汽车噪声试验（共7篇）
汽车噪声试验 篇1
一、我国汽车噪声试验背景
就目前情况来看, 我国汽车保有量已经超过六千万大关, 基于此, 虽然较高的汽车保有量无疑使社会公众群体的生活与娱乐更为便捷, 但是随之而来的严重噪声污染对于社会公共群体身心健康造成的影响也极为严重。
据相关统计结果表明, 汽车造成的噪声污染比工业生产、船舶等运行的总和大20倍, 整个环境噪声能量中汽车辐射噪声占了75%, 城市环境中最主要的噪声污染源已经成了交通噪声。20世纪60年代末到70年代初, 很多发达国家相继制定了初步的汽车噪声法规和标准, 到了今天, 为了迎合人们的追求, 各国在不断修订汽车噪声法规和标准的过程中使其达到了一种非常严格的状态。有了噪声法规的管控, 各国在控制汽车噪声技术方面有了显著的发展, 开始更加深入和广泛的研究汽车降噪技术, 为了顺应现阶段我国汽车发展的态势, 国家政府也在不断完善我国汽车噪声规范, 虽然相较于一些发达国家而言, 我国在这方面的起步较晚, 但是随着国家政府的不断努力, 必将赶超世界先进水平。
二、汽车噪声类型
在治理噪声之前, 首要任务就是进行声源识别, 确定汽车各个部分的噪声源, 通过做实验我们可以得知, 汽车主要有四种噪声来源, 分别是发动机噪声、车身振动噪声、底盘噪声以及空气动力噪声。
(一) 发动机噪声
发动机噪声是汽车噪声最主要的组成之一, 其中包括了发动机汽油燃烧产生的噪声、机械运动发生的噪声、进排气系统产生的噪声、发动机冷却风扇运作产生的噪声等。这些噪声中由以机械噪声与燃烧噪声为主。因为发动机在运行的过程中, 零件需要进行往复运动以产生机械动力, 在运动的过程中势必会产生碰撞, 进而发出噪声, 主要是由活塞运动撞击噪声、气门撞击噪声、齿轮摩擦噪声构成。燃烧噪声则是根据汽车运行速度产生, 汽车运行速度越快, 发动机转速越高, 燃烧噪声越大。就一般情况而言, 汽车运行速度较低时, 汽车的主要噪声是来源于燃烧噪声, 汽车运行速度越快, 机械噪声就会明显上升。汽车行驶中扰动空气以及使气体和其他物体相互作用产生的噪声也属于发动机噪声的一部分, 叫做空气动力噪声, 它包括了进气噪声、排气噪声以及风扇噪声。
(二) 排气系统噪声
汽车在行驶时由发动机排出废气, 废气使排气门、排气管内和排气管口这个区域产生一种气体压力, 气体受到挤压体积发生变化, 进而形成一种压力波, 这种压力波的形成会产生辐射噪声, 是发动机进排气系统中主要的噪声来源, 而且这部分噪声强度远超过其他发动机噪声总和。
一般来说, 排气系统的噪声主要有三种途径产生, 第一种噪声的产生是由于排气门开启时产生的周期性噪声, 这种噪声无法避免, 只能够通过后期工艺手段进行改善, 第二种噪声的产生是由于气体在通过气门与管道的过程中, 由于流速相对较快, 会形成较为强烈的涡流, 进而产生涡流噪声, 第三种噪声的产生很多出现在尾管、排气管等处, 因为连接缝隙的原因产生的共鸣噪声, 这部分噪声的强度会随着发动机的转速、功率变化。解决噪音最根本的办法是消除振动, 因此若想有效降噪, 安装消音器是一个很好的办法。
(三) 轮胎底盘噪声
汽车传动系统由离合器、变速器、传动轴和驱动桥等部分组成, 变速齿轮啮合传动发出的撞击声和振动声以及传动轴的旋转振动发出的声音构成了传统系统噪声的主要来源, 轮胎噪声的大部分来源就是变速器和驱动桥在汽车行驶中产生激烈的震动带动其他各部分产生振动因此发出的声音, 所以说要减小轮胎噪声必须从此入手, 减小齿轮噪声, 提高设计制造的精度以及加工的精度, 由此减小齿轮啮合的撞击声以及振动的声音。
(四) 空气动力噪声
气动噪声会在车速为100km/h时成为汽车噪声主要来源, 甚至没有之一, 因此乘用车领域的重要研究课题就是降低气动噪声。乘用车的外形、速度和风度等等因素都会影响空气动力噪声。
三、我国现行噪声试验
(一) 我国现行汽车噪声标准
由于社会经济水平发展的原因, 我国的汽车噪声控制起步晚, 1979年我国才首次发布两项国家汽车噪声标准控制机动车噪声以及对其进行测量, 这两项法规是《机动车辆允许噪声》和《机动车辆噪声测量方法》, 在各类型汽车、摩托车以及轮式拖拉机等机动车辆上都能适用, 它基础性地规定了机动车辆车内的噪声测量方法以及机动车辆车外噪声的测量方法, 没有对匀速行驶和车内噪声的相应限值做出详细的规定, 在国际标准被大力推广的背景下, 机动车辆噪声测量标准不断得到完善, 而我国对汽车加速和汽车定置状态的噪声限值和测量方法的完善还要到1996年《汽车定置噪声限值》的发布, 它依据国家标准制定了噪声限值和测量方法, 控制城市道路允许行驶的处于定置工状况下的在用车辆的噪声辐射。
(二) 改善对策
首先, 完善道路交通噪声污染治理的立法。总结当前许多发达国家治理道路交通噪声污染的先进措施都少不了采用立法的手段, 换言之就是一切污染治理工作的基础是相关法规的出台。在修改现行噪声试验标准和制定新标准时, 我国应借鉴使用国际标准评价体系, 使我国的汽车噪声测量能与国际接轨;其次, 增加测试项目。增加型式实验项目和噪声测量项目, 比如增加排气噪声以及轮胎噪声的测量, 开展研究最大噪声、轮胎噪声和排气噪声, 制定完整规范的行业标准以及国家推荐性标准, 统一规范我国的降噪试验;最后, 详细划分车型。一个国家在控制噪声方面达到的水平一定程度上会反映在噪声限值上, 我国的大中型汽车特别是后置发动机客车的整车噪声水平尚且较弱, 在我国汽车中占有很大比例, 在此背景下, 详细划分车型进行噪声控制就显得很有必要。
四、结束语
目前汽车噪声污染已经严重影响了人们生活环境质量、工作和学习, 损害人们的身心健康, 但由于汽车噪声法规的制定才刚刚开展, 法规更新速度慢, 没有先进的噪声控制技术, 在制定汽车噪声法规及标制定方面落后于国外水平的现状急需改善。
摘要：由于社会经济的发展, 人们的生活水平得到了大大的提升, 汽车的数量和种类都日益增长, 从而产生了空气污染、水污染和汽车噪声污染等等污染种类, 就目前情况来看, 噪声污染已经是现代生活中主要的污染之一, 严重的影响了社会公众群体的生活与学习, 极大地损害了城市人们的身心健康, 探讨我国的汽车噪声试验并找出问题, 提出解决对策刻不容缓。
关键词：汽车噪声试验,问题,对策,测试方法
参考文献
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[3]张辉平.汽车噪声测量标准分析[J].客车技术与研究, 2009, 01:52-54.
