开发过程中设置模态管理的目标,抓住主要振动噪声的主要贡献源,有的放矢,做到动力性、可靠性、振动舒适性、经济性综合考量。
结语
发动机进气系统噪声降低探究 第4篇
1发动机进气系统结构
空气滤清器、空气流量计、节气门体、进气压力传感器是发动机进气系统的主要结构。另外,还有怠速控制阀、 附加空气阀、进气歧管以及谐振腔等部件共同组成。
2进气系统噪声产生的来源
发动机进气系统较为复杂,其噪声产生的来源也较多,主要有四类:一是发动机活塞运动产生的噪声以及活塞运动相应引起的汽缸压力变化产生的脉动噪声;二是进出气流涡流噪声;三是赫姆霍兹共振噪声,主要产生于气缸;四是气柱共振噪声。但是,仅确定噪声来源的种类远远不足以为消声器的设计提供足够的数据,下面具体介绍确定噪声来源的技术[1]。
对进气系统的进气口噪声进行测试,能够对进气系统的噪声源进行准确判断。选择测试设备,确定数据采集前端(DIC6B)和后处理软件(Head Artemis),传感器的布置需要符合NVH的要求,在一定的工况(2挡,WOT工况)情况下进行测试,采集数据。根据测试结果确定转速不同时,几阶噪声占主要。为了能够更深一步确定各阶噪声峰值的主要发生原因,需要用直管替换本来存在的空气滤清器,对进口处的噪声进行测试。这样能够确定各阶噪声是噪声源产生的还是产生与噪声传递过程中。必要时,借助Sysnoise软件研究进气系统整体的传递损失。
3进气系统噪声降低技术
3 . 1设计更为合理的空气滤清器
空气滤清器作为组成进气系统的重要部分,降低其噪声贡献值对进气系统噪声的降低具有重要意义。降低空气滤清器的噪声贡献值可以改变其设计,即将进气管和出气管直接插入空气滤清器。这种设计提高了空气滤清器的传递效率,但是功率损失较大。另外一种设计思路是,将空气过滤器的进口管径和出口管径设计得小一些, 同时增大扩张比。这样的设计能够明显降低空气过滤器噪声,但是进气系统有较大的压力损失。还有一种设计是将进气管的长度设计得长一些,因为进气管的长度对有效消声频率有较明显的影响。但是,它的缺点是有效消声频率会随着进气管长度的增加而向低频发展。
3 . 2设计更为有效的消声元件
设计消声元件前需要对进气系统的噪声进行检测和分析,确定主要的噪声频率,然后根据噪声频率进行相应的消声原件设计。下面介绍旁支消声器和赫姆霍兹消声器。
旁支消声器做为消声器中的一种,其主要的工作原理:传到消声器的声波做为第一部分声波,当其被反射回主管时成为反射波,称为第二部分声波;其在主管中继续传播,形成透射波;这部分透射波做为第三部分声波又回到旁支消声器。消声器中存在一些与主管入射波不同的反射声波,当两部分声波相位相反时,根据机械波的性质,两种声波相互抵消,使得入射波的波幅降低或者形成一个声压的节点。
四分之一波长管是旁支管消声器的一种。这是一种封闭管子,通常安装在主管道上。当来源于主管道的声波进入旁支管后,声波被四分之一波长管封闭端反射回到主管,与主管中相位相反的声波互相抵消达到消声目的。这种旁支管的频率主要由管道的长度决定,管道越短,频率越低;反之,管道越长,频率越高。四分之一波长管适合于具有相对较窄的能量分布带宽,且中间频率较高的噪声。 四分之一波长管的设计参数主要有管口直径和管长度[2]。
赫姆霍兹消声器通常包括两部分:一是具有一定容积的腔室,二是一根连接管。在声抗为零的情况下,系统能够达到共振状态。对交界处的压力进行分析,同时也对速度边界条件进行分析,通常噪声的传递损失能够被计算出来。针对某一频率的噪声进行研究,选择适合的赫姆霍兹消声器。首先,对车型进行研究,根据其实际情况下发动机机舱的空间大小,共振腔的基本参数就能够被设计出来。这些基本参数包括腔体容积大小、连接管的口径值和连接管的长度参数。然后,计算出该赫姆霍兹消声器的主要的消声频率,同时计算噪声传递过程中损失峰值的频率[3]。
3 . 3特殊消声技术的使用
在发动机机舱空间有限、不能够容纳消声器单元的布置情况下,特殊的消声技术使用不失为一种合适选择,较有代表性的技术是进气编织管技术。这种技术消失效果较好,尤其对于能量分布频率带宽较宽的噪声。
4结束语
探究发动机进气系统的噪声控制技术,首先要确定噪声的来源和组成。噪声来源主要有四类,本研究给出了如何确定具体的噪声来源:首先,选择测试设备,进行数据采集和数据的后处理;其次,布设传感器,并符合相关标准,满足布设要求;再次,选择特定工况;最后,确定噪声的来源和组成。这个过程中需要注意,当有空气滤清器存在时,为了避免其影响检测结果,需要用直管替代,且可以使Sysnoise软件确定噪声传递损失。
