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第九章 噪声控制技术91 噪声基础知识 1、噪声定义：2、声压、声强与声功率声压p：在有声波传播的声场中某点的瞬时压强与大气压的差值（N/m2）声强I：在垂直于声波传播方向的单位面积上，单位时间内通过的声能(W/m2)声功率W：声源在单位时间内辐射出的总声能，为描述声源强弱的物理量(W)三者间存在如下关系：式中：空气密度，标准状态下1.2kg/m3 c空气中的声速，标准状态下c340m/s S声波的扩散面积(m2)，对球面扩散S=4r2；对半球面波扩散S2r2，r为到声源中心距离3、分贝和级人耳的听觉范围 听阈 痛阈声压 2105Pa 20Pa 相差一百万倍声强 1x1012W/m2 1W/m2 相差一万亿倍 为了使用方便，引入级：用两能量或比例于能量的量之比，再取以10为底的对数。单位为贝尔，通常采用的单位为分贝，是贝尔的1/10。为此引入声压级、声功率级、声强级等来表示声音的大小，分别定义为：声压级：(dB)其中基准声压 N/m2声强级：(dB)其中基准声强 W/m2声功率级：(dB)其中基准声功率 W 4、声与振动的关系 声频域内的结构振动辐射出噪声。大平面振动辐射出的声压级与固体振动的平均速度成正比 (dB)v0听觉阈的有效振动速度，对空气v0=5x104m/s 对简谐振动，振动着的刚体位移D、加速度a在声频范围内与声压有如下关系 （dB）D0基准位移量，1011m；a0基准加速度，105m/s2可见，控制结构辐射噪声的关键在于控制结构振动5、噪声测量常用的声压级单位 人耳听觉的声频范围为20Hz20000Hz。人耳对声音强弱的主观判断取决于声强和频率的高低。其中对34kHz频率的声音最为敏感。噪声测量用的声级计的计权网络有A、B、C三种，其中A网络是模拟人耳设计的，故噪声测量中常采用A网络测定噪声级，记为dB(A)。6、声级运算噪声的分贝数不能直接相加。多个不相干声音的分贝和为 (dB)因此，两个同声级的声音相加后，其和是 （dB）即增加3分贝。两个声音的分贝数相减，按下式计算 (dB)（假设L1L2）求n个声压级的平均值，按下式 （dB）92 发动机噪声一、概述1、内燃机噪声分类 2、内燃机噪声发生机制 二、内燃机噪声源1、进气噪声 发动机的进气噪声成因：进气管中气流的压力脉动造成的低频噪声；气流以高速流过进气门造成的低频噪声进气噪声的大小与内燃机的进气方式（增压机大于非增压机）、进气阀机构、缸径、凸轮型线等设计因素有关。对同一台发动机，转速影响最大。多数内燃机在装用空气滤清器后进气噪声大幅降低，进气噪声不是主要的噪声源。进气消声器的设计必须与空气滤清器设计结合起来考虑。2、排气噪声是内燃机的最主要的噪声源，往往比内燃机整机噪声（不包含排气噪声）高1015dB(A)。（1）产生机理与频率特性 排气噪声包含如下成分：以每秒钟排气次数为基频的排气噪声，属于低频噪声源管道内气柱共振噪声：在周期性排气噪声的激发下，排气系统管道中的气柱因发生共振而产生的噪声，其低频部分可能与基频噪声产生叠加，是中心频率在500Hz和1000Hz 频带内的噪声的主要来源排气支管处的气流吹气声（高频噪声）废气喷注和冲击声：排气阀处产生的连续宽带的高频噪声 气缸亥姆霍兹共振噪声：与转速无关，单缸机中比较严重，排气时排气管与气缸构成亥姆霍兹共振器，多缸机由于各缸间的干扰，排气支管及总管较长，此噪声不显著气阀杆背部的涡流噪声排气管道内壁面处的紊流噪声等。