物理性污染控制工程.doc

《物理性污染控制工程》
课程设计任务书

西安工程大学

题目：柴油发电机房噪声控制设计
姓名：马斗
学号：41104040102
班级：环工01班
专业：环境工程
目 录
1. 设计任务与内容
2. 文献综述
A室内降噪
B隔声处理
C消声技术
D隔震技术
3. 控制方案选择与确定
A在传播过程中的控制方法
B控制方案具体介绍
4. 计算说明书
A隔声门选择与隔声量的计算
B隔声墙选择与隔声量的计算
C隔声窗选择与隔声量的计算
D消声器尺寸和消声量
E风机通风量验算
F进风消声器设计
G排风消声器设计
5.参考文献

研讨柴油机噪音的控制

1.柴油机房噪音的特点

随着工业的发展和对环境要求的不断提高，噪声已经成为一个主要污染源，它与空气污染及水污染一起被列为当今世界三大主要污染源。

在噪声污染中，75％是来源于以内燃机为主要噪声源的海洋交通运输噪声。随着生产技术的发展，发动机有向高速、大功率和轻型方向发展的趋势，由此带来的振动噪声问题将日益严重，而人们对振动和噪声控制的要求，却越来越严格。
这就促使人们对发动机的振动噪声问题给予更多的关注。发动机作为柴油机、柴油机发电组等的主要噪声源，在噪声的研究中首当其冲。

随着柴油机向高速度，轻型且大功率的发展， 振动和噪音也大大增加，并且变得越来越严重。 减少柴油机噪音和振动正在变得越来越重要。 因为逐渐使用大功率的柴油机，柴油机的噪音的有关事项也逐渐地唤起人的注意。如果噪音太大，超过通常水平会降低船员的准备和沟通。此外，降低噪音的能力，可减少电子元件对其运行寿命的影响。噪声指数已成为评估车辆在人机系统中重要的参数。人们更多地关注如何衡量和分析降低车辆噪音中使用的各种有用的技术。

因为有许多不同种类的力作用在高功率具有多振动源，宽频带和复杂模式的特性。发动机的主要噪声分为空气动力噪声和机制噪音。一般来说，发动机的噪声有空气动力噪声和机械噪声。空气动力噪声包括排气噪声，进气噪声和燃烧噪声等.机械噪音的作业噪声，是由曲柄链接和齿轮啮合和定时装置，与振动的不平衡惯性力造成的。因为发动机是一个多噪声源的系统，因此运用可行性的方法和路径找到其主要噪声源系统才是重要的。针对某些高率柴（ 8缸发动机）振动和噪声进行了分析。在船舶柴油机噪声分析中应用频谱分析和相干函数的噪声信号是用来识别噪声源，频率响应曲线的噪音。控制这一特定的柴油发动机振动和噪声是必要的基础。

1.2柴油机噪音对于自身的危害

柴油机噪音对于自身的危害巨大，巨大的噪音和振动会影响柴油机的使用寿命，缩短控制系统及其他电子元件的使用寿命，影响其正常的工作。

1.3柴油机噪音对于环境的影响

柴油机噪音对环境产生很大影响，降低了人员的工作效率，影响人员之间的沟通。随着工业的发展和对环境要求的不断提高，噪声已经成为一个主要污染源，它与空气污染及水污染一起被列为当今世界三大主要污染源。
在噪声污染中，75％是来源于以内燃机为主要噪声源的海洋交通运输噪声。
第一节 柴油机噪音的作用机理、类型

2.1柴油机噪音的主要作用机理

柴油机噪音大有两大源头，一个是缸内的燃烧特性决定，另一个则是由于供油系统产生。现在许多先进的柴油发动机已经在逐步着手解决这些问题，通过采用电控共轨柴油直喷技术，取消了供油分泵，因此相当程度减小了柴油机的振动和噪音。另外，由于先进的柴油发动机的供油更精确，缸内爆震或敲缸的振动也能大幅度降低。

同转速同负荷的瞬态工况燃烧噪声要高于稳态工况的燃烧噪声，二者的差别是因为燃烧室壁面温度的不同．由气力动力载荷和压力高频振荡的差异形成了瞬态工况和稳态工况燃烧噪声水平的不同， 燃烧噪声作为燃烧激励的外部响应，必然受到燃烧过程的四个阶段一滞燃期、急燃期、缓燃期和后燃期的影响。滞燃期内，燃油与缸内压力空气混台气形成