根据检测结果确定的噪声源声阶参数,选择合适的噪声控制技术。噪声控制技术有三大类。第一,空气滤清器的优化设计和改进,改进方向有三个:1把进气管和出气管引入空气滤清器;2减小空气滤清器的进出口管道直径,并且将扩张比加大;3延长进气管长度。这三种方法各有优缺点,根据具体情况选择使用。第二,进行消声元件的设计改进,依次介绍了旁支消声器、四分之一波长管、赫姆霍兹消声器。第三,当其他的噪声控制技术不适于使用时,可以选择进气编织管技术。
参考文献
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发动机噪声 第5篇
1 柴油机噪声的产生机理分析
从噪声和振动观点来看,柴油机是一个作用在刚性、阻尼和响应特性变化的复杂结构上的运动力相互作用的高度复杂的非线性系统。柴油机各系统中的振动是由气流、燃烧和机械等引起的,这些振动直接或间接地变成柴油机在空气中传播的噪声。
1.1 气流引发
进排气系统气流引发的噪声与进气、排气和冷却风扇联系在一起。进排气噪声基本上处于低频范围。气流引发的噪声频谱中通常耦合有周期性频率成分,在排气噪声中该频率通常是柴油机发火频率,相当于排气门对气缸残余压力的开启频率,并在排气口和排气系统中激发气柱产生噪声。在进气噪声中,进气通道中气体引起压力脉冲产生周期性噪声成分。
柴油机附属装置也是气流噪声的诱因之一。如风扇噪声,主要由旋转噪声和涡流噪声等组成,前者是由于风扇叶片周期性地打击空气质点,引起空气的压力脉冲而激发出来的噪声。噪声的大小取决于叶片单位时间内打击空气质点的次数,亦即与风扇的转速和叶片数目的乘积成正比。后者是由于风扇旋转时使周围空气产生涡流,这些涡流因粘性力的作用又将分成若干小涡流,这些涡流的形成与分裂,必将导致空气发生扰动,从而激发噪声。噪声的大小则取决于叶片与空气的相对速度。
1.2 燃烧过程引发
柴油机属于压燃式内燃机,混合气靠柴油机压缩过程的高温高压超过柴油的自燃点而着火。若着火滞燃期长,则喷入燃烧室中的柴油过量,一旦着火,势必引起燃烧室大量柴油细雾突然燃烧,致使燃气压力骤增。这种冲击性的压力将直接使燃烧室壁面及活塞、曲轴等机件产生强烈振动,并由气缸壁面传至外部,从而形成燃烧噪声。
1.3 机械激发噪声
1.3.1 柴油机内部激发噪声
机械噪声来自发动机的各个源,是具有各种特性的各个噪声源相互组合叠加而成的。最常见的重要机械噪声源有活塞敲击声、活塞侧向力、轴承力、轴承旋转、齿轮、定时传动机构、气门冲击、喷油泵和喷油器等。在许多场合,这些噪声总和可能超过燃烧噪声,特别是在高转速或活塞负荷时。
1.3.2 柴油机表面机械噪声
柴油机在工作中外表面和零件对燃烧等激发力作出响应而产生噪声,且噪声较大,下列表面和零件通常是重要的噪声源。
a.曲轴箱,噪声从隔板间无支承的外壁上辐射出来,噪声也可由各种振动模式引起的整个曲轴箱扭曲造成。
b.气缸盖,虽然它是一个刚性零件,但是从这部位辐射出来的噪声有时是很高的。
c.油底壳,它常常是重要的噪声源,特别是简单的薄钢材冲压的油底壳。
d.摇臂-凸轮罩,在它用简单的薄钢板冲压成,并直接用螺钉将它固紧在气缸盖而没有绝对措施时,它像油底壳一样,也是一个重要的噪声源。
e.前定时齿轮盖,与油底壳和摇臂-凸轮罩一样。
f.喷油泵,由于高的机械负荷和泵本身的冲击,它通常是一个重要的高频噪声源。喷油泵安装不好,也可能使它对发动机的振动作响应,其作用像噪声辐射源。
g.进排气歧管,它们是用螺钉直接固定在气缸盖上,可以看作是被气缸盖振动激发的噪声的辐射源。
h.曲轴前端的皮带轮,在某些场合,它可能是一个很高的噪声源,皮带轮可以起到由曲轴振动激发的“扩音器”作用。
i.附属装置(如交流发电机、起动电机、动力转向泵和真空泵等),在其它发动机上,附属装置的噪声可以是很高,特别是交流发电机。
j.涡轮增压器,涡轮增压器本身通常不是主要噪声辐射源,但它取决于它的位置、设计和安装,有时可以是大的。
k.齿轮箱,当齿轮箱直接装在发动机上时,希望测量整个动力机组的噪声,因为在许多场合,齿轮箱响应发动机的激发,可以成为噪声辐射源或者由于齿轮噪声的缘故它可能成为噪声源。齿轮噪声对柴油机的怠速噪声特别有影响。
2 噪声的控制
噪声的危害是显而易见的,使用、设计和维护环节都应注意降噪减声,长期以来人们作了大量的降噪工作,取得了显著的效果。
2.1 气流引发噪声的控制
