第二节 机械噪声

一、机械噪声的发生原理

发动机噪声因发生原理的不同而分为燃烧噪声和机械噪声。举一个具体的案例，图1-2-1所示为柴油发动机振动和噪声的主要激励源和影响因素、传递路径，以及噪声的放射源等内容。其中主要激励包括活塞上受到的压力和惯性力，以及活塞敲缸力、正时齿轮啮合力等；上述激励通过不同的传递路径传递，使发动机表面产生放射噪声。

除了图1-2-1所示的发动机的振动和噪声的原因以外，还有如曲轴系的扭转振动和弯曲振动。下面将对工作条件和发动机噪声的关系、发动机激励的传递路径、振动和噪声的发生状态等方面加以叙述，最后介绍一下降低机械噪声的主要方法。

1.工作条件和发动机噪声

发动机噪声发生时的状态是非常复杂的，除了工作条件以外，如发动机类型、燃烧室的形状等都会有所不同。作为一个具体的案例，图1-2-2a、b所示分别为直喷（Direct Injec-tion，DI）式大型柴油发动机和涡流式（Indirect Injection，IDI）小型柴油发动机在100%、50%负荷以及无负荷时的发动机噪声级与转速的关系。从图中可以了解到以下信息：

①对于DI发动机，随着负荷的增加噪声级没有变化。

②对于IDI发动机，高速时噪声级要比无负荷时高。

为了更好地理解由于发动机的种类、燃烧室形状、工作条件等因素的不同而引起的发动机噪声级细微的差异，从噪声整体上来讲，根据其影响因素的不同而大体上分为燃烧噪声和机械噪声两大类，对于每一种噪声需要了解其发生时的详细情况。但是有些情况是很难区分开的，如活塞敲缸噪声是气体爆发压力和惯性力同时作用的结果，通常难以对其进行明确的区分。

2.机械噪声的声源及分离

燃烧噪声与机械噪声很难严格区分开来。为了研究方便，将由于气缸内燃烧时因压力急剧变化而产生的激励引起的振动通过气缸盖、气缸套、活塞-连杆-曲轴-缸体向外辐射的噪声称为燃烧噪声，将活塞对气缸套的撞击、正时齿轮、配气机构、供油系统、附件等运动件之间机械撞击产生的振动而放射出来的声音称为机械噪声。

图1-2-3所示为曲柄连杆机构动力学计算模型。曲轴引起旋转n次的扭转振动时，在缸体上产生旋转（n ± 1）次的弯曲振动。

曲轴的扭转振动转换为输入给缸体的弯曲振动的程度取决于轴瓦部的间隙等情况。当扭转振幅达到某个值（下限值）以下时，对噪声的影响就少。如图1-2-4所示。

图1-2-5a、b所示分别为4缸（排量为2L）柴油发动机转速N=1000r/min和N=4000r/min全负荷时以及用电机驱动时活塞侧向力的计算结果。从图中可以了解到，当N=1000r/min时气体力左右了活塞侧向力，当N=4000r/min时则是惯性力占主导地位。

图1-2-6为6缸柴油发动机当N=2000r/min、全负荷时7个曲轴主轴颈受力的变化情况，此时，假设各缸所受到的力仅由相邻的两个主轴颈承受。

图1-2-7为图1-2-6中曲轴主轴颈垂直载荷的频率分析结果。

发动机结构当中，最大的激励为曲轴主轴颈处所受到的垂向力和水平方向力。

活塞上受到的垂直力如图1-2-8所示，除了曲轴的弯曲变形以外，还会引起两端的曲轴主轴颈（以及气缸盖侧）前后方向的变形。所有这些因素最终造成气缸体的曲轴箱壁处产生裙部的开合变形，如图1-2-9所示。

当然，主轴颈上受到的水平方向力也会引起气缸体水平方向的变形，因此，对于工作中的发动机来说，通常会发生图1-2-10所示的扭转、弯曲变形、气门室罩呼吸模态等显著的振动。当上述振动发生时，不仅仅限于发动机结构本体，安装在发动机上的辅助机构，如罩壳、进排歧管等零部件也会受到振动的影响，并在自身的表面上产生放射噪声。

3.活塞敲缸噪声

活塞敲缸噪声是活塞侧向力方向改变时，活塞向其他方向运动，与气缸套相互撞击而发生的声音。此时处于移动中的活塞具有两个自由度，即y向的直进运动和绕z轴的旋转运动。

活塞敲缸噪声是发动机内众多机械撞击中最典型的现象，时至今日也没有在理论上得到充分的解释。为了求得理论的解，必须准确给出活塞受到的外力和影响撞击过程的活塞环间等边界条件。具体地讲，作用在活塞上的外力除了侧向力以外，还包括活塞环处的摩擦力、活塞销处的摩擦力矩、油膜引起的活塞裙部的摩擦力、连杆侧传递过来的惯性力和惯性力矩等多种复杂激励，如图1-2-11所示。