的可燃混合气正处于物理和化学准备阶段，缸内工质只受到活塞上行的压缩作用，因此缸
内压力和温度变化都很小，对燃烧噪声的直接影响甚微。
但是，由于滞燃期对燃烧过程的进展有很大影响，所以它对燃烧噪声有间接的重大影响。急燃期内，气缸内压力急剧升高，燃烧粗暴，燃烧气体形成的冲击波猛烈冲击燃烧室壁，燃烧噪声增大。缓燃期内，燃烧是在气缸容积不断增加的情况下进行的。在这个阶段，气缸内气体有一定的压力增长率，所以仍能激发一定强度的燃烧噪声，但压力增长缓慢，对噪声的影响已不显著。后燃期内，因活塞下行，绝大部分燃料已经燃烧完毕，燃烧冲击很弱，因而燃烧噪声也很小。

2.2柴油机噪音的主要类型

内燃机噪声主要包括机械噪声、燃烧噪声、空气动力性噪声和液体动力噪声。对于直喷式柴油机，燃烧噪声是其主要噪声源之一，降低燃烧噪声对柴油机整机辐射噪声的控制水平起到重要的作用。

2.3柴油机噪音控制的途径和基本方法

从燃烧噪声形成的机理来看，应从以下两个方面降低内燃机的燃烧噪声：一是从产生的根源上，降低气缸压力频谱曲线，特别是降低中高频的频率成分。为此可以提高进气温度和压力、组织适当的进气涡流、选用涡流室等分开式燃烧室、选用适当的喷油策略等等。这样可以缩短滞燃期及减少滞燃期内形成的可燃混合气。
二是从燃烧噪声的传播途径，增加内燃机结构对燃烧噪声的衰减，特别是对中高频频率成分的衰减。为此可以采取提高内燃机机体刚性及采用隔振和隔声措施；减小活塞曲柄连杆各部分的间隙；减小缸径、增加缸数或采用较大的行程缸径比：改变薄壁零件(油底壳等)的材料和附加阻尼等方法。

第二节 柴油机噪音控制的技术措施和方法

3.1柴油机燃烧噪音的通用的控制措施

(1) 改进燃烧室结构

燃烧室的结构形状与混合气的形成和燃烧密切相关，燃烧室的结构决定着燃烧室空腔的声模态和压力高频振荡的频率，所以选择合适的燃烧室或对燃烧室结构，将能优化燃烧过程，降低压力升高率和削弱压力高频振荡。因此可以选择分隔式的燃烧室。在涡流室式内燃机中，喷油嘴的喷油方向偏离涡流室中心而指向下游，附着于缸壁面的燃料就越多，燃烧越平静，噪声就会越小。

(2) 增压

柴油机增压后可使进入气缸的空气充量密度增加，进气温度增加，使得压缩终了的温度和压力增高，滞燃期缩短，所以可以降低燃烧噪声。

(3) 废气再循环

废气再循环主要引入的初衷是用来降低NO。物，但废气再循环使得进气温度升高，减少燃烧率，使发动机获得平稳的运转，所以可以有效降低燃烧噪声。

(4) 压缩比

提高压缩比可以提高压缩终了的压力和温度，因此缩短滞燃期，使燃烧噪声降低。但是压缩比的提高会使气缸压力增加，活塞敲击声增大，所以通过提高压缩比降低燃烧噪声应综合考虑其对活塞敲击声的影响。

(5) 燃料

不同的燃料，喷人气缸后，其物理、化学准备过程不同，从而导致不同的滞燃期。十六烷值高的燃料滞燃期短，压力升高率降低，燃烧噪声降低。另外新的代用燃料，如生物制气，乙醇等有利于柴油机燃烧噪声的降低。

3.2预喷射降低噪音的机理

预喷
预喷就是将一个循环一次喷完的燃油分成两次喷。先喷入的一小部分提前在主喷之前就开始进行点燃的预反应，如此可以减少在滞燃期内积聚的可燃油量。这是降低直喷式柴油机燃烧噪声的最有效措施。