柴油机的排气噪声已经成为公害,目前降低排气噪声的常用方法是在排气管出口处安装适当的消音灭火器。消音灭火器有一个膨胀室,膨胀室为一个直径很大的圆筒,废气进入膨胀室后,体积增大,压力降低,并在室内趋于平衡使气流的波动大大降低,从而减小了噪声。近几年来从理论上和试验中已经找到了降低排气噪声的新方法,即积极降声。该方法是用与原来噪声异相的一个同样噪声来抵消刺耳的空气传播噪声级。
进气噪声的降低主要是要减小进气管中气体随柴油机的工作频率而产生的压力脉动,为减小压力脉动所带来的噪声,可采用加大进气管的管径和进气管壁厚的办法来解决。
理论与实践都证实,风扇直径愈小,转速愈低,风量与噪声也就愈小。若风扇的转速降低一倍,其噪声将降低10 dB,若风扇所消耗的功率降低10%,其噪声约降低2 dB。因此,降低风扇的转速与输风量,可使风扇噪声显著下降。但是风扇转速的高低与输风量的大小又受柴油机的结构与散热量所制约的。因此必须寻找其它途径来降低风扇噪声,即设计出高效率、低噪声的风扇,风扇入口处应呈流线型,风扇叶片及气流通道应光滑平整,以减少涡流与摩擦引起的噪声;采用噪声较小的尼龙风扇,增强冷却系统的散热能力,以减小对风扇风量的要求。
2.2 燃烧噪声的控制
燃烧噪声和压力升高率有密切关系,当压力升高率在490～588 kPa/℃A以上时,将产生强烈震音。若要降低燃烧噪声,则必须将压力升高率控制在392 kPa/℃A以下。
目前降低压力升高率大致有下列办法:
a.对喷入气缸内的燃油进行非常精确的控制。先将少量燃油预喷入气缸,然后再喷入大量燃油,这可降低压力升高率,若认为是极端情况,则预喷油使辅射噪声降低5.5 dB。
b.采用吸入燃油空气混合气加正常喷油的办法,同样可以起到以上相似的效果。
c.减少喷油提前角这是降低燃烧噪声比较重要的方法。延迟喷油定时对大多数性能优化的柴油机是有利的。对性能优化的喷油定时每延迟到10℃A曲轴转角可降低噪声6 dB。当然,也不能盲目减小喷油提前角,在延迟喷油定时时还需考虑对整机性能是否有影响。
d.有资料证明,为了保证柴油能可靠地着火燃烧,柴油机压缩终了的温度应超出柴油此时的自燃温度约300℃左右,为此应有足够的压缩比。压缩比增加,压缩终了的温度及压力上升,因而柴油的物理化学反应速度加快,于是着火滞燃期缩短,压力升高率降低,柴油机运转平稳,噪声减小,因此适度提高压缩比也是降低燃烧噪声的途径之一。
e.可采用添加剂来适当提高柴油的十六烷值,常用的添加剂有丙酮过氧化物和硝酸乙脂等。通过提高柴油的十六烷值,来提高柴油的自燃性,则着火滞燃期就较短,这样既可使燃烧平稳柔和又可降低噪声。
f.采用适当的喷油泵凸轮轮廓线,以减少着火滞燃期的供油量。
g.采用双弹簧喷油器(这种喷油器如PFRIKX型,已在日本产GD320和GD410柴油机上使用),见图1。
其针阀升程特性曲线分为2级,见图2,在开启压力低的第一节针阀升程(预行程)受到限制,以控制初期喷油率,使燃烧期气缸内的压力升高较平缓,降低了燃烧噪声。
2.3 机械噪声的控制
柴油机上机械噪声最主要的能源是与活塞的动力学特性有关,特别是活塞的敲击,因此应设法控制活塞的敲击。其方法有:
a.在活塞上设计安装上两只刮油环,且装成相反方向,下刮油环放在尽可能靠近活塞裙部的下端,则在发动机正常运转中于上下油环间形成一层厚实的油膜,在活塞运动中它起阻尼作用,使发动机噪声大大下降,而机油消耗并不明显上升。
b.采用内撑钢嵌片来控制活塞的热膨胀,使活塞和气缸套之间的配合得到改善,从使用结果看,在瞬态加速工况噪声可降2～3 dB,在稳态工况的整个转速范围内实际上也可达到降低噪声2～3 dB。
为了减小活塞的敲击声,有些柴油机上采用活塞销偏置或曲轴偏置。一般情况下,活塞销向主推力面侧偏置0.5～2.0 mm,可降低辐射噪声2 dB。不过在采用偏置方法时,必须研究活塞形状。
另一个常见的机械噪声源是定时传动机构,现在齿带已在轻型发动机上广泛应用,它较链条或齿轮传动有很大提高。在重型柴油机上不适宜用齿带,这时可以通过改善形状误差、节径误差、表面光洁度、轴承间隙以及整个传动系统的装配适应性来降低齿轮噪声。
2.4 表面噪声控制
2.4.1 曲轴箱
曲轴箱的噪声主要来自于主轴承隔板之间平板的振动,因此只有通过加强柴油机的刚性和采用降低弯曲模态振幅的阻尼结构来减小振动传递,使噪声降低。增加厚度可降低柴油机噪声,同时为了减轻质量,可采用镁。厚截面的柴油机噪声比一般的铸铁发动机降低约10 dB。另外还可在壁面设置加强筋,加强筋的高度至少是板厚的2～3倍。并应处于能切断噪声辐射的位置。所以应仔细设计,以达到降低噪声最多而质量最轻。
2.4.2 盖罩