降低汽车噪声的方法探析 篇2
统计资料表明, 城市的噪音绝大多数来自于交通噪音, 而交通噪音主要来自于汽车噪音。噪音不仅对居民正常生活和工作造成极大干扰, 影响人们交谈、思考, 影响人的睡眠, 使人产生烦躁、反应迟钝, 工作效率降低, 分散注意力, 引起工作事故, 更严重的情况是噪音可使人的听力和健康受到损害。噪音的强度愈大, 频率愈高, 对人的身体和工作影响的就越大, 对人们的内心伤害也就越深, 给人造成不必要的烦恼和压力, 使人们对汽车产生了厌恶感所以汽车降噪技术研究一直是汽车技术发展的一项重要课题。
1 汽车噪音产生主要原因
1) 发动机噪音:发动机声音是发动机正常工作的产物, 但是发动机工作异常、有设计缺陷或出现故障时将产生很大的噪音。
发动机噪音中, 除了发动机机体发出的机械声外, 噪音来源主要有:进气系统噪音、爆燃和表面点火等不正常燃烧时气体冲撞声、高速气体经空气滤清器、进气管、气门进入气缸, 在流动过程中, 会产生很强的气动噪音。
此外, 如果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。
2) 行车中的路噪和胎噪:轮胎噪音是由轮胎与路面摩擦所引起的, 主要是由:一是轮胎花纹间隙的空气流动和轮胎四周空气扰动构成的空气噪音;二是胎体和花纹部分震动引起的轮胎震动噪音;三是路面不平造成的路面噪音。
3) 风噪:风噪是指汽车在高速行驶的过程中迎面而来的风的压力已超过车门的密封阻力进入车内而产生的, 行驶速度越快, 风噪越大。大的风噪会降低汽车的乘坐舒适性。
4) 车身、底盘系统噪音:主要有传动系、行驶系机械部件松旷过度磨损等导致。
5) 异常驾驶导致的噪音:诸如制动噪音, 车轮打滑噪音等等。
2 降低汽车噪音主要方法
2.1 发动机噪音的措施
1) 采用隔热活塞等新材料新工艺缩短混合气滞燃期、废气再循环通过降低气缸最高压力, 也降低了燃烧噪声、才外柴油发动机还可通过采用双弹簧喷油阀预喷、共轨喷油系统、减小供油提前角等新技术改善和抑制不同工况条件下空气和燃料混合气的形成、减少滞燃期内喷入的燃油量、缩短了滞燃期, 从而有效降低了发动机做功行程的噪音。
2) 对于发动机机械噪音, 活塞连杆系统的机械噪音可以用单缸断火等多种方法查找问题缸, 然后通过检查活塞的销、连杆、活塞与缸壁的配合间隙, 如超过标准范围, 要及时更换问题活塞组、或通过其他方式合理维修;主轴承系统噪音是有规律的, 将会听到的是响亮而短促的敲击声, 这时可以紧固主轴承, 如果超过使用范围, 那就急需更换。
发动机机械噪音也是发动机诊断维修的重要依据。
3) 其它辅助手段, 发动机之外我们可以通过在发动机盖下贴层平静减震吸音板, 及时更换发动机脚支架等方式阻断、吸收或衰减发动机的振动, 从而达到降低发动机噪音的目的。
3 降低路噪、胎噪的方法
3.1 使用合理胎面轮胎, 车轮四轮定位正确
使用花纹尽可能小的轮胎, 以此来减少轮胎与地面的摩擦, 即能减少轮胎的磨损, 车轮四轮定位正确可以减小轮胎和地面间的不正常磨损, 也能降低胎噪。
3.2 使用橡胶质量较好的轮胎
汽车的轮胎大都是用橡胶材质制成的, 橡胶质软, 减震效果较佳, 所以选择好橡胶轮胎有利于车的减震, 这样有利于降低汽车的胎噪。
3.3 改善路况条件
除车的问题外, 很大一部分原因要归于路况的好坏, 如果路况好, 天气较佳, 那么汽车的胎噪很自然的就降低。
3.4 加强汽车的密封性能
这个方法虽然不能降低胎噪路噪, 但通过直接改善汽车的隔音效果, 可以截断驾驶员与汽车噪音的接触, 减少噪音对驾驶员的直接伤害。
4 降低风噪的措施
风噪是因为风的压力超过车门的密封抗阻力而形成, 所以加强, 车门密封条和内心密封条就能很好解决这一问题。
改善车身外型, 采用流线型车身也可以有效减低汽车行驶中空气阻力, 减小风噪。
5 降低车身底盘系统噪音
车身底盘系统噪音的产生主要和车身外型设计, 底盘各系统零件的加工精度、配合度、和磨损程度密切相关。所以汽车使用过程中, 要及时, 适时足量添加润滑油。
汽车在设计和改装中, 应当把车身结构各部件的防止共振的各项因素考虑在内, 防止车辆行驶过程中震源把它的振动传给车体后引起其它部件的共振。
此外, 车体密封和吸音材料使用是保障车内部成员免于噪音危害的重要屏障。高速驾驶的风声、车轮行驶声是我们通常在驾驶室听到的声音, 想要有效的降低这些噪音, 不可能全部从汽车本身来完成、车门边框、车底盘、后备箱、引擎盖和车顶都是容易产生空气摩擦噪音的地方, 而且绝大部分的噪音又通过汽车的悬挂系统、底盘、后备箱、车门而传入车内这些噪音都是可以使用专用的车体密封来实现的。
6 如何降低异常驾驶导致的噪音
车辆异常加速、超载、超载严重时急刹车等不正确的驾驶会导致会造成离合器打滑, 刹车片过度磨损即会影响行车安全也会发出刺耳的噪音, 应当尽量避免。
此外, 随着石油危机的加剧, 新能源及混合动力汽车电动汽车的出现和普及, 也为汽车降噪提供了新的手段, 开辟了新的战场。
随着我国经济的发展、居民收入水平的迅速提高及城市化的快速发展, 我国城镇居民轿车保有量连年呈现爆发式增长, 汽车噪音给人们生活带来的困扰日益严重。如何给汽车降噪越来月引起人们关注。
总之, 汽车噪音控制是一项综合性课题, 综合考虑各项制噪因素, 运用多项降噪技术。才能达到较好的降噪效果。
参考文献
[1]李树珉.汽车噪声原理.检测与控制.出版社:中国环境科学出版社.
[2]杨建华.内燃机性能提高技术.北京:人民交通出版社, 2000.
[3]王望予.汽车设计.北京:机械工业出版社, 2004.
浅谈汽车的噪声控制 篇3
随着现代汽车工业的飞速发展,汽车发动机功率不断增大,汽车速度逐步提高,汽车保有量大幅度增加,相伴而来的就是我们生活的每个角落噪声也日益普遍和严重,汽车已经成为城市噪声污染的主要声源。噪声在生理和心理两方面对人类有严重影响,并且构成社会问题。较强噪声的持续作用,可使人听力暂时下降,严重时导致永久性听力减退,不可恢复,日积月累便产生噪声性耳聋。有关试验和大量调查资料表明,噪声对人的生理影响很广泛,并不局限于听觉器官。长期的噪声作用,对人的神经系统有显著影响,并引起病理改变;通过神经系统,噪声还影响和伤害人的心血管系统、消化系统、内分泌系统、血液以及视觉器官等。噪声除引起人的生理反应外,同时也引起人的心理反应,使人产生紧张感、心情烦躁、易怒、疲劳,工作效率明显降低。所以,汽车的噪声控制对于改善人们的生活环境,促进人们的身体健康及社会经济的发展有着积极的意义。
2. 噪声的描述
汽车噪声是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源,汽车上各声源没有一个是完全封闭的,所以汽车整车所辐射的噪声就决定各声源的声级、特性和它们的相互作用。国际上从30年代就开始了噪声允许标准的研究,ISO听力保护标准规定,连续噪声暴露时间8h,允许等效连续A声级为85～90dB;若时间减半,则允许声级放宽3dB。我国的城市区域环境噪声标准规定,居民及文教区昼间等效连续A声级为50dB,夜间等效连续A声级为40dB;交通干线两侧,昼间等效连续A声级为70dB,夜间等效连续A声级为55dB。
3. 噪声的产生
行驶汽车的噪声包括发动机噪声、底盘噪声、车身噪声以及汽车附件和电气系统的噪声。对于大多数汽车来说,加速行驶时发动机本体噪声最大,其能量超过总加速声能量的50%。其次为排气系统噪声,对于中、小型汽车,该声源占总噪声的比例一般为10%～20%;对于大型汽车,因冷却系和轮胎噪声增大,这个比例会相对降低。冷却系噪声在加速行驶噪声中也占相当大的比例,尤其是对发动机采取降噪和屏蔽措施后,这个比例就更大。在中、小型汽车的加速行驶噪声中,底盘噪声所占比例一般较低,但对于大型汽车而言,其比例较高,一般可达15%～30%。在汽车高速行驶时,轮胎噪声是车外噪声的主要噪声源之一,它对汽车高速行驶噪声有着决定性影响,这对于小轿车尤为明显。
4. 噪声的控制
对于噪声的控制,主要有以下几种途径:吸声降噪、隔声降噪、减振与隔振降噪、阻尼降噪。对汽车噪声有较大影响的行驶参数主要有发动机转速、变速器所处档位、汽车行驶速度和载质量等。下面就汽车中的各大噪声源的控制做一阐述。
4.1 发动机噪声的控制
发动机噪声是汽车的主要声源。在我国,小轿车车外加速噪声中,发动机噪声约占55%;大、中型汽车车外加速噪声中,发动机噪声约占65%左右。随着汽车噪声标准的提高,发动机噪声问题显得日益突出,国、内外都非常重视降低汽车发动机噪声,所以对于汽车的噪声控制,首先应以控制发动机噪声为主要目标。
按照噪声辐射的方式分类,可将汽车发动机的噪声源分为直接向大气辐射和通过放大机表面向外辐射两大类。直接向大气辐射的噪声源有进、排气噪声和风扇噪声,它们都是由气流振动而产生的空气动力性噪声。发动机内部的燃烧过程和结构振动所产生的噪声,是通过发动机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。根据发动机表面噪声产生的机理,又可分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声的发生机理相当复杂,主要是由于气缸内周期性变化的压力作用产生的,与发动机的燃烧方式和燃烧速度密切相关。机械噪声是发动机工作是各运动件之间及运动件与固定件之间作用的周期性变化的力而引起的,它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。在低转速时,燃烧噪声占主导地位;在高转速时,由于机械结构的冲击振动加剧而使机械噪声上升到主导地位。发动机的主要声源分布如图1所示:
