廖明辉 赵龙君 梁荣飞

摘要：发动机作为内燃机汽车的核心，是汽车动力的主要来源，发动机产生动力，传输至传动轴系，最后带动车轮前进，因此发动机也成为了汽车主要的噪声源。对发动机噪声产生的原因进行分析，并提出对应的解决措施，对发动机噪声控制的研究非常有帮助。

关键词：发动机噪声;控制措施

1发动机噪声来源

1.1燃烧噪声

燃烧噪声是在发动机汽缸中产生的，汽油与空气混合后在缸内燃烧，产生的缸内气体压力直接激振发动机结构，引起结构共振，并通过外部和内部传播途径传到发动机表面，由发动机表面辐射形成辐射噪声[1]。由此可以看出燃烧噪声是气缸内气体压力的变化引起的，它包括由气缸内压力急剧变化引起的动力载荷，以及由冲击波引起气体的高频振动[2]。

1.2机械噪声

机械噪声是指气体压力和惯性力的作用下，运动件之间以及运动件与固定件之间周期性变化的机械运动而产生的噪声，它与激发力的大小、运动件的结构等因素有关，主要有活塞敲击噪声、齿轮啮合噪声、供油系噪声、配气机构噪声、正时系统噪声、辅助系统噪声、不平衡惯性力引起的机体振动与噪声和轴承噪声等[3]。

1.3空气动力噪声

空气动力噪声是气体流动（如周期性进气，排气）或物体在空气中运动，既气体的扰动、气体与物体撞击;或者由于空气发生压力突变形与膨胀而产生的[4]。

2发动机噪声控制措施

2.1燃烧噪声控制措施

气体动力载荷引起的燃烧噪声，它的强弱程度主要由最高压力增长率持续的时间决定。燃烧噪声的强弱不仅与气缸内压力频谱的变化有关，还与发动机的结构衰减特性相关，由于振动产生噪音，而振动又与激励力特性以及振动系统的结构响应特性相关，因此燃烧噪声与发动机的结构衰减息息相关。我们将发动机的气缸压力级与发动机的噪声声压级之差统称为衰减量，从衰减量的变化体现出发动机结构上的固有特性，发动机的有关运转参数如发动机的转速、负荷以及供油系统的调整等对它不会产生根本的影响。发动机的结构衰减表征了结构对激振力响应特性，结构衰减大，辐射噪声就小[2]。通过对气体缸内压力及压力频谱曲线特性图（图1）的分析，可以大致将缸内压力频谱分为三段：

（1）低频部分主要是由最大爆发压力及压力曲线的形状积分决定，实际上这部分区域也能间接反映发动机的转矩对噪声的影响。

（2）压力频谱曲线的中高频成分是由压力升高率dp/dj决定，其特点是气缸内压力级以对数规律作线性递减，压力升高率dp/dj 越大，其直线部分的斜率就越平缓，反之就越陡。

（3）高频成分是由燃烧室局部区域的气体剧烈波动引起高频振动导致，主要与压力升高率的导数dp2 /dj2有关，其频率成分与燃烧室空腔共振频率直接相关。

发动机直接燃烧噪声主要取决于缸内压力噪声频谱以及时域信号的一阶及二阶微分，这是由于发动机机体主要的零部件的共振频率大多集中在800-4000Hz 范围，对低频衰减很大，但在共振频率范围内结构衰减较小，因此压力频谱曲线的中高频以及高频成分在很大程度上决定了直接燃烧噪声的贡献量。为此可以提出以下几点对燃烧噪声控制有利措施（仅对汽油机）：

a.控制最高燃烧压力，减小压缩比。

b.控制压力升高率。

C.改变点火提前角。

d.采用高辛烷值燃油。

e.减小压缩循环波动率。

从发动机结构优化方面采取的措施有：

a.缸体主轴承座应尽量加强，和裙部频率应不小于1500Hz。

b.增加主轴承座壁与曲轴箱侧壁的加强筋，将主轴承壁固有频率提高至1600Hz。

c.裙部加强板与其上加强筋使裙部固有频率达到1600Hz。

d.加强轴承座壁与水套的连接，提高刚度。

e.采用带框架式的缸体结构

2.2机械噪声控制措施

机械噪声是随着转速的提高而增加的，通过机体向外传播。在发动机空气动力性噪声得到有效控制后，高速运转的机械噪声常常是主要噪聲源。

2.2.1活塞敲击噪声控制措施

由于活塞和缸套之间存在间隙，当活塞侧向力幅值大小或方向发生改变时，引起活 塞拍击缸体，故采用负偏置有利于改善高速汽油机的活塞敲击问题从而降低了活塞敲击所产生的噪声。