气门摇臂和凸轮罩、前端定时机构罩和油底壳等这样的盖罩的固有频率约为1 kHz,它们通常是有效的噪声辐射体,衰减这些噪声源的方法有阻尼、隔振、采用代用材料和质量负荷以提高机械表面的振动频率。用三层材料(钢-聚脂-钢)粘合成的层压钢板具有非常高的阻尼系数,在某些用途上是很有效的。隔振技术应用在柴油机的某些零件上,能使噪声降低约l0 dB。
2.4.3 进排气歧管
进气歧管的法兰通过6 mm厚的聚氯丁橡胶粘到歧管体上,这种隔振措施后的效果较明显。排气歧管采用覆盖法,这样可降低噪声6 dB以上。
2.4.4 覆盖和罩壳
某些零件的噪声用其它方法不能衰减的话,可用覆盖法来衰减它的辐射噪声。柴油机上局部覆盖的其它部位有喷油泵、曲轴箱壁、前端正时齿轮机构、发电机以及气缸盖。覆盖设计的关键是材料选择、安装和边缘密封。覆盖通常是用橡胶隔振贴近安装的,离噪声源表面约l0～20 mm。
罩壳有两种基本型,即密封型和隧道型。全密封型罩壳对降低噪声非常有效,一般可降低l0～15 dB。最常见的罩壳是隧道型罩壳,它呈圆筒型,两端开口,一般可降低噪声6～10 dB。
2.5 系统性振动引发噪声的控制
工程上有时无法避免发动机运行时产生的共振问题,因此常采用增大系统阻尼或用动力吸振器来减少发动机和工程机械上的振动响应。动力吸振器属于窄频带控制,采用的粘性阻尼材料具有很高的能量损耗,当振动传递到阻尼材料时,在材料内部产生拉伸、弯曲、剪切等变形,从而消耗大量的振动能量,使振动衰减。采用阻尼技术减振的主要优点是不必改变原结构,无需增加辅助设备和外部能源,占用有效空间小,是一种前景广阔的减振降噪措施。
2.6 其他控制措施
在工程机械的使用过程中,应对工程机械发动机进行必要及时的维护与保养,对其润滑部位进行润滑。由于机油长时间使用容易污染变质,故应勤于更换。发动机出现故障后应及时进行检修,避免由于零部件间的相互过度摩擦或敲击而产生噪声。
3 结束语
笔者分析了噪声的来源、特点与控制方法,以利于增强工程机械操作、驾驶与维修人员的环保意识,提高工程机械的舒适性和工作效率,以适应社会发展对柴油机的需求,并为工程机械其他部件和系统的噪声控制提供参考。
摘要：从柴油机的结构、使用和设计等方面分析柴油机噪声的形成原因,探讨噪声的控制途径和手段。
关键词：柴油机,噪声,产生,控制
参考文献
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[3]石树声,等.内燃机[M].北京:电力工业出版社,1981.
发动机噪声 第6篇
涡轮增压器利用发动机排出的废气驱动增压器转轴一端的涡轮叶轮,带动转轴另一端的压气机叶轮高速旋转,使进入气缸内的空气压力提高,密度增加,喷入气缸内的燃油充分燃烧,从而提高发动机动力性,降低发动机油耗及排放。增压技术已然成为内燃机行业发展的必然选择,且增压压比有逐步升高的趋势。但涡轮增压器应用产生的噪声问题,近年来也越来越受到关注。
本文对某乘用车直列四缸柴油发动机(基本参数见表1)涡轮增压器噪声产生机理进行分析,提出涡轮增压器噪声优化方案并进行试验研究。
1涡轮增压器噪声产生机理
涡轮增压器噪声是涡轮增压发动机噪声的主要来源之一,一般分为自激励产生的机械噪声和内部气体产生的气动噪声。机械噪声主要包括同步噪声和次同步噪声;气动噪声主要为BPF噪声(由于增压器匹配不当造成的喘振噪声,本文不作介绍)。
1.1同步噪声
同步噪声与涡轮增压器本体生产、制造的关系密不可分,是由于叶轮转子在高转速下因自身不平衡而产生扰动,引起转子的自激励振动而产生的噪声。其特征表现为其噪声频率与涡轮增压器转频相同,频率范围一般在0~4000Hz之间,可通过测量涡轮增压器中间体振动和噪声进行分析、辨别。
降低或消除同步振动噪声可以采用控制中间体动不平衡量VSR(Vibration Sorting Rig)值的方式进行控制。通常VSR值是指在涡轮增压器专用动平衡设备上测到的中间体转子总成在一定转速区间内的振动峰值。VSR值越低,同步振动越小,同步振动噪声产生的几率也就越低。但是过小的VSR值会导致生产效率下降,废品率大幅提高,造成涡轮增压器生产成本过高。综合考虑涡轮增压器生产效率及同步振动噪声等因素的影响,保证满足同步振动噪声限值的基础上,尽可能提高生产效率,降低废品率。
1.2次同步噪声(油膜噪声)
次同步噪声即油膜噪声,是由于涡轮转子轴承油膜振荡和转子转动造成振动激励而产生的噪声,其噪声频率为涡轮转频的0.3~0.5倍。与同步噪声类似,也可通过测量涡轮增压器中间体振动和噪声进行分析、辨别。