在发动机产生的噪声中,汽油机燃烧柔和、噪声与柴油机相比,其燃烧噪声不突出。对于柴油机的燃烧噪声,可分以下四个阶段——滞燃期、速燃期、缓燃期和补燃期。在滞燃期内燃料并未燃烧,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,对噪声的直接影响甚微;在速燃期内燃料迅速燃烧,气缸内压力迅速增加,直接影响发动机的振动和噪声;在缓燃期内,气缸压力增长率较小,对噪声的影响不显著,这个阶段主要对柴油机的动力性和经济性有很大影响;在补燃期内,活塞下行且绝大多数燃料已燃烧完毕,对燃烧噪声的影响较小。故柴油机在燃烧过程中所激发的噪声主要集中在速燃期内,其次是缓燃期,发动机的燃烧噪声一是由气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;二是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。故发动机燃烧噪声的根源是气缸内气体压力的变化。对于柴油发动机的燃烧噪声控制,根本措施是降低压力增长率,具体措施如下:延迟喷油定时,改进燃烧室结构形状和参数,调节喷油系,提高废气再循环率和进气节流,采用增压技术,提高压缩比,改善燃油品质。
发动机的空气动力噪声是由于气体扰动以及气体与其它物体的相互作用而产生,其在发动机总噪声中占有重要份量,是较容易采取降噪措施的对象。目前,多数发动机在装用空气滤清器后,进气噪声有大幅度衰减,随着发动机噪声的进一步降低,进气噪声的降低可考虑设置性能优良的进气消声器。通常为了既满足进气和滤清的要求,又满足降低噪声的要求,将进气消声器和空气滤清器设计结合起来考虑,对于非增压柴油机的进气消声器可采用抗性扩张室或共振式消声器,也可采用阻抗复合式消声器,对于涡轮增压柴油机的进气噪声,因其含有明显的高频特性,应选用阻性消声器或阻抗复合式消声器。
排气噪声是发动机最主要的噪声源,往往比发动机本体噪声高出10～15dBA,其频率可按下式进行计算:
式中,k为谐波次数;i为气缸数;n为发动机曲轴转速r/min;τ为发动机冲程系数,对于二冲程发动机取τ=1,对于二冲程发动机取τ=2。
风扇噪声由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声又称为叶片噪声,是由于叶片周期性的切割空气,引起空气的压力脉动而产生,其基频(Hz)为
式中,n为风扇转速,r/min;Z为叶片数。
除基频外,风扇转动时使周围气体产生涡流,该涡流由于粘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产生扰动,形成压缩与稀疏过程,从而产生涡流噪声,其主要峰值频率(Hz)为
式中,v为风扇圆周速度,m/s;d为叶片在气流入射方向上的厚度(m);k为常数,取值范围为0.15～0.22。风扇噪声随转速增加而迅速提高,转速提高一倍,声级约增加11～17dB,其噪声控制可以从以下几方面考虑:
(1)适当选择风扇与散热器之间的距离。试验推荐风扇与散热器之间的最佳距离为100～200mm。
(2)因风扇叶片附近涡流的强度与叶片形状有密切关系,故可改进叶片形状,使之有较好的流线型和合适的弯曲角度,从而降低涡流强度,达到控制噪声的目的。
(3)选择合适的叶片材料,通常铸铝叶片比冲压钢板叶片的噪声小,有机合成材料叶片比金属叶片噪声小。
(4)装用硅油风扇离合器使风扇仅在必要的时候工作,可起到降低噪声的作用。
(5)不均匀分布风扇叶片,可有效降低风扇噪声频谱中突出的线状频率尖峰,使噪声频谱变得相对平坦,从而起到降噪作用。
控制发动机的噪声,最终就是使发动机表面所辐射的噪声减小。发动机表面辐射噪声的产生过程如图2所示:
根据发动机表面辐射噪声的产生过程,发动机的噪声控制除在燃烧激振力和机械激振力的根源上采取措施之外,还需在这些激振力传递途径上和表面辐射噪声的效率方面采取措施。发动机表面辐射噪声与结构表面振动有着密切的关系,表面辐射噪声可以用表面振动速度或力速度平均均方根值来表示,其近似关系如下:
式中,为测量表面声压级,为空气介质的特性阻抗,为表面振动的时间空间平均速度的均方值,为辐射系数,分别为表面辐射声功率和表面振动功率,分别为规定声场中的表面积和振动面积,为参考声压,对于发动机的噪声控制,实践表明,在结构上采取措施阻断激振力的传递或降低表面声辐射效率,可以大幅度降低内燃机表面辐射噪声,从而达到有效控制发动机噪声的目的。增加结构刚度和阻尼以及在激发力的途径上采取振动噪声的隔离措施,可有效减小发动机表面振动和噪声辐射;另外,减少辐射噪声表面积也是控制噪声辐射的有效措施。随着国家对发动机噪声及排放的限制,柴油机的发展趋向于低速大扭矩状态。
4.2 传动系噪声的控制
在传动系中,噪声源的机构总成包括变速器、分动器、传动轴、差速器和轮边减速器等,它们所产生的噪声既有内部齿轮和轴承引起的噪声,也有其它机构传递而来的噪声。由于齿轮传动的特点是轮齿相互交替啮合,在啮合处既有滚动又有滑动,不可避免地要产生齿与齿之间的撞击与摩擦,从而使齿轮产生振动并发出噪声。其中齿轮噪声可分为高频噪声和低频噪声两大类,高频齿轮噪声主要由齿轮基节偏差引起,低频齿轮噪声主要是由齿距累积误差引起的冲击噪声。对于齿轮噪声的控制,主要是合理选择齿轮结构型式和改进齿轮参数设计;改进工艺,提高齿轮加工精度;正确安装及合理使用;采用适当的齿轮阻尼减振措施。
在传动系中,传动轴噪声是由于发动机的扭矩波动和振动,变速器及驱动桥等振动的输入,万向节输入和输出转速、扭矩的不均衡性,传动轴本身的不平衡等因素引起,在对传动轴噪声进行控制时,首先应考虑提高传动轴刚度及动平衡度,为消除不等速万向节带来的传动轴扭矩和转速的波动,减小传动轴工作时的振动,可以考虑采用等速万向节代替不等速万向节,以降低传动轴噪声。
4.3 轮胎噪声的控制
轮胎噪声是轮胎在滚动过程中形成,主要包括空气扰动噪声、轮胎结构振动噪声及路面噪声三部分。对于轮胎噪声的控制,可采用改进轮胎结构尺寸,降低花纹接地宽度与轮胎直径的比值,根据车辆的实际载荷情况,合理选择和使用轮胎。
4.4 制动噪声的控制
汽车制动而产生的噪声主要有制动器的鸣叫、轮胎与地面的摩擦及车身钣金件的振颤声等,但制动噪声一般均指制动器工作时的鸣叫声,源于制动器的振动。对于鼓式制动器而言,该振动主要由于蹄片与制动鼓的接触恶化,其间的摩擦系数随滑动速度变化,从而激发振动并辐射噪声。对于盘式制动器而言,制动噪声主要由于衬块的振动激励盘作轴向振动而产生。对于制动噪声的控制,鼓式制动器主要有以下途径:增加制动鼓刚性、减小制动蹄刚性、增加鼓与蹄对振动的衰减、合理匹配制动鼓与制动蹄的刚性、改善摩擦衬片的特性和衰减振动的能力;盘式制动器主要有以下途径:增大制动盘对振动的衰减、限制摩擦衬块的振动以及控制振动的传播。
4.5 车内噪声的控制
车内噪声为汽车行驶时乘座室内存在的各种噪声,该噪声极易使乘员感到疲劳,影响汽车的乘坐舒适性。其产生的机理如图3所示:
车内噪声的主要声源有:发动机噪声、进排气噪声、冷却风扇噪声及底盘噪声等,以上噪声源所辐射的噪声,在车身周围空间形成一个均匀声场,主要传播途径如图4所示:
对于车内噪声的控制,由于几乎车上的所有噪声源对车内噪声都有贡献,加之车身本身对外部噪声可能有放大作用,并且车身自身也会产生噪声,所以车内噪声控制是一项比较复杂的工作,归纳起来主要有减弱声源强度、隔绝传播途径和吸收处理三个方面。减弱声源强度也就是降低汽车上任何一个声源的噪声能量,尤其是降低发动机噪声和传动系噪声。隔绝声源传播途径,可以利用具有弹性和阻尼的材料来改善振源和车身之间的振动传递关系。阻断固体传声,也可利用涂布、阻尼粘胶等材料来改善车身壁板的隔声性能并减小车室壁板的孔缝数目和尺寸,从而增大车身本身结构的隔声量,消弱或阻断气体传声。车室隔声的重点一般在前壁或前围板,因为壁板的隔声性能受质量定律支配,隔声对高频噪声较为有效。有时车内噪声甚至比发动机室内噪声还高,其主要原因固体声传播使车身结构振动所致。在设计车室隔声结构时,应重点研究发动机辐射噪声的频谱特性。对于汽油机,200～4000Hz频率范围是必须注意的隔声频域;而柴油机则以1000～4000Hz频率范围的隔声最为重要,为了确保低频隔声性能足够好,应选用面密度和阻尼均大的隔声材料。车室的隔声结构一般根据阻尼减振、隔声和吸声等多项要求,在不同部位适当组合吸声防振材料而构成。其隔声结构的选择应同时考虑所隔噪声的特点、隔声材料与结构的性能和成本。另外,车身隔声要求与汽车轻量化目标是互相矛盾的,现代汽车从节省资源和能源考虑,日益追求轻量化,趋向采用更薄的钢板。为了克服因轻量化设计而引起的车声隔声性能的下降,可采取优化支承结构、改善减振器性能、改进车身结构动态特性的优化设计、对车身涂敷防振涂料等措施来弥补。