结构不同的内燃机，随着缸数、燃烧室形式、燃料种类、内燃机转速的不同，排气噪声具有不同的频谱。（2）影响排气噪声的主要因素 转速与负荷：空载时，转速升高引起的排气噪声的增大幅度要大于全负荷时转速升高引起的噪声增大幅度 不同类型内燃机的比较：二冲程机大于四冲程机：二冲程机排气开始时刻早、单位时间内排气次数多、为保证扫气效果不宜采用结构复杂的消声器柴油机大于汽油机：柴油机最高爆发压力和压力升高率大于汽油机，因此同等功率时柴油机排气噪声大；同功率下汽油机缸数比柴油机多，排气系统中的气流脉动小涡轮增压的影响：排气门开启瞬间所产生的噪声经过涡轮后，其能量得到很大衰减，再自涡轮出口排出时噪声明显降低 3、风扇噪声 是主要噪声源之一，包括旋转噪声（叶片噪声）和涡流噪声两部分。风扇转速对其噪声影响很大，转速提高一倍时，声压级增加1117分贝；通常在低转速时，风扇噪声远低于内燃机噪声，但在高转速时，往往成为主要甚至是最大的噪声源。4、燃烧噪声 是柴油机的主要噪声源，其产生机理：（1）气缸内压力急剧变化引起的动载荷，激发结构振动辐射噪声；（2）气体的冲击波引起高频振动 由气缸压力频谱曲线可知，气缸压力曲线实际上是由不同频率、不同幅值的一系列谐波叠加的结果。因此，燃烧气体对气缸各零件振动的激发，可以认为是这一系列谐波单独作用的总和。噪声由振动产生，振动取决于激振力特性与振动系统的结构响应特性，因此发动机的燃烧噪声的大小不仅取决于气体压力频谱，还与发动机的结构衰减特性有关：（1）1000Hz以下的结构衰减量很大，这主要由于内燃机的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。（2）1000Hz3000Hz的中段结构衰减量低，因为零件的固有频率多处于此频段，易被激起振动，故衰减量很小(3)3000Hz以上频段，衰减量略有上升。影响燃烧噪声的主要因素：（1）燃烧室（2）压缩温度和压力(3)喷油提前角（4）负荷（5）转速5、活塞敲击声6、正时齿轮噪声7、配气机构噪声三、内燃机噪声源识别1、噪声源识别的基本要求 在噪声控制工程中，吸声、隔声、消声、减振等传统降噪措施已沿用多年，并且还在发展，但是控制声源的噪声是一项根本性措施。所谓噪声源识别，就是对机器上存在的各种声源进行分析，了解产生振动和噪声的机理，确定振源、声源的位置，分析声源的特性，然后按噪声的大小排序，从而确定出主要声源。噪声源识别的要求基本上有两个方面：（a）确定机器各噪声源的位置、声级及其在总声级中的比重；（b）确定声源的特性，包括声源类型、频率特性、变化规律和传播规律等。2、噪声源识别方法常用分析法有如下5种（1）主观评价法 有经验的操作人员或检验人员能从机器的运转噪声中判断机器运转是否正常，并能判定造成异常的主要噪声源的零件及其原因。不足之处：主观性强，无法作定量度量。（2）分别运转法，又称消去法 在同一运转工况下拆去和装上某一零部件，分别在同一观察点处测得两种噪声值，然后按能量相减计算所得噪声值，即为该零部件所发出的噪声值。该方法简单易行，但由于机器是相互联系的整体，某一部分的拆除会影响到与之关联的部分，故误差大。（3）铅屏蔽法，又称选择隔声法 可用于了解机器上声辐射表面的辐射情况。它用铅板做成一个与机器各部分表面相接近的密封隔声罩，（该罩各部分表面做成可自由开启的“窗口”）罩内衬上玻璃纤维等吸声材料。