降低或消除同步振动噪声可以通过优化轴承间隙,减小中间体与轴承配合长度及减小中间体振动等措施来控制。
1.3 BPF噪声
BPF噪声分为涡轮噪声和压气机噪声,是由于叶轮扫气产生的气体涡流噪音。由于叶轮叶片旋转,气体经过舌尖部分时,产生较大的压力变化,对叶轮振动产生激振作用,引起叶轮叶片周期性振动而产生噪声。
本文主要介绍压气机噪声,其噪声来源主要分为四个方面:1由于叶轮旋转作用,叶片表面空气在压力面与吸力面压差作用下产生的气流动力振动而引起的噪声;2叶轮与吸入的空气在入口处发生撞击而产生的噪声;3压气机及扩压器内部湍流和涡流而产生的噪声;4高速旋转的转子,由于振动、摩擦等原因而产生的机械噪声。其中由于叶片周期性冲击空气而产生的旋转噪声和高速气流形成的涡流噪声占主要成分。进气系统中,空气滤清器及中冷器都具有消声功能,同时在增压器压气机前端或后端进气管路中增加消声器,可以消除部分气流音。
2涡轮增压器噪声优化研究
本文针对某乘用车搭载的直列四缸柴油发动机进行增压器噪声优化试验研究。重点从增压器同步噪声、次同步噪声(油膜噪声)及BPF噪声等三方面进行优化,根据噪声产生的机理制定相应的优化措施,并进行整车NVH试验验证,分析这些措施对发动机噪声的影响。
2.1同步噪声
由于叶轮转子在高转速下因自身不平衡产生扰动,进而引起转子自激励振动,产生同步噪声。因此,中间体动不平衡量VSR值是影响同步噪声的重要因素。目前该柴油机增压器中间体动不平衡量VSR值为:增压器转速60000rpm时,VSR值控制值≤0.8G;增压器转速135000rpm时,VSR值控制值≤1.0G(增压器最高转速为245000rpm)。增压器生产工艺及成本影响不大的前提下,对增压器中间体进行优化,优化后的中间体动不平衡量VSR值为:增压器转速60000rpm时,VSR值控制值≤0.6G;增压器转速135000rpm时,VSR值控制值≤0.8G(增压器最高转速为245000rpm)。
全负荷加速工况下分别对增压器中间体优化前后进行整车NVH试验测试,测试结果分别如图1(a)和图1(b)所示。
对增压器中间体优化前后全负荷加速工况下NVH测试结果进行对比分析,VSR值减小,增压器同步噪声有所改善,但发动机转速3200rpm以上时,改善效果不够明显。
空载加速工况下分别对增压器中间体优化前后进行整车NVH试验测试,测试结果分别如图2(a)和图2(b)所示。
对增压器中间体优化前后空载加速工况下NVH测试结果进行对比分析,VSR值减小,增压器同步噪声在发动机转速2400rpm~3000rpm时改善效果明显。
2.2次同步噪声(油膜噪声)
考虑增压器生产工艺及成本影响等因素,采用优化油膜长度的措施,将中间体与轴承配合长度由7.4mm(如图3(a)所示)优化至3.7mm(如图3(b)所示),验证油膜长度对次同步噪声的影响。
全负荷加速工况下分别对增压器中间体与轴承配合长度优化前后进行整车NVH试验测试,测试结果分别如图4(a)和图4(b)所示。
空载加速工况下分别对增压器中间体与轴承配合长度优化前后进行整车NVH试验测试,测试结果分别如图5(a)和图5(b)所示。
对增压器中间体与轴承配合长度优化前后NVH试验测试结果对比分析,减小增压器中间体与轴承配合长度,全负荷加速及空载加速工况下,增压器次同步噪声明显改善。
2.3 BPF噪声
考虑试验车机舱布置情况,在增压器压气机后端进气管路中增加消声器(消声频率1200Hz~2400Hz),分别在试验车机舱内消声器近场、压后管路近场、空滤近场及驾驶员右耳等位置布置麦克风测点(如图6所示),重点针对驾驶员右耳附近噪声频谱进行分析,验证压后加消声器对加速泄气声的影响。
4档全负荷加速工况下,分别对增压器压气机后端增加消声器前后进行整车NVH测试,测试结果分别图7(a)和图7(b)所示。
在增压器压气机后增加消声器,1200Hz~2400Hz气流噪声降低效果明显,5200Hz~7200Hz气流噪声亦有所降低,7500Hz以上气流噪声无改善。
3结论
1针对增压器同步噪声、次同步噪声(油膜噪声)及BPF噪声产生机理,结合生产工艺、成本等方面综合考虑,制定增压器噪声优化相关措施,根据整车NVH试验验证效果确定最终实施方案;
2增压器中间体动平衡量VSR值减小,发动机转速2400rpm~3000rpm时,增压器同步噪声改善效果明显;
3增压器中间体与轴承配合长度(油膜长度)减小,增压器次同步噪声(600Hz~1100Hz)改善效果明显。
4增压器压气机后增加进气消声器,1200Hz~2400Hz气流噪声降低效果明显。