5. 结束语
由于汽车噪声是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源,汽车上各声源没有一个是完全封闭的,而且各个声源位置和辐射噪声大小不同以及噪声传播途径的差别,使得某些方向的噪声较高,而另一些方向上的噪声较低,汽车在行驶过程中噪声表现出各方向上噪声强度并不相同的特点。故在汽车噪声控制中,应考虑各声源的分布特点、传播方向和车身形状等因素,采取措施以高声源方向为重点,以噪声衰减量最大为目标。另外,汽车噪声的产生也与人们的使用状态有关,其中超载便是汽车噪声增加的又一个根源。所以在汽车噪声的控制过程中,除汽车产品的设计过程中充分考虑降噪外,还需在产品的使用过程通过对产品的合理使用达到降噪目的。本文所阐述的汽车中各大噪声源的产生机理及控制措施,由于作者自身水平及经验的积累有限,请批评指正。
参考文献
[1]周勇麟等编著汽车噪声原理、检测与控制中国环境科学出版社1992
[2]赵松龄编著噪声的降低与隔离同济大学出版社1989
汽车噪声来源与控制方法探析 篇4
随着生活水平的提高和汽车工业的迅速发展, 人们对汽车质量和舒适性的要求越来越严格, 希望汽车在使用时能保持平顺和静音。城市噪声的70%来源于交通噪声, 而交通噪声主要是汽车噪声。它严重地污染着城市环境, 影响着人们的生活、工作和健康。所以, 噪声的控制, 不仅关系到乘坐舒适性, 而且还关系到环境保护。然而一切噪声又源于振动, 振动能够引起某些部件的早期疲劳损坏, 从而降低汽车的使用寿命;过高的噪声既能损害驾驶员的听力, 还会使驾驶员迅速疲劳, 从而对汽车行驶安全性构成了极大的威胁。所以噪声控制, 也关系到汽车的耐久性和安全性。因此, 振动、噪声和舒适性这三者是密切相关的, 既要减小振动, 降低噪声, 又要提高乘坐舒适性, 保证产品的经济性, 使汽车噪声控制在标准范围之内。
1 汽车噪声来源分布
汽车主要噪声来源可以分为发动机噪声、车身振动噪声、底盘噪声以及空气动力噪声等。
1.1 发动机噪声
发动机噪声包括燃烧、机械、进气、排气、冷却风扇及其他部件发出的噪声。
在发动机各类噪声中, 发动机燃烧噪声和机械噪声占主要成分。燃烧噪声产生于四冲程发动机工作循环中进气、压缩、做功和排气四个行程, 快速燃烧冲击和燃烧压力振荡构成了气缸内压力谱的中高频分量。燃烧噪声是具有一定带宽的连续频率成份, 在总噪声的中高频段占有相当比重。机械噪声是指发动机工作时, 各零件相对运动引起的撞击, 以及机件内部周期性变化的机械作用力在零部件上产生的弹性变形所导致的表面振动而引起的噪声, 包括活塞敲击声、气门机构声、正时齿轮声。燃烧噪声和机械噪声都是由发动机本体发出的, 并且随着发动机转速的增加, 噪声也相应增加。一般情况下, 低转速时燃烧噪声占主导地位, 高转速时机械噪声占主导地位。
空气动力噪声是指汽车行驶中, 由于气体扰动以及气体和其他物体相互作用而产生的噪声。在发动机中, 它包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。空气动力噪声直接向空间辐射。
1.2 排气系统噪声
发动机排出废气时, 在排气门附近, 排气歧管内及排气管口气体压力发生剧烈变化, 在空气中和排气管内产生压力波, 辐射出很强的噪声。发动机排气噪声往往比发动机其他噪声源的总噪声高l0~15d B。排气噪声按产生的原因分为三种: (1) 排气门开启时产生的周期性排气噪声; (2) 气体涡流噪声:当高速气流通过排气门和管道时会产生强烈的涡流而辐射噪声; (3) 气管道共鸣噪声:包括排气管、尾管、消声器内部各连接管道所产生的共鸣噪声。排气噪声的大小与发动机额定功率、转速、气门压力等因素有关, 并随着发动机的负荷而变化。对于发动机排气噪声这类空气动力性噪声, 最有效的降噪措施是在排气管道中安装消声器。消声器的作用是消耗气流的能量, 平均气流的压力波动, 让气流通过, 对噪声有一定的消减作用。
1.3 传动系统噪声
汽车传动系包括离合器、变速器 (分动器) 、传动轴、驱动桥等。传动系统噪声主要来源于变速齿轮啮合传动的撞击、振动和传动轴的旋转振动, 另外, 箱体轴承等方面也影响着噪声的大小。齿轮噪声以声波向空间传出的仅是一小部分。而大部分则成了变速器、驱动桥的激振使各部分产生振动而发出噪声。影响齿轮噪声的因素是十分复杂的, 理论分析和实际经验都表明, 为减少齿轮噪声, 不仅要从设计制造精度以及加工精度等方面把因啮合引起的撞击声和激振声控制到最小程度, 而且在维修中要注意齿轮的安装精度、啮合间隙的调整。
汽车传动系中一般都大量应用了轴承, 这些轴承会产生噪声, 轴承对整机的支承刚度和固有频率有较大的影响, 支承刚度不当可能会导致整个系统的共振并发出噪声。
1.4 轮胎噪声
轮胎噪声是汽车的另一个重要的噪声源。轮胎的噪声可以分为两种:一种是轮胎直接放射出来的噪声, 称为直接噪声或车外噪声;另一种是轮胎直接或间接地成为激振源, 振动通过悬架和车架传至车身, 成为车厢内的噪声。
轮胎直接噪声是由轮胎与路面摩擦所引起的, 通常由三部分组成:一是, 轮胎花纹间隙的空气流动和轮胎四周空气扰动构成的空气噪音;二是, 胎体和花纹部分震动引起的轮胎震动噪音;三是, 当汽车通过凸凹不平的路面时, 凹凸内的空气因受挤压和排放, 类似于泵的作用而形成的噪声。
1.5 气动噪声
当车速达到100km/h以上时, 气动噪声成为最主要的噪声源。乘用车气动噪声与其外型、速度、风向等有关。对于气动噪声的研究主要是采用模拟仿真的方法以及进行风洞实验等。由于受到机械影响和路面激励作用, 造成汽车整体上所有部件都会对外产生噪声。这些影响汽车噪声的因素原因复杂, 使得控制汽车噪声仍然显得十分困难。不同类型的汽车噪声特征及各个噪声源所占整车噪声的能量比率差异也非常大。
2 汽车噪声控制方法
噪声控制主要包括从机械原理出发的噪声控制、从声学原理出发的噪声控制和主动控制。
2.1 从机械原理出发的噪声控制措施
随着材料科技的发展, 各种新型材料应运而生, 用一些内摩擦较大的合金, 高强度塑料生产机器零件, 对于风扇可以选择最佳叶片形状降低噪声;齿轮改用斜齿轮或螺旋齿轮, 啮合系数大, 可降低噪声3~16d B;改用皮带传动代替一般的齿轮传动, 由于皮带能起到减震阻尼作用;选择合适的传动比也能降低噪声。
2.2 从声学原理出发的噪声控制措施
吸声:吸声是用特种被动式材料来改变声波的方向, 在车室内合理的布置吸声材料能有效降低声能的反射量, 达到降噪的目的。目前在汽车上使用的吸声材料有: (1) 多孔性吸声材料, 其原理是当声波进人材料表面空隙, 引起空隙中的空气和材料微小纤维的振动来消耗声能达到吸声目的, 一般有尼龙、人造丝、聚酯等多孔性材料; (2) 穿孔板结构, 在板与车身之间保留一定的空隙, 形成赫尔姆霍斯共振腔耗散声能。
隔声:这种方法是用某种隔声材料将声源与周围环境隔离, 使辐射的噪声不能直接传播到周围区域, 从而达到降噪目的。常用措施有隔声材料和隔声结构, 选用隔声结构时应考虑所隔噪声的特点、材料、结构性能和成本。目前, 通常采用双层壁结构, 在夹层中填充玻璃棉聚酯泡沫、毛毡等吸声材料, 以此提高隔声效果。
减震:汽车的外壳都是由金属薄板制成, 车身行使过程中, 震源将振动传给车身, 在车身中以弹性波形传播, 这些薄板受到激振产生噪声, 同时引起车体上其他部件的振动。因此, 为了防止发动机、传动系、悬架及轮胎的振动传人车内, 需要加强地板、顶棚等大面积的钣件的刚度, 尽量少用大面积钣金件, 覆盖件采用加强筋增大刚度, 可以防止车身自身振动。
由于发动机是汽车主要噪声源, 同时距离驾驶员距离最近, 因此在引擎盖内侧加贴防火隔音毯、对仪表盘下层加装消音垫, 对吸收发动机高速转动时产生的高频噪声有明显效果。此外, 在车内乘员厢中央底盘以及行李箱地盘上粘贴阻尼材料和吸声垫以及防潮吸声毯, 能够很好抑制板件振动以及由此产生的噪声和轮胎路面噪声、排气噪声等, 大大降低车内乘员的不舒适感, 提高汽车NVH性能。
2.3 主动控制
汽车在运行中的降噪主动控制主要是运用重叠声场相互干涉的原理。把压电元件嵌入车身结构, 传感器能够检测到车身振动并反馈信号给ECU, 电信号经过控制算法计算处理后生成相应的控制信号并经过功率放大, 驱动驱动器使车身结构产生应变以改变其动态阻尼, 从而实现对车身振动的主动控制。所以通过创建在振幅和频率上与初级振动大小相同而方向相反的反向声场, 使之与原声场重叠, 即可消除发动机的振动, 从而抑制车内辐射噪声。
3 结语
综上所述, 噪声控制的方法有两种:第一是消减振源;第二是控制噪声的传出。被动降噪方法采用阻尼比较大的吸声材料, 利用隔声、隔振技术进行结构设计控制噪声, 会导致汽车体积大而且降噪效果也不十分理想。而主动控制的关键在于硬件基础、控制逻辑、微处理器等, 保证传感器所测信号的准确性。到目前为止, 主动降噪的研究还处于发展阶段, 距离技术成熟和普及仍有一定的差距, 但也取得了一定的进展, 例如在汽车悬架振动中实现了自适应控制, 可以预见主动控制技术必将在未来的汽车工程中得到广泛应用。
参考文献
[1]张超群, 等.汽车噪声与振动故障的诊断及排除[M].北京:科学出版社, 2011:99-116.