3.3延迟喷油定时控制噪音的机理

延迟喷油定时
由于气缸内压缩温度和压力是随曲轴转角而变化的，喷油时间将通过影响压缩温度和压缩压力而对滞燃期起作用。适当推迟喷油，进入缸内气体温度和压力升高，滞燃期缩短，所以使得燃烧噪声降低。但是如果过早和过迟喷油，进入缸内气体的压力和温度都反而会低，从而是滞燃期延长，燃烧噪声增大，因此有一个最佳喷油延迟时间。

3.4电子控制技术

电子控制
电子控制的柴油机能根据转速、负荷、进气温度、EGR率、增压压力、燃气温度、冷却液温度等精确控制喷油定时，选择合适的喷油策略，进而控制燃烧噪声，并能兼顾经济性和排放。共轨式喷油装置是柴油机电子控制使用广泛和成熟的装置。其优点除喷油压力可独立于发动机的负荷和转速外，还能实现喷油率波形的自由选择，使用该装置后的噪声水平得到很大的改善。

3.5隔热活塞控制

隔热活塞
采用隔热活塞可提高燃烧室壁温度，缩短滞燃期，降低空间雾化燃烧系统的柴油机的燃烧噪声。

3.6国内外内燃机燃烧噪声研究现状及先进技术

对于燃烧噪声的研究，首先人们关注燃烧噪声产生的机理，燃烧噪声的识别，还有瞬态工况与稳态工况燃烧噪声不同的机理分析。近年来，随着计算机技术的发展，一些新的技术和方法开始应用与燃烧噪声的识别、分析与测试，使得对于燃烧噪声的研究技术有了长足的进步。目前，对应于燃烧噪声的研究主要集中在对降低燃烧噪声的措施，以及燃烧噪声、排放和燃油经济性相结合的研究，取得了较好的成果。

燃烧噪声是直喷式柴油机噪声的主要噪声源之一，其在整机辐射噪声中占有重要的地位。控制柴油机燃烧噪声对柴油机整机辐射噪声有着非常重要的现实意义。以往对于柴油机燃烧噪声的研究主要是关于燃烧噪声的表征、机械噪声与燃烧噪声的分离、燃烧噪声和活塞拍击声的分离以及瞬态工况燃烧噪声的机理研究。对于燃烧噪声的控制大都是对稳态工况燃烧噪声。因此本文在对稳态工况燃烧噪声影响机理和控制研究的基础上，开展了瞬态工况燃烧噪声控制策略的探讨，提出了一些控制瞬态工况燃烧噪声的方法；对于目前乘用车柴油化遇到的柴油机怠速噪声较大的现实问题，本文分析了柴油机怠速工况噪声特点，开展控制船用柴油车怠速工况燃烧噪声研究。取得的主要结果和结论：

(1)

首先对燃烧噪声产生的机理和特性进行研究，得出凡是能减少滞燃期内可燃混合气的数量的措施，都能降低燃烧噪声：压力升高率和缸内压力高频振荡是决定燃烧噪声大小的两个主要直接因素，因此压力升高率和缸内压力高频振荡可用来表征燃烧噪声的大小。

(2)

增压能使大部分稳态工况燃烧噪声降J氏ldB以上。负荷一定时，随着转速的增加，增压使得燃烧噪声的降噪量先增加后降低，这是因为高转速时，燃烧噪声所占整机辐射噪声的比例减少；而在转速一定时，增压引起的燃烧噪声的降噪量随负荷的上升而增加，在某些转速工况的高负荷工况又略有降低，但仍高于低负荷。总体来说，增压引起的燃烧噪声降噪量在中速中高负荷工况较大。增压引起的燃烧室壁面温度的差异与压力升高率变化趋势一致，使得缸内压力级的中高频段幅值降低，增压引起燃烧室壁面温度的变化是影响燃烧噪声的因素之一o

(3)

稳态工况，保证功率损失在6％以内，在中低负荷，可引入较大的EGR
量，能够引起1～2．5dB的燃烧噪声降噪量，而在高负荷受到功率损失的限制，不
能引入太大的EGR量，EGR对燃烧噪声的影响量较小。相同负荷，EGR对燃烧噪声
的影响随转速的变化不大，只因为高转速柴油机燃烧噪声减小，应减d、EGR的引
入量。

(4)

从压力升高率和缸内压力高频振荡的角度分析EGR对燃烧噪声影响的
机理，通过对比分析不同EGR率下压力升高率和缸内压力高频振荡，得出EGR正是
通过改变压力升高率和缸内压力高频振荡影响燃烧噪声，随着EGR率的增加，高
频段压力幅值降低，只是在某些工况有所增加，但压力升高率最大值降低，最终
使得燃烧噪声降低。