摘要：涡轮增压器噪声是增压发动机噪声的重要来源,一般分为自激励产生的机械噪声(包括同步噪声和次同步噪声)和内部气体产生的气动噪声(BPF噪声)。本文对涡轮增压器噪声产生机理进行介绍,并针对某乘用车柴油机涡轮增压器制定相应的噪声优化措施,并进行试验验证,最终涡轮增压器噪声有了很大程度的改善。
关键词：涡轮增压器,机械噪声,气动噪声,噪声机理
参考文献
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发动机噪声 第7篇
当前社会环境保护及公害治理方面对汽车低噪声化的要求日益强烈,人们对汽车的舒适性要求越来越高,发动机振动和噪声水平成为发动机及汽车综合性能的重要评价指标之一。往复式发动机由于工作过程的周期性和机件运动的周期性,运转中所产生的旋转惯性力和往复惯性力都是周期性变化的,这些力及力矩如果在机内不能互相抵消,就会通过曲轴轴承和机体传给支架,使发动机产生振动和噪声。对于直列四缸发动机,其一阶往复惯性力是自身平衡的,二阶往复惯性力却不平衡。目前广泛采用双平衡轴机构平衡直列四缸发动机二阶往复惯性力,降低发动机的振动和噪声,但驱动双平衡轴机构的传动齿轮又成了新的噪声源。
本文对某直列四缸发动机(基本参数见表1)双平衡轴机构对整机振动噪声的影响进行分析研究,并提出双平衡轴机构振动噪声优化的方案。
1平衡轴对整机振动影响分析
1.1四缸机惯性力分析
本文涉及的直列四缸发动机(基本参数见表1),各缸点火间隔为180°,燃油喷射顺序为1-3-4-2,旋转惯性力和往复惯性力受力分析分别如图1和图2所示。
四缸机旋转惯性力表达式为:
气缸中心线方向分力为:
垂直于气缸中心性方向分力为:
旋转惯性力合力为:
四缸机往复惯性力表达式为:
一阶往复惯性力为:
二阶往复惯性力为:
式①②③④⑤中:mr为旋转惯性质量;mj为往复惯性质量;n为曲轴转速;ω为曲轴连杆颈角速度,即ω=nπ/60;α为第一曲拐与气缸中心线平面的夹角;r为曲柄半径;λ为曲柄连杆比。
四缸机旋转惯性力和一阶往复惯性力可以实现自平衡,而二阶往复惯性力是发动机主要激振力源,可以采用平衡轴结构辅助平衡。
1.2平衡轴平衡率分析
平衡轴产生的往复惯性合力表达式为:
式⑥中:m为平衡重质量;L为平衡重质心偏心距。
平衡轴平衡率η表达式为:
由式⑦知,通过增大平衡重质量m及平衡重质心偏心距L或减小活塞连杆组往复惯性质量,可以提高平衡轴平衡率η。
1.3平衡轴振动测试
对试验车机舱内正时罩盖处进行振动测试试验,发动机动力性、经济性等无明显变化,振动结果如图3所示,双平衡轴机构对降低整机振动效果明显,且平衡率越高,改善效果越好;发动机采用双平衡轴机构且平衡率达99%,转速3000rpm时,发动机振动GRMS值由2.11g降低至0.15g,降低约93%;转速4000rpm时,整机振动降低约88%。
2平衡轴对整机噪声影响分析
2.1怠速工况噪声测试
分别对试验车怠速不开空调和怠速开空调两种工况下进行怠速噪声测试,分别测试原状态(安装平衡轴)及去平衡轴状态(不安装平衡轴)两种状态下驾驶员右耳声压级,测试结果如图4所示,试验车怠速不开空调工况下,发动机处于去平衡轴状态时,100Hz~6300Hz频率段驾驶员右耳声压级降低4d B(A)(如图4(a)所示);试验车怠速开空调工况下,发动机处于去平衡轴状态时,100Hz~6300Hz频率段驾驶员右耳声压级降低2d B(A)(如图4(b)所示)。
2.2加速工况噪声测试
分别对试验车三档加速和定置加速两种工况下进行噪声测试,分别测试原状态(安装平衡轴)及去平衡轴状态(不安装平衡轴)两种状态下驾驶员右耳声压级,测试结果如图5所示,试验车三档加速工况下,发动机处于去平衡轴状态时,由于二阶及其谐频变大,导致在2074rpm和2770rpm,驾驶员右耳声压级增大4d B(A)(如图5(a)所示),且低频轰鸣声变大;试验车三档加速及定置加速工况下,发动机处于去平衡轴状态时,发动机转速1400rpm以下加速噪声均明显减弱,且2000Hz以上的高频噪声能量均减弱(如图5(b)、5(c)所示)。
3平衡轴机构噪声优化
3.1平衡轴传动系统优化
发动机安装平衡轴机构对降低整机振动效果特别明显,但导致整车噪声增大,分析认为是由于驱动平衡轴机构的传动齿轮造成的。针对传动齿轮系统中间惰轮采用消隙齿轮方案(如图6所示)进行整车噪声试验验证。
3.2平衡轴传动系统优化效果验证