工作中活塞的温度分布不均，局部温度产生变化导致活塞各部位的膨胀也是不均匀的，如图1-2-12所示。除此以外，活塞受到气体压力时会产生图1-2-13所示的弹性变形。另外气缸套在组装时由于预紧力的作用会出现变形，工作时温度上升也会导致各部位变形不均，如图1-2-14所示。

基于以上分析，利用计算机开发了多种计算方法，目前的计算结果已经能够大体上体现活塞敲缸噪声的趋势。

图1-2-15中是考虑了图1-2-11～图1-2-14中的多种影响因素后对工作中（N=3000r/min、全负荷）的活塞运动的计算结果和测试结果。

关于活塞敲缸噪声，特别是涡流式（IDI）发动机，主要原因之一是活塞表面上受到的不均匀的气体压力。气缸内部压力的分布因空腔共鸣等原因也是不均匀的，局部的变化是非常大的。图1-2-16a为实际的测试案例，横向及其反向的压力差在N=4000r/min时达到了4.7bar（1bar=10⁵Pa）之高。对于这种情况，在气体压力的作用下，活塞销附近会产生较大的力矩。

除此之外，该种类型发动机在温度比较低的怠速工况下会发出激烈的噪声，同样也是由于气缸内分布不均的压力变动引起的。

最近，通过考虑气缸套振动举动的活塞和气缸套的弹性撞击模型，开发出了一种新的计算活塞敲缸噪声的计算方法。

4.正时齿轮噪声和曲轴飞轮噪声

曲轴系上安装有驱动气门机构、燃油泵，以及其他辅助机构类的齿轮系统，通常是安装在发动机前端，此时曲轴系的振动，特别是扭转振动，会使得在发动机前端产生各种异常的噪声。对于车载发动机，曲轴皮带轮相对于飞轮盘要小，扭转振动的谷值很难出现在发动机的前端。

正时齿轮噪声几乎都是从正时齿轮罩壳体放射出去的，容易造成混淆的是正时齿轮罩壳通过油底壳安装部位对曲轴箱施加激励，以及从曲轴皮带轮处放射出来的噪声。

5.曲轴振动产生的噪声

在承受气体压力和惯性力的发动机结构部件中，曲轴在强度和刚度两方面都较为薄弱。它除了扭转振动以外，还包括弯曲、纵向振动，以及这些振动的耦合振动。

当曲轴出现发动机旋转n次的扭转共振时，会引起（n +1）次气缸体表面振动和噪声。由于扭转振动而引起振动和噪声的过程是非常复杂的，除了气缸体的振动特性以外，曲轴系的模态振型、扭转减振器的特性等都有很大的影响。

车用高速发动机曲轴本体的前后重量较大，曲轴皮带轮和飞轮盘都呈现悬臂结构，二者的面摆振动而引起的弯曲振动模态大约为150～500Hz。因此，发动机加速时经常会发生异响，它恰好是与上述模态相关的。

6.其他噪声

车用小型柴油发动机的噪声级，在全负荷工况时与相同尺寸的汽油发动机相比几乎是相同的，但是在怠速工况时要比汽油发动机高5～7dB。柴油发动机产生噪声的声源多数为燃烧产生的急剧缸压上升和活塞敲缸。

除了活塞敲缸噪声和齿轮系噪声以外，气门系、燃烧系等的噪声可以通过电机驱动法、遮声法等加以确定。

二、降低机械噪声的设计方法

降低机械振动和噪声一般包括“降低激励”和“改善传递路径”两个途径。机械噪声最大的激励源虽然有“活塞敲缸冲击”和“正时齿轮敲击”，而主导这两种激励的活塞侧向力和曲轴驱动转矩变动却都是缸内气体压力和惯性力的函数。因此，从根本上降低激励应该从“燃烧过程”“往复运动质量及往复、旋转质量轻量化”“平衡”方面着手。此处对这些内容不做详细讲解，仅从一般性的对策上加以叙述。

1.发动机基本构造对策

发动机内最主要的激励是曲轴主轴颈处直接受到的气体压力和往复惯性力，以垂向力和水平力的形式使缸体发生变形，引起缸体扭转、弯曲、裙部开闭等形式的振动模态。此时，因缸体的振动而使得安装在其上面的罩壳类零部件、进排气歧管，以及辅助机构受到激励，产生振动和噪声。