测试时用该罩覆盖机器表面，其隔声量至少在10dB以上。然后逐个打开“窗口”并在1m处测量其声压级，从而确定主要辐射面。该法精度较高，但由于覆盖时不易密封严密，尤其是隔绝低频噪音较困难，所以仅适用于中、高频辐射声源的测量。（4）频率分析法 其理论依据是：对一台内燃机而言，根据规定的测试范围，在指定测点处可测得其总噪声级及噪声频率谱。一般来说，噪声的主要能量集中在其频谱的几个峰值频率处。一台内燃机含有多个噪声源，其总噪声是由各组成声源所辐射的噪声在测点的叠加，而总噪声频谱则是各组成声源的频谱在该测点处叠加的结果。为此，如果其组成声源频谱上的峰值频率与总噪声频谱上的某一峰值频率相对应，就说明了总噪声中在该频率处的噪声能量是由上述某组成声源所作的贡献。声音来源于振动，故声辐射表面的振动谱与其辐射的噪声谱之间有很好的相关性。如下图。在难于准确地测定组成声源的噪声谱时，往往利用该组成声源表面的振动谱代替其噪声谱，来与总噪声谱比较，以确定主要噪声源。(a)泵体振动功率谱（b）泵体近场噪声功率谱机油泵体振动功率谱及近场噪声功率谱 除上述5种方法外，还有信号分析法、以及近年来新发展的声强法、声全息照相诊断技术、自适应除噪技术等。新识别方法发展的基本趋势是要求测试方法：能现场测量；能实时分析和出来所得测量信号；能提高测试结果的可靠性四、内燃机噪声控制技术1、排气噪声控制：排气消声器有两大类：无源消声器、有源消声器（1）无源消声器：有抗式、阻式、阻抗复合式三种（2）有源消声器 2、风扇噪声兼顾冷却性能和降低噪声，风扇的一般设计原则是：(1)依据风扇定则，综合考虑风量Q，消耗功率和噪声，合理选 择风扇的参数。宜取较大的风扇直径和较低的转速。(2)按降噪要求设计风扇叶片的要点：定Q下选用较宽的风扇叶片。这样可降低转速n一定Q下选用较大的叶片安装角()；叶片数不大于6。叶片数从2到6，Q呈直线增加。超过6时，Q的增加率不大，而每增加一片，噪声约增高1dB。（3）合理布置冷却系统：护风圈与风扇叶尖的径向间隙尽可能小；气流通道通畅。(4)采用翼型断面风扇。其叶型按空气动力学设计成机翼型，效率高、涡流噪声小。（5）结合节能采用温控离合式风扇，使之仅在需要冷却的严重工况下工作。3、燃烧噪声降低柴油机燃烧噪声的方法有：(1)采用工作柔和的燃烧工作过程，控制 (2)适当提高压缩比和延迟喷油提前角，使用高十六烷值的 燃料(3)减小初期的燃料喷射率，(4)进气增压，依靠进气压力和温度的增高缩短着火延迟期。4、活塞敲击噪声控制活塞敲击声的一般方法有：(1)尽可能减小活塞的配缸间隙：(2)将活塞销中心向主推力边偏置一个适当的距离(负偏心），以使活塞在上止点附近由一边移向另一边相接触的时刻，与气缸压力剧增的时刻相错开；(3)适当增大活塞高度，使活塞的摇摆幅度减小；(4)活塞裙部采用理想的型线，使活塞敲击时与缸壁的碰撞面积较大。5、正时齿轮噪声控制齿轮噪声的措施是尽可能用较小的齿轮间隙，装曲轴扭振减振器。对顶置凸轮轴式发动机，采用齿形合成橡胶带驱动配气机构。6、配气机构噪声措施：（1）减小气门间隙或采用液力挺柱（2）提高凸轮加工精度和表面质量（3）提高配气机构刚度（4）减小驱动零件质量（5）合理设计凸轮型线，尤其是缓冲段设计7、结构振动辐射噪声各种振源多数激发发动机结构的表面振动，从而辐射出噪声。控制结构振动的方法有：(1)提高结构刚度，减小外部声发射表面的振动（2）减小声辐射面积（3）V型发动机音叉式振动的抑制（4）隔振、隔声