采用优化后平衡轴(平衡轴传动系统中间惰轮采用消隙齿轮)进行整车噪声测试,并与原状态(中间惰轮采用普通斜齿轮)噪声测试结果进行对比(如图7所示)。试验车三档加速工况下,发动机2000rpm以下加速声品质有较大改善,同时2000Hz以上高频噪声降低较多(如图7(a)所示);定置加速工况下与三档加速工况噪声测试结果
基本相同,2000Hz以上高频噪声明显改善(如图7(b)所示)。
4结论
1)由于四缸发动机二阶往复惯性力不平衡,导致发动机产生振动,采用双平衡轴机构可以有效降低整机振动。试验表明,平衡轴平衡率越高,整机振动改善效果越好。
2)由于双平衡轴平衡机构齿轮传动的影响,发动机2000Hz以上高频噪声能量明显增加,因此,优化平衡轴机构传动系统是降低整机噪声的关键。
3)平衡轴机构传动系统中间惰轮优化为消隙齿轮对发动机2000Hz以上高频噪声改善效果明显。
参考文献
[1]周龙保,刘巽俊.内燃机学[M].第二版.北京:机械工业出版社,2005
[2] 杨连生.内燃机设计[M].北京.中国农业机械出版社.1981
[3] 李凤琴,郑光泽,艾晓玉.发动机双平衡轴系统设计分析[J].振动与冲击,2014(5),58-63
[4] 刘鹏飞,刘伟,梁海龙.发动机双轴平衡机构的设计方法研究[J].机械研究与应用,2012(5):115-120
空调器风扇电动机噪声的研究 第8篇
低噪声和低能耗是空调器主要性能指标。空调器厂家正在力求降低噪声, 追求低噪声已成为各空调器厂家竞争的主要手段之一, 其中风扇电动机是主要噪声源之一, 显而易见, 降低电动机噪声已成为各空调器风扇电动机生产厂家竞争手段之一。因此, 降低空调器风扇电动机的噪声显得尤为重要。
为解决这个难题, 本公司在实践中总结经验, 摸索到了一些规律, 找到了空调器风扇电动机产生噪声的原因及降低噪声的一些方法。
2 从电磁设计的源头来解决电磁噪声问题
图1轴承室直接拉伸
关于电磁噪声的产生国内外文献多有论述, 主要是由气隙磁场作用于定子铁芯的径向分量所产生
的。它通过磁轭向外传播, 使定子铁芯产生振动变形。其次是气隙磁场的切向分量, 它与电磁转矩相反, 使铁芯齿局部变形振动。当径向电磁力波与定子的固有频率接近时, 就会引起共振, 使振动与噪声大大增强, 甚至危及电动机的安全[1]。
2.1 采用正弦绕组, 尽可能削弱谐波磁势, 尤其是低次谐波磁势。减少谐波成份, 采用同式绕组取代单线圈绕组。
2.2 采用适当的槽配合, 必要时, 齿数选得略多些, 可使齿谐波的级次增加, 从而降低的幅值。
定子齿槽数S1-转子齿槽数S2≠±1, ±2, ± (电机极数p±1) , ± (电机极数p±2) 。
2.3 定子采用半闭口槽, 转子采用闭口槽, 以减少气隙磁导波中的谐波分量。
2.4 适当增大气隙长度。叠厚比较薄的电机气隙取0.20 mm~0.25mm, 叠厚比较厚的电机气隙取0.3mm~0.4mm。
2.5 采用合理的斜槽, 以削弱危害最严重的齿谐波。通常转子斜槽取定子齿距的1.0~1.2倍。
3 机械噪声问题
机械噪声问题的解决, 主要包括转轴轴承噪声、因转子不平衡而产生的噪声及转轴装配偏心引起的噪声。
3.1 端盖轴承室与转轴轴承档尺寸精度和形位公差的控制
公司课题组经反复实验, 认为轴承分别与轴和端盖轴承室配合松紧对电动机噪声影响非常敏感, 究其原因主要有两个:
3.1.1 配合过紧造成轴承工作游隙过小, 会使电动机出现高频啸叫声。
3.1.2 配合过松造成轴承工作游隙过大, 会使电动机发出低频嗡声。
轴承室和外圆配合过紧后, 会使会使轴承的径向游隙变小, 甚至消失, 这样不但影响轴承的正常使用并随之产生噪声 (习惯称之为蜂音) 。倘若配合适当放松, 这种振动就会被波形垫圈所吸收。鉴于上述分析, 对某一型号电机轴承室和轴承外圆配合放紧:原为φ35ÆÁÂÁÄÅÆÁÂÁÃÁ, 现改为φ35ÅÁÂÁÁÄÅÁÂÁÃÃ;轴承档与轴承内圆配合放紧:原为φ15ÁÄÁÂÁÁÃ, 现改为φ15ÆÁÂÁÁÄÅÁÂÁÁÃ。通过大量试验证明:采用新的配合尺寸, 整机噪声比原配合尺寸噪声降低1.5-2.9d B (A) 。噪声测试数据如表1所示。
3.2 机壳、拉伸端盖尺寸精度和形位公差的控制
3.2.1 对圈筒机壳尺寸精度和形位公差的控制。
圈筒机壳与定子铁芯配合不宜太紧, 设计过盈量为0.03-0.08mm, 为防止定子铁芯在圈筒机壳转动, 可在机壳加销钉。圈筒机壳与定子铁芯配合过紧会产生电磁噪声。本公司有一批部分圈筒机壳内径比图纸要求小了0.15mm, 装成整机后电磁声很明显, 图2轴承室弯曲拉伸
后换了合格的机壳后电磁声消失;另外, 圈筒机壳内径圆柱度及两端面对内径的垂直度控制在0.15mm内。