2.2.2配气机构噪声控制措施

配气机构运动附件之间产生的噪声（图2），其中气门杆与摇臂/挺杆与摇臂的撞击以及气门落座冲击所产生的噪声由其突出;未采用液压挺杆的配气机构中，考虑零部件热膨胀留有气门间隙，气门开启时，凸轮越过气门间隙才能压迫气门杆运动，由此产生撞击，发出噪声。在气门弹簧力的作用下开启和关闭，气门往复运动，气门与气门座圈撞击产生噪声。故控制配气机构的噪声主要途径是控制气门的冲击力。控制气门的冲击力，主要有以下几个方面：

a.控制气门的质量

b.合理控制气门的运动规律。

c.合理控制运动副间隙

凸轮气门间隙引起的敲击噪声与凸轮型线上升缓冲段参数有关，而气门落座引起的敲击噪声与下降缓冲段参数有关。应合理选择缓冲段参数。选择大一点的凸轮缓冲段升程和缓冲段包角及小一点的缓冲段加速度包角系数，对降低噪声有利。

2.2.3正时系统噪声控制措施

正时系统中的皮带齿带与齿带轮啮合，过程中产生的摩擦噪声统称为啮合噪声;啮合噪声的产生与皮带的振动有关，皮带的扭转振动或者轴向向振动，可能会与横向振动发生耦合，并加剧了横向振动的力度，同时也增强了噪声辐射;啮合过程中橡胶部件与金属构造的带轮相互摩擦也会产生一定的噪声这也属于啮合噪声。针对啮合噪声的特性，可以使用的降噪措施有：降低张力以降低撞击速度;避开临界跨距，和皮带共振频率错开;使用大的皮带轮，减小多边形效应;增加啮合点处的阻尼。针对皮带共振引起的噪声，可以使用的降噪措施有：增加惰轮控制皮带的振动;增加皮带横向刚度;控制皮带和带轮参数（如皮带弹性模量带轮偏心量等）。

2.3空气动力噪声控制措施

发动机在排气过程中，由于气体的不稳定性以及气体穿过排气阀、气道和管路等，便会产生空气动力噪声[4];故在控制发动机空气动力噪声方面主要是从控制排气噪声方面下手，通过对排气噪声的评率特性进行分析，可以将排气噪声细分为基频排气噪声、管道气柱共振噪声、废气喷注噪声和摩擦紊流噪声。降低排气噪声的措施主要是采用阻抗复合型消声器，该类型消声器对低中高频的噪声都能起到非常好的消声效果，是目前最常用的一种消声器。

3 总结与展望

通过对发动机噪声产生原因的分析，并根据相关的噪声特性提出了包括燃烧噪声、机械噪声及空气动力噪声三方面的解决措施，对汽车发动机噪声控制的研究提供一些重要的参考。汽车噪声已经成为目前社会生活中主要的噪声来源之一，汽车发动机噪声的控制是一项艰巨而又复杂的工程，国内对汽车发动机噪声的研究起步相对较晚，与国外的车企还存在巨大的差距，因此希望国内车企能够与外国车企展开合作，汲取国外优势经验，提升自身的研究与开发水平，同时还可以共同研究出更好更有效的解决发动机噪声的措施。

参考文献：

[1]（美）范德齐耳（A.VanDerZiel）.噪声的来源、特性和测量.北京：人民邮电出版社，1982.

[2]周滚麟，李树珉.汽车噪声原理、检测与控制.北京：中国环节科学出版社，1992.10.

[3]张立军，余卓平等.发动机振动引起的车内噪声控制研究.振动、测试与诊断，2001：i-I.

[4]张舒.汽车排气噪声的改进研究，上海交通大学工程硕士学位论文，2009.3