以一个具体的案例来讲，图1-2-17中所示为涡流式小型柴油发动机在全负荷运转时专机左右表面的噪声贡献量，几乎所有的发动机贡献量最大的部位是曲轴箱、气缸盖等主要部位。在激励的作用下所产生的发动机振动和噪声，可以说全部受缸体的影响。

发动机的主要结构体当属气缸体。当今的大型（柴油）发动机多数为深裙气缸体结构，如图1-2-18a所示，而小型发动机则一般不采用裙形气缸体，如图1-2-18b所示。

对于常用的柴油发动机，在主轴颈处受到激励时为了避免曲轴箱外壁产生变形，一般推荐采用图1-2-19和图1-2-20中的结构。除此之外，像图1-2-18c和e中所显示的那样，在曲轴箱的下部设置补强板构造，将曲轴主轴颈的全部或者一部分设计成一体式的梁式轴承座构造。对于没有裙部结构的气缸体，如图1-2-18d所示，在气缸体和油底壳之间插入类似于座板的分割式曲轴箱，以起到加强作用。

图1-2-21所示为Ricardo公司提出的最理想的气缸体构造概念图。曲轴箱为分块式结构，结构最强的负荷支撑部位中选择振动最小的气缸体最下部作为油底壳安装点，图1-2-22所示为直列四缸汽油发动机有、无梁式轴承座时气缸体下端处的振动加速度级和噪声级的试验测试结果，清楚地展示了整体式轴承座结构的有效性。

除此之外，气缸体的振动特性由基本尺寸、铸造物的材质和壁厚等因素决定。因此，对于相同基本尺寸的气缸体来说，其固有振动频率和模态振型是类似的，这些因素在设计初期都是需要参考的重点。

2.活塞敲缸噪声对策

为了有效控制活塞敲缸噪声，①基本原则是保证活塞与气缸套发生碰撞时的动能最小；②发生撞击时，降低撞击力的传递。

对于第①项，可以减小活塞重量、减小发生撞击时活塞的平行移动和旋转速度。对于第②项，可以降低相互撞击的两者的刚度、通过油膜或者其他阻尼材料的介入来缓冲活塞与气缸套的撞击。但是，现实中是有很多限制条件的，下面几点可以参考借鉴。

（1）采用热自动补偿活塞

活塞在工作过程中要受到高温、高压气体的作用，从弹性变形及热变形的角度来讲（特别是柴油发动机），轻量化受到很多条件的限制。但是，通过合理设计活塞与气缸套之间的间隙，当活塞从一侧向另外一侧移动而与气缸套发生撞击时，可以保证活塞在横向和旋转方向的动能最小。为了实现这一目的，研究人员尝试了大量的试验，热自动补偿活塞即是其中之一。对于常用的实体裙部类型活塞，随着活塞温度的上升，活塞销部位的膨胀最大。而热自动补偿活塞则是在活塞销处置入钢板或者钢环，如图1-2-23所示，这样活塞销处因钢板或者钢箍的存在，使得活塞裙部的变形可以调节，而与温度即工作条件无关，近年来这种结构已经被广泛应用。

图1-2-24所示是为了降低车用小型柴油发动机在怠速工况时的发动机噪声，采用热自动补偿活塞和普通式活塞的效果对比，图中显示的是发动机噪声相对于冷却水温度的结果。热自动补偿活塞虽然对降低发动机噪声非常有效，但是因强度和耐久性方面的限制，在增压发动机、特别是大型柴油发动机方面还无法采用。

（2）偏置式活塞

为了降低活塞敲缸噪声，研究人员在很早以前就做过尝试。图1-2-25所示为将活塞中心向横向偏移一定的距离。由于活塞中心有偏移，在气体压力的作用下产生顺时针方向的力矩，在压缩上死点附近，活塞向反向运动时，从活塞裙部开始与气缸套接触，这样就可以减小撞击能量。

活塞中心偏移量通常为0.5～2mm，如果偏移量过大，将会造成活塞环异常磨损，影响活塞的耐久强度和使用寿命，过小则无法有效缓冲撞击。合理的偏移量多是通过大量试验及模拟计算来确定的。

（3）油膜或者特氟龙垫

通过在活塞与气缸套撞击部位强制注入润滑油的方法，可以有效降低活塞敲缸噪声。但是，这样会增加滑润油的消耗量。另外，在活塞裙部粘贴特氟龙垫也是一种有效的方法，但是由于特氟龙垫耐久性方面的限制，这种方法没有得到推广。

3.齿轮系噪声对策

齿轮系噪声的激励源除了驱动转矩自身的变动以外，曲轴系的扭转振动也是主要原因之一。当曲轴系的扭转振动发生时，飞轮盘振动较大、曲轴皮带轮振动较小是普通高速发动机的特性，曲轴齿轮处多为振动模态节点，将成为正时齿轮的激励源。因此，将正时齿轮扭转振动模态节点向飞轮盘一侧移动是常用的改进措施。