3.2.2 对拉伸端盖的尺寸精度和形位公差的控制。
拉伸端盖定子铁芯档对轴承室同轴度及端面对轴承室的垂直度分别控制在0.04mm和0.08mm。为降低噪声, 拉伸端盖轴承室由直接拉伸 (见图1) 改弯曲拉伸 (见图2) 。为增加端盖的强度在端盖的侧面上加上加强筋 (见图3) , 以减少电动机的振动及噪声。
3.3 对转子动平衡精度的控制
电动机噪声的另一个主要原因是由于转子的残余不平衡引起的。如果一个电机转子的质量分布是均匀的, 制造与安装时的圆度和同心度是合格的, 则运转平衡, 它对轴承或支架的压力只有静压力, 即转子本身的重量, 如果转子的质量分布是不均匀的, 则转子是动不平衡的转子, 它转动时就会产生附加的离心力, 轴承或支架就会受到周期性附加离心力的作用, 通过轴承或支架传到外壳, 引起振动, 产生噪声。当不平衡量过大或转速过高, 将使电机无法正常工作, 甚至损坏或飞逸, 后果十分严重[2]。因此, 对于噪声要求较高时, 转子必须校动平衡, 对某一型号转子不平衡重量控制在400mg以内, 使整机噪声比原先不动衡降低2.1-3d B (A) , 数据见表2, 校动平衡的方法主要有两种:去重法 (去除平衡柱或风叶片或在转子铁芯端面上钻孔) 和加重法 (加平衡块或平衡泥) , 本次空载噪声测试采用加重法。
3.4 轴承的选用
轴承是最强烈的噪声源。轴承本身的噪声直接影响电动机的噪声。滚动轴承的噪声是低速中小型电动机噪声的主要部分, 轴承噪声随滚动体内圈直径和转速的增大而增大。选用制造精度高的轴承是降低轴承噪声的有效手段, 轴承装配时不能猛打、猛敲, 破坏轴承滚动体的精度。在轴承载荷和寿命许可的条件下, 应选用内圈直径小的轴承, 球轴承应比圆柱滚子轴承优先选用, 滚动轴承的实际工作游隙过小, 轴承转动不灵活会使轴承噪声增大。为了抑制轴承噪声必须严格控制轴承台外径及其椭圆度、端盖轴承室的内径及其椭圆度。轴承外圈与端盖轴承室易采用间隙配合, 以不产生相对转动为目的。电机零部件的加工质量、轴承装配质量、清洁度和润滑状况对轴承噪声也有影响[3]。本公司在研究降低电动机噪声的过程中对轴承本身也有一定的选择。为此, 我们选用了空调器专用的低噪声深沟道双面密封球轴承, 其中油脂为EA3, 保持架为尼龙。
3.5 轴承安装工艺对电动机噪声的影响
安装工艺对电动机轴承噪声影响很大, 装配不当往往使好轴承装机后, 不能达到电动机整机噪声的要求, 正确的安装工艺是降低电动机轴承噪声。
3.5.1 轴承的安装
我们采用的是通过轴承内圈受力进行冷压装, 禁止通过外圈或者保持架受力的压装, 而且, 压装时, 轴承要轻拿轻放, 用力不宜过猛、过大, 应慢慢地往下压。
3.5.2 轴承的润滑
润滑对于流动轴承来讲, 是非常重要的, 润滑脂加入应均匀适量。过多的润滑脂会使电动机产生较大的油脂声。
3.6 通风噪声
通风噪声可分为笛声和涡流声。电动机转速1500r/m in及以上或风扇直径大于200mm通风噪声常常是电动机噪声的主要部分。尤其是全封闭高速自扇冷式电动机当风扇圆周速度超过50m/s时, 电动机的噪声大部分由风扇产生。电动机旋转时, 风扇叶片和转子的凸出部分 (如径向通风槽板或端环风叶) 周期性的撞击空气, 产生交替的疏密波就会引起笛声。
风扇叶片转动会引起周围空气产生涡流。涡流及涡流的分裂会使空气压力脉动而产生涡流声。涡流声的频谱是连续分布的, 在400Hz~2000Hz范围内较大。涡流声的声级是不稳定的。对以笛声为主的通风噪声往往通过调整风扇叶片的数量和适当增加风扇外径与风罩或与端盖内腔的间隙 (大于风扇外径的15%) , 避开共鸣条件可大幅度抑制笛声。对以涡流声为主的通风噪声, 噪声的声功率与风扇外径的5~7次方、转速的5次方和叶片宽度的1次方成正比。当电动机定子温升有较大裕度时减小风扇外径是抑制通风噪声最简便、最有效的措施。对离心式风扇风叶下端带一倾角以扩大进风口面积也可以抑制涡流噪声[4]。
结束语
通过上述方法可使电动机噪声有所下降, 客户相关噪声问题的投诉明显减少, 本公司此类电机开发与生产已取得一定的经济效益, 在今后的此类电机开发中将不断采用新技术、新工艺。
参考文献
[1]胡佳宗.小功率电动机噪声的控制[J].电器技术, 2007, 4:42-44.
[2]李国华, 郑建华.一种开关磁阻电动机噪声抑制方法[J].电机技术, 2006, 3:42-43.
[3]徐志红, 王铁军, 徐大伟.异步电动机噪声及其控制[J].平顶山工学院学报, 2003, 9:45-46.