火箭强噪声试验装置跌落仿真分析 篇5
火箭发射过程中发动机产生的高强度噪声将对箭载仪器设备造成严重的影响,使金属薄板因声致疲劳而产生断裂、电子元器件和精密仪器因声失效而影响遥测和遥控等。因此在火箭发射前必须对箭载仪器设备进行声环境考核试验。能够产生高聚束、高强度噪声的火箭强噪声试验装置不仅可以应用于噪声振动试验中,而且还可用于发展非致命性的强声武器装备。本文利用跌落仿真技术,模拟该强声试验装置在发生碰撞、跌落情况下,其内部所受应力、应变分布和装置可能出现的质量问题。与实际样品的测试相比,跌落仿真技术可以快速和准确地得到试验装置在跌落时的应力、应变等各种参数,能提供更为全面的信息进而对其结构设计起到指导作用[1,2,3]。
1 数学模型
瞬态动力学分析 ( 也称时间历程分析 )是用于确定承受任意随时间变化载荷的结构动力学响应的一种方法。可以用瞬态动力学分析确定结构在静载荷,瞬态载荷和简谐载荷及其随意组合作用下的随时间变化的位移、应变、应力。载荷与时间的相关性使得惯性力和阻尼变得比较重要。
瞬态动力学分析求解的基本运动方程为[4]:
式(1)中:[M]为质量矩阵;[C]为阻尼矩阵;[K]为刚度矩阵;{Ü}为节点加速度向量;
在显示动力有限元分析中,一般是将对象离散为有限个单元,并设单元内一点的位移为节点位移的插值函数,利用瞬时最小势能原理,根据不同情况可以用更新的拉格朗日(U.L.)和完全的拉格朗日(T.L.)两种格式来表示。更新拉格朗日格式的有限元方程为[5]:
Mt+ΔtÜk+(ttKL+ttKNL)ΔU(k)=t+ΔtR-
式(2)中,M是初始位形的系统质量矩阵,Ü是系统节点加速度向量,KL为线性应变增量刚度矩阵,KNL为非线性应变增量刚度矩阵,R为外载荷等效节点力,F(k-t)为t+Δt时刻第(k-1)步迭代时单元应力的等效节点力。
显示中心差分法是LS-DYNA所采用的主要算法。该方法在求解有限元方程时,假定0,t1,t2,…,tn时刻的节点位移、速度、加速度均为已知,从而求tn+1时刻也就是t+Δt时刻的解。中心差分法对加速度、速度的导数采用中心差分代替,即[5]:
将t时刻的速度、加速度作为已知条件代入系统动力学微分方程,就可以算出t+Δt时刻的节点位移,进而求出各单元的应力和应变。
2 试验装置的简化模型
图1所示为产品2维装配图。如图2为建立的3维仿真模型。由于在仿真过程中,发现图2过于复杂,考虑到辐射器在跌落过程中力的传递作用主要在底部(如图1),故将辐射器用9个垫片代替,如图3所示。各实体间的接触均为用胶连接(代替真实的螺栓连接)。图4为建立的音环膜片模型,其中振膜厚度定义为0.1 mm。图5为音头3维简化模型,图中给出了不同部组件编号。
3 仿真初始参数的定义与选择
3.1 仿真方法的选择
模型采用ANSYA/LSDYNA进行仿真。选取3Dsolid164单元来定义仿真体,选取thin shell 163单元来定义振膜。
3.2 材料的定义
(1)壳体(工况8未选):
各向同性;密度1.75×10-9 t/mm3;弹性模量23 833 MPa;泊松比0.29;
(2)磁铁(工况8未选):
各向同性;密度7.9×10-9 t/mm3;弹性模量71 000 MPa;泊松比0.31;
(3)橡胶垫片(工况7、8未选):
不可压缩橡胶模型。可以通过C10、C01和v来定义变形能量密度函数[6]:
式(4)中,
I1,I2和 I3是右柯西-格林张量不变量。
(4)振膜(工况7、8未选):
Blatz和KO定义的超弹性橡胶模型;密度1.15 x10-9 t/mm3;剪切模量1 040 MPa;该模型使用第二类Piola-Kirchoff应力[6]。
式(7)中,G为剪切模量;V为相对体积;v为泊松比;Cij为右柯西-格林应变张量;δij为kronecker delta。当剪切模量作为仅有的材料性质定义时就能使用这种材料模型,泊松比会自动定义为0.463。
(5)其它所有材料统一定为YL12铝合金。
其参数为:各向同性;密度2.81 ×10-9 t/mm3;弹性模量71 000 MPa,泊松比0.31。
(6)地面:
刚性地面。
3.3 跌落工况设定
跌落工况设定如表1所示,图6为阵面跌落示意图(工况1—8)。
3.4 网格划分
图7所示为工况1至6阵面所用网格。该网格的单元数,277 376;节点数,80 452。工况7、8阵面所用网格单元数313 697,节点数,81 107(文献[3]所用模型网格单元数比本文少2个数量级。)
4 仿真结果及分析
4.1 对装置的整体分析
图8所示为壳体应力、应变分析点位置与编号,其上分析点的编号与图11、图12所示的右侧各点编号相对应。图9所示为工况1下阵面跌落0.626 86 s 时壳体合应力云图,图10所示为工况4下阵面跌落0.026 884 s 时的整体合应变云图。由图9和图10此类云图可清晰的看到阵面及其任何部位在任何工况下的任何时刻、任何角度的应力、应变分布情况。
图11所示为工况3下,壳体最大主应力随时间的变化曲线,x轴为时间,y轴为应力。由图11可知,当t=0.024 s左右时,装置跌落触地。由图11可知,点K为壳体上所选点中所受合应力的最大者,并在0.031 s左右时达到峰值,约400 MPa。由点K编号210308对应图8可知,点K位于壳体边缘。再观察图12中其它点的合应力变化,及对应图8中点的位置分析可知,工况3,也即0°跌落时,应力在壳体边缘集中地比较严重。
图12所示为壳体合应变随时间的变化曲线,x轴为时间,y轴为应变。在分析类似图12的合应变随时间的变化曲线时,需要注意比较各曲线的相对距离才有意义。因为图12中各曲线表示的是壳体不同位置上的各点的合应变随时间的变化曲线。由图12可知,工况5下阵面跌落时(即90°跌落),壳体各处相对变形很大,且呈发散趋势。由图8结合图11、图12,可清楚的看到壳体不同点位置的应力、应变情况。
以上对阵面壳体进行了应力、应变分析,利用同样的方法,可得到各个部件在不同跌落角度下的应力、应变比较情况。如表2所示,为跌落角度对不同部组件应力和应变的影响比较结果。
由仿真结果可知,从应变角度看,0°和180°跌落时,强声试验装置各处相对变形较小,变形很均匀。90°跌落时,强声试验装置各处相对变形最大,且呈发散趋势;从应力角度看,45°跌落时,强声试验装置侧面单个音头所受应力最大,但90°跌落时由于中上部位音头应力呈发散趋势,故很可能随时间推移而超过45°跌落的危险程度;总的来说,180°跌落最安全,只在跌落瞬间,音头顶部应力相对较大,但仍未超过45°跌落的应力集中程度;初始条件设定时,4 200 mm高度、0初速跌落与0高度、8 000 mm/s初速跌落基本可以等价。
3.2 斜跌落时阵面的应力传播分析
3.2.1 阵面的应力传播分析
工况8是最简单的工况,只定义了1种材料属性(不包括地面)。该工况是课题最开始的一个试验性工况,旨在探索模拟的可行性及喇叭阵面的整体跌落情况。记录了不同时间的阵面整体跌落情况:
(1)时间t=0.007 023,此时尚未触地,不受力。
(2)时间t=0.007 03,此时已触地,最大应力不超过1 MPa。
(3)时间t=0.014 046,应力积累,最大处已过500 MPa。
(4)时间t=0.021 069,应力向上传播,最大应力减小。
(5)时间t=0.028 092,应力向下回传,最大应力再次上升至440 MPa附近。
各轴方向应力在拉应力与压应力之间来回转换,这是集中应力以震荡形式上下传递的根本原因。
图13为工况7下阵面跌落0.013 8 s时阵面整体的应力云图,并为图14的剖面作出了示意。图14为工况7下阵面跌落0.013 8 s时阵面的剖面应力云图,由此剖面图可清晰地看到音头内部的应力分布情况。
3.2.2 斜跌落时音头的应力、应变比较