近年来，车用小型发动机（包括汽油、柴油）的设计趋势由OHV型向OHC型转变^[1]，这一点在降低成本方面也具有一定的优势。从正时齿轮系来讲，将齿轮换为链条以及正时传动带的设计方案也逐渐增多。图1-2-26所示为齿轮、链条及传动带这三种正时方案的噪声对比。从图中可以了解到，使用正时传动带的情况下驱动系统的噪声级在低速范围可降低7～8dB。但是，正时传动带在高负荷时的强度耐久方面不利，因此在大型车上使用的很少。

4.曲轴系振动、噪声对策

最近的汽车噪声，特别是乘用车加速时的噪声及车内轰鸣噪声的研究结果表明，车内噪声的大部分是发动机或者动力总成作为激励源而引起的。

曲轴系振动除了扭转振动以外还有弯曲振动、纵向振动等。随着发动机高速化、高功率化的发展，曲轴系在强度耐久方面成为突出的问题，曲轴皮带轮处安装的减振器也并不局限于传统的扭转振动，还要同时兼顾弯曲振动带来的影响。

图1-2-27所示为车用6缸汽油发动机两种曲轴皮带轮减振器结构及振动试验结果对比。

5.发动机结构加强

当曲轴箱外壁成为较大的噪声源时，由于无法对结构进行大的调整，在曲轴箱的裙部下端或者壁板处加入加强筋，对于降低噪声有较好的效果。此时如果加强筋的厚度和高度设计得不合理，那么它可能仅仅是起到了装饰的作用，甚至有时还会起到相反的作用。加强筋厚度t通常与基体的厚度相同，高度k一般取k≥（2～3）t，这样才能取得最好的效果。

除了上述内容以外，加强筋的分布也很重要，需要根据局部振动特性，特别是壁板的局部模态来布置加强筋，这样才能大幅改善噪声。

6.罩壳和进、排气歧管振动的隔绝

安装在气缸体或气缸盖主要结构上的气门室罩、正时链外罩、挺柱外罩、油底壳等罩壳类零部件，以及进、排气歧管等其自身并不产生激励，通常是安装部位的振动激发起各个零部件的固有模态。

为了降低罩壳类零部件及进、排气歧管产生的噪声，常用的措施如①隔断发动机传递来的振动；②增加衰减；③变更材料。

①图1-2-28所示为在摇臂室罩采用措施以隔断振动的一个具体案例。图中的“a”“b”“c”分别为发动机结构体和螺栓结合位的详细示意图。

通过采用橡胶件来隔断振动时，需要考虑长时间使用后的耐久寿命问题。

进气歧管的振动隔断也可以采用图1-2-28中同样的方法，但是排气歧管由于工作温度高，一般采用遮声措施，如图1-2-29所示。

②为了增加罩壳类零部件的振动衰减性能，通常采用防振钢板，特别是钢板-树脂-钢板的三明治钢板，其隔振动效果是非常明显的。但是如果用在高温部位，在树脂的粘接部位会产生泡沫状态，从而使隔振效果丧失，因此在设计、使用过程中要特别留意这一点。

③最近的小型发动机上使用了大量的树脂材料制作正时齿轮外罩，这也是将来的一个发展方向。树脂材料相对于钢或者铝合金，除了重量更轻以外，在振动特性方面也具有一定的优势。

7.部分遮声和全遮声

在曲轴箱、正时齿轮罩、燃油泵等容易产生放射噪声的表面覆盖一层0.8～1.5mm的钢板来实现部分遮声的方法，在最近的实际案例中有很多应用。为了达到更好的遮声效果，以及避免带来不必要的问题，需要注意以下三点：

①遮声板需要与发动机本体之间采取防振措施。

②遮声板需要与声源距离10～15mm以上，并在中间填充高分子发泡材料，以增加遮声效果。

③采取遮声方案时，要解决温度上升带来的耐久强度恶化、空间布置等问题。

在排量为5L的柴油发动机的曲轴箱上，设置200×800面积的遮声板，并采取多种不同遮声方案，详细的方案说明及插入损失测试结果如图1-2-30所示。

发动机全遮声方案包括将发动机整个外表面直接用防振钢板覆盖住的方法，以及在两端布置隧道形遮声结构的方法两种。前者由于与发动机本体过于接近，可能会导致发动机本体及辅助机构零部件的温度上升而带来意外的问题，所以现在采用较多的是隧道式遮声方案。对隧道式遮声方案加以精心设计的话，最高可以达到6～10dB以上的降噪效果。图1-2-31所示为部分遮声方案与全遮声方案对大型车通过噪声的影响。