(5)

预喷射的引入，使得中低转速、中低负荷工况燃烧噪声降噪量较多，
而对高转速高负荷燃烧噪声的降低效果不大。负荷一定的情况下，随着转速的增
加，最优预喷量减小，主预喷间隔呈增大趋势。当转速一定时，随着负荷的增加，
最优预喷量变化不大，只在满负荷时减少，主预喷间隔在中低转速随负荷的增加
而减小，而在高转速不变。

4.
4．1隔声墙的选择与隔声量的计算
 柴油发电机散热通风量为6500立方米/小时
 三类夜间标准Lp=55dB
 所以要求隔声量为TL=120-55=65dB
根据《环境工程设计手册》
 选硅酸盐砌块墙200（抹灰）
而密度ml=450kg/ m2
 然后在外层再设一面墙，形成双层墙结构，选取砖墙490（抹灰）
而密度m2=833kg/ m2
 砖墙和加气混凝土墙构成双层结构
 T2=161g（m1+m2）+8+ΔR
    =161g（450+833）+8+ΔR=65.7dB
 根据《环境工程设计手册》
 可查得L=4cm，空气隔声量为8dB，附加隔声量ΔR（dB）
 即ΔR=8dB
 所以TL=65.7dB>65dB   符号要求
      为使墙体能吸收更多噪声，在墙体与加气混凝土墙间嵌超小细玻璃棉音，然后在加气混凝土墙双面喷浆，并用穿孔率为30%m铝格网护面，增强墙体低频的戏声系数。
4．2隔声门的选择与隔声量的计算
选多层复合门
所以平均隔声量TL=44.5dB
定门的尺寸为1000×80×2000
隔声门的平均隔声量的计算
TL间=10lg{Σsi/[Σsi×10exp（-0.1TLi）]}
      =39dB
工作间噪声120-39=81dB
满足标准：工作间噪声≤85dB
TL门=44.5dB
TL间=120-39-44.5=36.5<55dB
所以满足要求
4．3隔声窗的选择与隔声量的计算
选5mm厚玻璃固定窗，软胶条封边，空腔100mm
所以平均隔声量为TL=28.8dB
定窗的尺寸为1200×200×1200
4．4设计消声器的尺寸及其消声量
初步设计扩张室——阻-共-扩复合式消声器，其设计消声量65dB>40dB4．4．1单腔扩张室消声器计算
设定消声器扩张比m=20
  L=（2n+1）λ/4
  令f1=150HZ
  L=340/（4×150）=0.57m
  K11=2πf/c×（360/2π）×0.57   =900
  TL=10lg[1+0.25（m-1/m）2sin2KL] =17.9dB
F2=300HZ
L=340/（4×300）=0.28m
K12=2πf/c×（360/2π）×0.28 =900
TL=10lg[1+0.25（m-1/m）2sin2KL]=12.79dB
F3=450HZ
L=340/（4×450）=0.19m
K13=2πf/c×（360/2π）×0.19 =900
TL=10lg[1+0.25（m-1/m）2sin2KL]=9.8dB
所以平均消声量为（17.9+12.79+9.8）/3=13.5dB
消声器的有效长度
L=0.57+0.28+0.19=1.04m
∵m=s1/s2=d22/d12
∴d2=d1×sqrt（20）=0.2×4.24=0.894m=894mm
验算上下限截止频率
上限 fn=1.22×c/d=1.22×340/0.894=464HZ
下限：连接管截面积  S1=1/4×π×（0.2）2=0.0314m2
 连接管长度为L=5-2.0-1.04=1.9m
 V1=K11×1/4×π×（d2）2 -3/4×K11×1/4π（dl）2 =0.60m3
 fW1=c/π×[sqrt（s1/2V1×L1）]
    =340/3.14×sqrt[0.0314/（2×0.309×2.25）]=12.51HZ
 同理V1=V2=V3,   fW1= fW2= fW3 =12.51HZ
 由于f1，f2，f3都在上下限截止范围之内
 都属于要求
 所以确定前段扩张式消声器的扩张比为20，长L为1.04m
 平均消声量为13.5dB