工况7较前6个工况要简单,定义了3种材料属性(不包括地面)。由仿真结果可知,最大应力出现在刚触地瞬间,位置为触地的局部区域;应力在触地的局部区域积累至最大的同时,应力也向上传播,传播速度大约为音速;从实验装置的总体来看,集中应力以震荡的形式上下传递,最大应力忽大忽小(震荡);集中应力一般出现在音头底座附近及壳体拐角处,所以这些地方应重点加强;工况7下,阵面跌落过程中,音头部分最大应力不过100 MPa,未超过YL12铝合金屈服强度(大约550 MPa),所以是安全的;最底和最顶部的2个音头为9个音头中应力和应变最大的2个音头,也因此可推测在斜跌落时,应力和应变最大的音头(也即最危险的)可能是最底和最顶部的2个音头。
5 结论
通过仿真分析表明:最大应力出现在刚触地瞬间,位置为触地的局部区域;应力在触地的局部区域积累至最大的同时,应力也向上传播,传播速度大约为音速;从实验装置的总体来看,集中应力以震荡的形式上下传递,最大应力忽大忽小(震荡);集中应力一般出现在音头底座附近及壳体拐角处,所以这些地方应重点加强;从应变角度看,0°和180°跌落时,强声试验装置各处相对变形较小,变形很均匀。90°跌落时,强声试验装置各处相对变形最大,且呈发散趋势;从应力角度看,45°跌落时,强声试验装置侧面单个音头所受应力最大。但90°跌落时由于中上部位音头应力呈发散趋势,故很可能随时间推移而超过45°跌落的危险程度;总的来说,180°跌落最安全,只在跌落瞬间,音头顶部应力相对较大,但仍未超过45°跌落的应力集中程度;初始条件设定时,4 200 mm高度跌落与8 000 mm/s落地速度基本可以等价。在强声试验装置空投包装设计与空投时应注意以上问题特点。
参考文献
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[5]张黎明,申民玉.基于ANSY S/LS-DYNA的壳体构件跌落仿真分析.黑龙江科技信息,2009;(28):6—6
汽车发电机电磁噪声改善实例 篇6
发电机是汽车的重要功能部件, 它负担着整个汽车电器系统和发动机电喷系统的用电。然而在对汽车发电机的考核指标中, 噪声是一个关键性的指标。发电机的噪声分为机械噪声、风噪和电磁噪声三类, 机械噪声主要以轴承和电刷噪声为主, 风噪主要受到散热风扇叶形、风扇和通风道及进出口结构的影响, 这两种噪声的来源清晰, 查找解决的方法也比较成熟。然而电磁噪声的来源比较丰富, 涉及到电磁学、声学、固体力学等方面的问题, 各种来源之间又互有依存性, 各种来源的声效结果很相近, 仅通过噪声表现很难判断噪声的确切来源, 并且噪声机理的理论也没有得到充分的发展。
在海马发动机研制过程中发电机的电磁噪声一度成为量产的严重困扰, 但是经过主机厂和配套厂家的共同努力, 终于克服了发电机的电磁噪声问题。最终发电机的噪声水平与日本同类电机相比, 在广泛的发动机转速范围内都与对方不相上下。
2 电磁噪声的来源分析
电磁噪声 (Electromagnetic Noise) 在《中华人民共和国机械行业标准 (JB/T 8429-96) 》中有明确的定义:在电动机和发电机中, 由交变磁场对定子和转子作用, 产生周期性的交变力所引起振动产生的辐射声。
一般认为电磁噪音主要为磁路的不平衡磁力及气隙的电磁力波产生的噪音、磁通密度饱和或气隙偏心引起的磁噪音[1]。总的来说, 主要是电机中周期变化的径向电磁力或不平衡的磁拉力使定子铁芯发生磁致伸缩和振动所引起。这类噪声与电机气隙内的谐波磁场及由此产生的电磁力波幅、频率和级数, 以及定子本身的振动特性, 如固有频率、阻尼、机械阻抗均有密切的关系, 还与定子的声学特性有很大的关系。从理论上研究电磁噪声的方法主要是着眼于研究定子表面的局部场和力密度的分布, 使用三维有限元方法计算力密度和磁通密度的局部时间特性, 进而对发电机的电磁噪声产生过程进行仿真:随时间变化的磁力是通过计算不同转子位置的静磁场近似获得的, 力的频谱分析是分析电磁噪声的关键, 通过求解不同转子位置的静磁场方程近似获得发电机的动态特性。有限元方法虽然有效, 但是需要很深厚的理论基础, 要对电磁学和振动理论有深刻的认识, 并且模拟计算需要大量的计算时间, 并且还会存在理论结论向实际问题转化的困难。作为国内的汽车发电机制造企业和主机厂很难涉及到用理论计算模拟的方法解决实际生产中出现的电磁噪声问题, 只能依据成型的电磁噪声理论分析, 结合生产中积累的经验处理相关的噪声问题。
参考国内外电磁噪声的研究成果, 结合实际生产中遇到的类似问题, 电机电磁噪声的形成的原因可以归为:
⑴由于制造和安装的原因, 造成转子外圆与定子内圆产生气隙偏心。这种偏心造成定子和转子之间的气隙不均匀, 气隙减小的一面气隙磁密增强, 气隙增大的一面气隙磁密减弱, 使定转子间产生偏心磁拉力, 偏心磁拉力会使定子铁芯发生径向变形。此变形的方向取决于制造装配的最终结果, 方向不随时间变化, 但是大小与发电机的转速大小相关, 随转速变化而铁芯变形量不断变化, 并引起周围空气振动, 产生噪声。
⑵转子的旋转中心与转子的物理中心不重合, 引起转子机械不平衡, 造成偏心气隙[2]。设无偏心时均匀气隙为ga, 偏心量为ge, 则相对偏心率ε=ge/ga, 按余弦规律气隙表达式为:
式中的ω为旋转角速度, 也等于磁式旋转角速度;α为机械角位移, 也等于电角度。则在直径两端的气隙可以分别表示为:
设g1处的磁通密度为B1, g2处的磁通密度为B2 (见图一) , 由每极磁势相等可近似的认为g1B1=g2B2, 可得B1=B[1+εcos (ωt-α) ], B2=[1-εcos (ωt-α) ], 式中B为气隙平均磁通密度。则不平衡磁拉力为:
由上式可以看出, 不平衡磁拉力F与气隙平均磁通密度成正比, 并以π/ω为周期随时间成周期性变化。而这种周期性的不平衡磁拉力, 会造成铁芯周期性的变形, 产生周期性振动。从而产生噪声。
⑶电磁参数匹配不佳也会对电磁噪声产生影响。发电机电磁参数的匹配会直接决定铁芯的固有频率, 而由 (*) 式可以看出, 不同的转速会导致不同的角速度ω, 而不同的ω会直接产生不同的不平衡磁拉力振荡周期 (频率) , 从而产生不同的磁变形周期 (频率) , 一旦当磁变形频率与铁芯固有频率接近或相等时, 就会引起“共振”。在这种情况下即使气隙偏心率ε很小, 气隙平均磁通密度B很小, 也会导致铁芯产生很大的振动, 从而产生较大的噪声。并且电磁参数的匹配会直接决定气隙平均磁通密度B, 而F与B成指数关系, 所以当B较大时, 即使其他因素数量级很小, 也会产生很大的铁芯变形, 从而产生较大的电磁噪声。
⑷均匀气隙的选定会对电磁噪声产生影响。由 (*) 式可以看出, 当电磁参数确定后, 均匀气隙 (铁芯直径等) 设定会直接影响气隙平均磁通密度B的大小, 从而对铁芯变形产生影响, 直接决定电磁噪声的大小。如果不考虑别的因素的影响, 可以认为均匀气隙越大, 电磁噪声越小。
⑸因为定、转子的定转子槽都是开口的, 气隙磁导在旋转时也是在变化和波动的 (所谓的电磁脉动) , 这种电磁脉动也会产生很多振动谐波。这样气隙磁场中出现了很多由于槽开口引入的谐波, 这些谐波也会使铁芯产生径向变形和周期振动, 产生噪声。此外这些谐波会与由于径向电磁力和不平衡磁拉力产生的振动谐波相互叠加, 一旦在某个转速下多种谐波中某两种或几种谐波的频率接近时就会产生“共振”效应, 这种情况下铁芯相当于一个声辐射器, 即使本身振动不大也会对外产生较大的电磁噪声。这样定子槽和爪极的形状会直接决定气隙中的磁通密度和引入谐波的频率和振幅范围, 从而决定产生“共振”的转速范围和强度。
⑹另外, 电磁噪声还与发电机的相数、定子形状等方面有关, 在参考文献[1]中有相关的分析, 但是对于我们遇到的问题中, 发电机的相数和定子形状都是很难改变的, 因此对这方面的影响不做探究。
对于电机的振动与噪声在国际上一直是电机界的重要问题, 以上的噪声来源分析是局限于线性振动与噪声的研究领域, 然而从理论与实验中发现了各种非线性电磁力, 进而把非线性振动与电机理论有机结合起来, 就开辟出了关于电磁噪声新的研究领域[3]。
3 电磁噪声问题处理过程
确认发电机产生的噪声为电磁噪声后, 我们对发电机进行了相关噪声测试 (测试试验台:加拿大DV100;噪音测试仪:台湾TES-1352A;测试工况为全负荷) , 测试数据如表一 (需要注意的是发电机与发动机的转速比为2.54) :
通过以上测试数据和人耳感觉, 发电机转速在2500-3500rpm (发动机转速在1000-1500rpm左右) 时噪音比较明显, 并有刺耳的啸叫声。断开负载后啸叫声消失, 因此可再次确定电磁噪音在电机的各种噪声中为主要因素。
同时我们在相同的条件下对同类型的日本某汽车发电机进行了噪音测试, 数据如表二:
通过表一和表二的数据对比, 可以看出日本电机的噪声水平在中低转速下低于海马电机, 而在3500rpm (发动机转速在1500rpm) 以上时日本电机的噪声水平则类似于海马发电机, 甚至在4000rpm时日本电机的噪声水平还高于海马电机。但是当发动机转速达到3000rpm以上时发动机本体的振动已经变得很大, 加之车辆行驶在此转速下的风噪等原因, 发电机噪声已经可以被遮盖, 人耳难以感知。然而汽车在启动和低速行驶时, 发动机本体噪声和风噪很小, 此时才是发电机电磁噪声的重要控制点。
根据基础理论分析和电机供应商的经验, 认为电磁噪声的解决方向大致如下所示:
3.1 首轮整改
基于理论分析, 我们把整改的方向放在比较容易实现的优化海马发电机励磁绕组参数上 (主要是线径和匝数) , 试图通过扩大电机气隙来减少电磁噪音。具体的操作是将激磁绕组由准0.83*377匝改为φ0.77*485匝, 转子外圆尺寸由准99.4改为准99.3, 这样从增大了定子内径、减小了转子外径, 从而增大了气隙厚度。
在此基础上生产10台样机, 通过噪声测试认为噪音分贝值相对于表一没有明显的改进, 但是人耳感觉有改善。通过装在整车上, 由质量和设计部门评审噪声效果, 认为不能够接受。
3.2 第二轮整改
通过首轮整改, 表明气隙厚度并不是此电磁噪声的主要来源。这次整改主要从优化电机部件的制造参数、配合公差和制造工艺着手, 试图提高转子的外径圆度和定、转子的同轴度, 从而保证气隙的均匀性从而降低电磁噪音。具体采取的措施就是:提高转子铁芯内孔和外圆的圆度、同轴度及其两端面平行度的工艺要求;采用4轴紧螺专机同时拧紧4贯穿螺栓, 以保证电机部件的装配精度。
随后对此次整改电机的噪音测试结果见表三 (测试条件同表一) :
单从噪声水平测试上来看已经有很大的进步, 但是装配在整车上进行试听是仍然能够听到明显的啸叫声, 此啸叫的响度并不是很大, 但是感觉频率很高, 特别在车启动、加速和电气负荷较大时很容易被人耳感知。
3.3 第三轮整改
在第二次整改的基础上进一步提高转子铁芯内孔和外径的圆度、两端面平行度, 优化定、转子的同轴度, 并且在定子铁芯装配前增加精整工序, 改善定子铁芯外表面状态, 试图略微改变定子的固有频率。从此次整改的电机中随机选取4件, 装配到整车上, 组织质量、试制和设计人员, 进行电磁噪声整改确认, 得到以下结论:
根据以上对比, 认为此次整改有了明显的效果, 抓住了电磁噪声的基本方向, 但是仍不能达到理想的效果, 需要进一步对问题进行分析。
3.4 第四轮整改
通过前三次的整改我们认识到仅从增大气隙、改善静态和动态气隙的均匀性方面已经很难对电磁噪声产生很大的改善;目前不具备用数值模拟的方法分析电机的力密度和磁通密度场的能力, 然而想改变定子的固有频率, 没有对电机电磁转矩谐波分布情况的详细分析是很难下手的。我们只好试图改进爪极形状设计的方向来减小电磁脉动, 从而减小电磁噪声。
在进一步优化零部件的制造和装配精度的基础上, 主要精力放在通过对爪极形状设计更改而获得合理的磁通密度以降低电磁噪音上, 制定了详细的整改计划, 分析修正极爪形状, 并将爪间距由7改为8.5。具体整改改步骤如下:
⑴更改爪极形状, 试做手工样件, 见图二;
⑵进行噪声比较试验;
⑶评审更改设计方案;
⑷进行整车搭载初步验证;
⑸重新开爪极模具;
⑹试制工装样件, 组织人员以试听打分的方式最终确认电机噪声整改情况。
经过噪声水平测试 (测试环境如表一) , 此次整改电机的噪声水平在中低速已经与日本样机基本一致, 详情见表四:
虽然噪声水平已经达到了整改目标, 但是从几次整改的验证历程可以看出, 仪器的测试结果固然是衡量电机噪音的关键因素, 但是由于噪音的音色、频率等因素对人耳的影响也同样不可忽略。所以在测量分贝值已经与同类型日本电机水平相当的情况下, 基于人耳感观的重要性, 装配5台此次整改电机的整车 (A类车) , 进行多部门综合评审。为建立一个评判标准和减少主观意向对评定的影响, 此次评定采用3台装配有同类型日本电机的整车 (B类车) 为标准, 设定几个典型工况, 组织人员对每台车打分, 进行对比。为此邀请了质量管理部、试制部相关人员, 对此5台A类车和3台B类车在之前认为电磁啸叫比较明显的启动、发动机转速1100rpm、1500rpm、2000rpm及2000rpm回落等五个状态, 置空挡, 在无电器负荷和有电器负荷两种情况下发电机噪声进行打分。打分以10分为满分, 6分为可以承受的心理界位, 噪声越大分值越小, 10分表示基本上没有噪声。为了保证结果的公正性, A类车和B类车外形一致, 参与打分人员不知道哪些是A类车, 哪些是B类车。
综合分析每人的打分情况, 对每台车的得分进行加权平均, 最终得到A类车和B类车的电机噪声综合得分情况, 如表五所示:
由以上得分情况可以看出:
⑴在测试的各状态下, A类车和B类车的电机噪声水平接近。
⑵A类车发电机在有电器负荷的情况下, 和高速 (2000rpm) 回落时的电磁噪声较大;其最低分值为6.74 (带电器负荷, 2000rpm回落) , 应可以接受 (6.74≥6) 。
4 收获
至此, 历时六个多月的海马发电机电磁噪声问题得到了解决。整个过程虽然漫长而曲折, 但是在解决问题的过程中我们逐步理清了解决电机电磁噪声的思路。虽然最终结论认为此次电磁噪声的主要原因是由于爪极设计不当造成的电磁脉动, 但是在整改过程中我们的工作内容覆盖了现有理论的很大部分。总结起来有以下几方面的收获:
⑴对于涉及到噪声的改善, 组织人员实地评估非常必要。从我们这次的改善经历来看, 在第二轮整改结束后, 海马发电机在低速的噪声水平测试甚至已经优于同类型的日本电机, 但是在启动和加速还是可以明显的听到响度不大但是很尖锐的啸叫。这充分说明噪声水平的测试值固然重要, 但是噪声的主要影响是针对驾驶者而言的, 而人对声音的感知除了大小强弱, 还有音色、音频等方面, 这些方面很难建立评测标准, 组织各方面人员进行实车现场评估就显得尤为重要。
⑵理论基础对于电磁噪声的解决有重要的指导作用。噪声的问题一般都会很复杂, 特别是涉及到电磁学和声学两方面的电磁噪声问题, 没有一定的理论认识很难找到解决问题的方向。当然作为制造企业, 我们较难深入理论分析, 并且一些艰涩的模拟分析与实际还有一定的差距, 这样会导致冗长的理论阶段带来的效果可能微乎其微。最好的办法是先抓住主流的、为同行业广泛认同的理论结果, 做以尝试。
⑶选择合适的改善路线。比如在第三轮整改后, 如果我们把精力放在改进定子铁芯固有频率上就很可能进入一个怪圈, 因为虽然理论上将这也是一个改善的方向, 但是这个过程涉及的问题太多。进行磁场数值模拟的难度很大不说, 有限元分析的结果还需要试验的证实, 否则可能会产生较大的误差, 并且不论是模拟还是对模拟的验证在时间上都是花费巨大的, 其结果很可能还很不如意。