 4．4．2阻-共-扩复合式消声器的计算 
    经查《噪声控制》，得消声量计算公式为
              ΔL=2φ（α）×1/a
        其中L为消声量的有效长度，a为每个通道的宽度，假定消声片由密度为20kg/m2，厚度为15mm超细玻璃棉组成
        另a=200

说明：L=ΔL×a/2φ（α）代入数据
      得L1=5×0.2/2×0.75=0.67m
同理：L2=0.5m
      L3=0.45m
      L4=0.42m
      L5=0.38m
 按最大值，即取L=0.67m
 在扩张室空腔中插入两消声片，宽度为扩张室直径d2=600mm
 当量直径d=（0.85+0.67）/2=0.76m
所以高频失效频率f2=1.85×c/d
          =1.85×340/0.76=828HZ
所以设计扩张室——阻-共-扩复合式消声器的尺寸为1040×1500×600
4．5柴油机房的通风量验算
   型号为DZ13-6低嗓音机器
   流量为Q=62000m3/h
   选用2台
   Q总>60000m3/h 
满足要求
4．6设计进风消声器
    要求消声器的消声量为120-55=65dB
    消声器的极限流速为11m/s
    则开口截面面积A=62000/3600×11=3.13m2
    设计消声器的尺寸1500×1000×800
    内填密度为20kg/m3，厚度为15cm的超细玻璃棉
    令a=80mm

说明 L=ΔL×a/2φ（α）代入数据
 得L1=65×0.1/2×0.75=2.33m
同理
 L2=65×0.1/2×1.0=6.5m
L3=65×0.1/2×1.1=2.95m
L4=65×0.1/2×1.3=2.5m
因为所取的L=4.5>2.33m  满足
当量直径d=（0.08+4）/2=2.04m
高频失效频率fl=1.85×c/d=308.33HZ
4．7设计排风消声器
     要求消声器的消声量为120-55=65dB
     消声器的极限流速为11m/s
     则开口截面面积A=62000/3600×11=3.13m2
     设计消声器的尺寸1500×1000×800
     内填密度为20kg/m3，厚度为15cm的超细玻璃棉
     令a=80mm

   说明 L=ΔL×a/2φ（α）代入数据
   得L1=65×0.1/2×0.75=2.33m
同理
 L2=65×0.1/2×1.0=6.5m
L3=65×0.1/2×1.1=2.95m
L4=65×0.1/2×1.3=2.5m
因为所取的L=4.5>4m  满足
当量直径d=（0.08+4）/2=2.04m
高频失效频率fl=1.85×c/d=308.33HZ
4．8金属弹簧隔振器
设备总重  w=9600×9.8=94080N
采用钢螺旋弹簧减振器支撑
效率是90%
转速1200r/min
由《环境噪声控制工程》得，被隔振机组固有频率fo=5HZ
钢弹簧静态压缩重X=1cm
 劲度 K=W/NX=94080/（6+1）=15680N/cm
∴K=（4c+2）/（4c-3）=22/17=1.3
弹簧条直径
    d=5mm
弹簧中径
    Do=40mm
有效工作圈数
   N0=6
不工作圈数n=2
∴n=n0+n=6+2=8
弹簧不受载荷时的高度
    H=nd+（n-1）d/4-=9cm
由于H/D=11.52/5×5=0.43<2
符合
每条长度等于l=πDn=3.14×4×8=101cm

结论

随着人们对于工作环境和柴油机工作状况的日益重视，柴油机噪音的控制技术逐渐发展完善。有效地控制柴油机噪音，有助于船舶自身安全稳定的运行，延长了船舶的使用寿命。同时也有助于船员的健康发展，便于船员之间的沟通，更好的协调工作。但是柴油机噪音的控制技术还没有达到理想的让人满意的程度，面临着很多挑战，但我们相信在不远的未来，随着科学的进步和科学技术的应用，柴油机噪音的控制技术将逐渐成熟。

参考教材
1. 《物理性污染控制工程》 陈杰瑢编著 高等教育出版社
2. 《环境噪声控制工程》 郑长聚 编著 高等教育出版社
3. 《环境物理性污染控制》 张宝杰编著 化学工业出版社
4. 《工业噪声与振动控制》 徐世勤 编著 冶金工业出版社
5. 《环境噪声控制》 李家华 编著 冶金工业出版社
6. 《噪声控制学》 马大猷 编著 科学出版社