⑷循序渐进的进行改善。我们的整个过程看起来是比较繁琐, 似乎第四轮的最终的结果与前面三轮没有直接的关系, 前面做了很多无用功。然而事实并非如此, 关乎声音的问题都是很难用线性理论解释的, 其影响因素也不是简单的单向选择。看似此次电磁噪声来源是由于爪极设计不当造成的电磁脉动, 但是如果没有前面对气隙厚度、励磁线圈参数、静动态气隙均匀性、零部件装配精度等方面的改进, 谁又能保证最终对爪极的设计变更就能够达到减小电磁噪声的效果。并且电机噪声的降低从试验数据上看也是逐步降低的过程。
参考文献
[1]王群京, 倪有源, 李丽国;爪极电机的结构、理论及应用;中国科技大学出版社, 2006.1。
[2]陈学杰, 杨薛亮;汽轮发电机转子工频振动的原因分析与诊断;电力设备, 第7卷, 第12期, 2006年12月。
现代汽车发动机主要噪声探讨 篇7
噪声是由振动而产生的, 振动取决于激振力特性和激振系统的结构响应特性。发动机噪声产生的机理如下:
发动机是多声源的复杂动力机械, 按照噪声辐射的方式来分, 可把发动机的主要噪声源分为直接辐射和通过发动机表面向外辐射两大类。
直接辐射的噪声源有进气噪声、排气噪声和风扇噪声。它们是由气流的振动而产生的空气动力噪声。柴油机进气系统中的增压器及扫气泵的噪声, 也包括在进气噪声中。
发动机表面向外辐射的噪声, 是发动机工作时, 内部结构的振动而产生的噪声, 通过发动机的外表面以及与发动机外表面刚性连接的零部件的振动向大气辐射的, 因此叫做发动机的表面噪声。发动机的表面噪声, 根据产生的机理, 可分为燃烧噪声和机械噪声。燃烧噪声, 是发动机工作时, 气缸内周期性变化的气体压力的作用而产生的。它主要由发动机的燃烧方式和燃烧速度来决定。机械噪声, 是发动机工作时, 各运动件之间以及运动件与固定件之间由周期性变化的机械作用力的作用而产生的。如活塞撞击气缸, 进、排气门落座, 齿轮因扭振而相互冲击等。它与激发力的大小、运动件的结构等因素有关。
燃烧和机械运动是相互关联、不可分割的。因此, 燃烧噪声和机械噪声二者也是难以截然分开的。燃烧噪声的大小, 也影响到机械噪声。由可燃混合气燃烧所产生的燃烧冲击以及燃气压力和惯性力一起使活塞与缸壁之间产生周期性的撞击, 引起缸盖、缸套和缸体产生变形和振动。这种振动不仅使机体表面辐射出噪声, 而且将通过各种途径传递到气缸盖罩、进排气歧管、齿轮盖和油底壳等, 这些零件便以各自的固有频率作振动。最终由发动机各表面振动辐射出噪声。因此, 要降低发动机噪声, 必须采取减小各激振力和降低各传递途径的传递率和其他的减振措施。
发动机噪声主要影响因素:
1.转速 发动机转速主要影响机械噪声的大小、转速增加、噪声上升, 而对燃烧噪声的影响处于次要地位。
2.负荷 随着负荷的增加, 最大燃烧压力及压力升高比升高, 这会使噪声增强。但由于随着负荷的增加, 燃烧室壁温度提高, 气缸与活塞的间隙减小, 这又使噪声减轻。所以, 负荷对发动机的噪声影响较小。
3.温度 对于热膨胀系数大的配合副影响较大, 要特别注意发动机的热状况, 如活塞产生的噪音。
4.润滑条件 不论什么机械噪声, 当润滑条件变差时, 一般都显得严重。
发动机的型式不同, 其各噪声源所占发动机总噪声的比例也不同。柴油机的主要噪声源是燃烧噪声:汽油机的主要噪声源是进、排气噪声和配气机构噪声;风扇噪声在风冷汽油机中是主要噪声源之一。
1.燃烧噪声
四冲程发动机工作循环由进气、压缩、燃烧和排气行程构成, 从点火开始到燃烧结束期间是燃烧噪声的主要产生期, 快速燃烧冲击和燃烧压力振荡构成了气缸内压力谱的中高频成分。燃烧噪声是具有一定带宽的连续频率成份, 在总噪声的中高频段占有相当比重。一般来说柴油机缸内压力较高, 且压力增长率最大值远高于汽油机, 所以柴油机的燃烧噪声远高于汽油机。
2.进气噪声
进气噪声是发动机的主要空气动力噪声之一, 它是由进气门的周期性开启与闭合而产生的压力起伏变化而形成的。当进气门开启时, 在进气管中产生一个压力脉冲, 而随着活塞的继续运动, 它受到阻尼;当进气门关闭时, 同样产生一个有一定持续时间的压力脉冲。于是产生了周期性的进气噪声。其噪声频率成分主要集中在200HZ以下的低频范围。与此同时, 当气流以高速流经进气门流通截面时, 产生湍流脱体, 导致高频噪声的产生, 由于进气门流通截面是不断变化的, 因此湍流噪声具有一定的频率范围, 主要集中在1000HZ以上的高频范围。进气管空气柱的固有频率与周期性进气噪声的主要频率相一致时, 空气柱的共振噪声在进气噪声中也会较为突出。
3.排气噪声
排气噪声是发动机噪声中最主要的噪声源, 其噪声一般要比发动机整机噪声高出1 0～1 5 d B (A) 。发动机排气属高温 (1000～1200K) 、高压 (0.2-0.5MPa) 气体。排气过程一般分为两个阶段, 即自由排气阶段和强制排气阶段。发动机废气从排气门高速冲出, 沿着排气歧管进入消声器, 最后从尾管排入大气, 在这一过程中产生了宽频带的排气噪声。
还有排气歧管处的气流吹气噪声;废气喷注和冲击噪声;气缸的共振噪声;卡门涡流噪声及排气系统内部的湍流噪声等都在排气噪声中占有一定比例。
影响发动机排气噪声的主要因素有:气缸压力、排气门直径、发动机排量及排气门开启特性等。对同一台发动机来说, 发动机转速和负荷是影响其排气噪声的最主要因素。
4.配气机构噪声
由于气门间隙的存在, 当气门开或闭的瞬间, 挺柱与椎杆、推杆与摇臂以及摇臂与气门接触点上, 不可避免地要产生撞击;同时, 气门落座时, 气门与气门座之间也要发生撞击, 由于配气机构本身是一个弹性系统, 在上述周期性的撞击力作用下产生振动, 甚至在高速时造成气门的跳动, 这种跳动又进一步增加了上述撞击的次数和强度。这就是配气机构噪声发生的根源。
5.活塞敲击噪声
活塞对气缸壁的敲击, 往往是发动机最强的机械噪声源。影响活塞敲击噪声的因素较多, 如活塞间隙、活塞销孔偏移、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等, 现仅就活塞间隙、销孔偏移和缸套厚度作如下讨论。
试验证明, 活塞和缸壁之间的间隙减小后由于敲击强度降低, 缸套及机体的振动亦随之降低, 因而活塞敲击噪声也得到降低。在实用上为了减小活塞间隙, 要采取适当措施, 以避免拉缸现象发生。
关于活塞销孔偏移的影响, 前面已经讨论过。应当注意的是销孔的偏移方向必须向主推力面。实践证明, 当向相反方向偏移时, 噪声非但不能降低, 反而略有升高。活塞销孔偏移的效果与发动机转速有关。转速升高, 效果相对减小, 当转速超过某一定值时, 就没有效果了。
活塞敲击噪声主要是经过缸套传递的, 因此缸套的自振频率对活塞敲击噪声有显著的影响, 缸套厚度增加时, 自振频率提高, 振动速度降低。
6.机体表面辐射噪声发动机每一个零件都是一种结构, 都会在激振力的作用下发生振动。振动的结构表面会辐射噪声, 故称为机体表面辐射噪声。
无论是发动机的燃烧噪声, 还是机械噪声最终都要通过发动机表面振动来辐射。现代发动机表面辐射噪声的频率主要集中在1600Hz到2000Hz。
摘要：随着汽车保有量的增加, 汽车噪声对环境污染已不容忽视, 本文对汽车噪声产生的机理、影响因素、燃烧噪声及进、排气等主要噪声的产生原因进行了分析。
关键词：发动机噪声,振动,燃烧噪声,机械噪声
参考文献
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[2]肖永清.车用发动机的噪声及其控制[J].客车技术与研究.2004年04期;22-24
[3]豪彦.我国汽车噪声控制[J];汽车与配件.2003年35期;27-29