柴油机噪声研究汇报 1.docx
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柴油机噪声研究汇报1
柴油机噪声研究汇报
摘要：
关键字：
噪声噪声识别
引言
噪声对人的听觉器官、神经系统、心血管系统、胃肠道系统等有不良影响；妨碍眨眼、影响工作学习；还会产生结构物声疲劳，使结构物受到损伤。
为了防止噪声污染，国内外都制定了许多有关噪声控制的标准和法规，并且愈来愈严格。
内燃机作为动力机械其噪声控制问题也引起各界重视。
内燃机噪声分为机械噪声、空气动力性噪声和燃烧噪声。
燃烧噪声对内燃机整机噪声的贡献占有重要地位的。
通常把燃料在气缸内燃烧时使缸内压力急剧上升产生的动载荷和冲击波引起的高频振动经气缸盖、气缸套、活塞—连杆—曲轴及主轴承传至机体以及通过气缸盖等引起内燃机结构表面振动而辐射出来的这部分噪声称为燃烧噪声。
内燃机的机械噪声是指由于气体力和惯性力的作用，使运动零件越过配合间隙产生撞击而激发的噪声，以及由于机图1内燃机噪声分类
械作用力的突然变动而激发的噪声，主要有活塞敲击噪声、齿轮啮合噪声、配气机构噪声、高压油泵噪声、轴承噪声、不平衡惯性力引起的机体振动和噪声。
内燃机工作者在分析内燃机噪声的机理、进行噪声测试和声源识别、研制降噪产品等方面作了大量研究工作。
文中将近年来内燃机噪声研究的发展及成果作了简略综述。
1、燃烧噪声
1.1燃烧噪声的根源
气缸内气体压力的剧变是内燃机产生燃烧噪声的根源，从机理分析有三方面的原因。
a、气缸内的压力剧变产生强烈的冲击性动力载荷，形成瞬间激励，并通过气缸体、活塞连杆机构、曲轴及其支承最后传到内燃机的整体，使整机产生结构振动。
b、在滞燃期内，燃料着火与传播引起局部地区压力急剧升高，同时也传播着具有冲击性质的压力波。
这种冲击波遇到燃烧室壁面后进行多次反射，就形成气体的高频振动，这种高频振动在膨胀行程中要保持相当长的时间，由此辐射出气缸内气体的高频噪声。
1.2燃烧噪声频谱特性
燃烧噪声源的强弱普遍用气缸压力的频谱曲线来表示。
气缸压力频谱曲线为气体压力、压力曲线的形状积分、压力增长率及压力二次增长率等的函数。
如图1所示，频谱曲线分为低频（300Hz以下）、中频（300~1000Hz）和高频（1000Hz以上）三段，划分标准根据频率范围各不相同。
低频段包括由气缸压力的基频开始的头几个谐波频率，在此段内，气缸压力级达到最大值，它的数值主要是由气缸最大压力值及压力曲线的形状所决定的；
中频段的特点是气缸压力级以对数规律作线性递减，该频段燃烧噪声主要由压力对数规律作线性递减，该频段燃烧噪声主要由压力升高率决定；
高频段出现另一个压力级的峰值，这个峰值是由气缸内气体的高频振动而引起的。
气缸压力级频谱曲线的高频段愈高，柴油机的燃烧噪声和总噪声水平均随燃烧压力振荡最大幅值的增加而升高。
图1气缸内气体压力及其频谱曲线
1.3燃烧噪声的传播途径
燃烧噪声经由两条路径传播并辐射出来：
一是经过气缸盖及气缸套经由气缸体上部向外辐射；另一条路径是经过曲柄连杆机构，即活塞、连杆、曲轴和主轴承经由气缸体下部向外辐射。
1.4影响燃烧噪声的因素
压力升高率是激发内燃机燃烧噪声的根本因素，而压力升高率主要取决于滞燃期内形成
的可燃混合气的数量。
而影响滞燃期内形成的可燃混合气的数量有很多，大致可以分为以下几种：
1.4.1燃烧过程参数的影响
燃烧过程对燃烧噪声的影响参数包括燃滞燃期、烧室壁面温度和燃烧室气体温度等。
滞燃期短，说明在相同的喷油始点时，燃烧开始点较早，在燃烧开始前那段时间内喷入的燃料量较少，因而在着火前形成的可燃混合气数量也较少，着火后压力增长较为缓慢；而滞燃期长，则着火前形成的可燃混合气数量多，这些燃料在燃烧过程的第二阶段几乎同时燃烧，致使气缸压图2燃烧噪声各影响因素拓扑图
力升高率和最高燃烧压力都比较高，从而激发强烈的燃烧噪声。
奥地利AVL的RusT等通过测试燃烧室壁温，研究了瞬态工况变化对燃烧室壁面温度的影响进而影响燃烧噪声的问题，但并未研究示功图以及压升率等反映燃烧过程粗暴性的定量特征。
天津大学卫海桥教授通过对瞬态与稳态过程的壁而温度差异的研究分析，从气体动力载荷和高频压力振荡两方面分析研究瞬态噪声与稳态噪声产生差异的机理。
研究表明：
1、壁面温度对气体动力载荷的影响主要体现在对滞燃期的影响，较高的壁面温度将缩短滞燃期，减少滞燃期内喷入的油量，发动机工作较为柔和，压升率下降，有利于降低燃烧噪声；2、燃烧过程放热使得燃气温度急剧上升，而燃烧室空腔的各阶模态频率随空腔温度上升呈上升趋势，另一面燃烧室空腔随着活塞在上止点容积最小位置开始下移，容积增大，空腔声模态自振频率呈下降趋势，这种空腔的各阶模态频率的变化，将影响压力高频振荡频率和幅值变化，影响到高频燃烧噪声的辐射。
燃烧室气体温度高低将影响滞燃期的长短，进而影响着火前形成的可燃混合气数量，从而影响燃烧噪声。
1.4.2结构参数的影响
影响燃烧噪声的结构参数包括燃烧室和供油系统参数
燃烧室的结构形状与混合气的形成和燃烧有密切的关系，不但直接影响柴油机的性能，而且影响着着火延迟期、压力升高率，从而影响燃烧值噪声。
研究表明：
ω型直喷式燃烧室和浅盆型直喷式燃烧室的燃烧噪声最大，分隔式的燃烧噪声较低。
供油提前角对燃烧噪声的影响，主要从气体动力负荷和缸内压力高频振荡两方面影响的。
不同供油提前角，针阀最大升程和针阀开启持续时间以及油管压力也不同，导致滞燃期内喷入的燃油量和燃烧的剧烈程度及燃烧压力、压力升高率、燃烧放热量等有差异，而燃烧放热量的差异影响到壁面温度的变化，导致滞燃期发生改变；由于不同供油提前角燃烧始点和燃烧过程燃气温度的差异，导致燃烧过程燃烧室空腔由于受到激励产生压力高频振荡时刻，燃烧室空腔的声模态频率发生改变，产生压力振荡的频率发生改变。
同时，喷油孔面积以及涡流比等也将影响燃烧噪声。
1.4.3工况参数的影响
影响燃烧噪声的工况参数包括负荷和转速。
负荷的增加，一方面，每循环的喷油量增加，从而使放热量增加，这将使速燃期内燃烧加速度和放热加速度提高，进而使缸内最大燃烧压力及压力升高率增高，使燃烧噪声增强；另一方面，随着负荷的增加，燃烧室壁面温度提高，改善了油气的混合，缩短了滞燃期。
在两种相反因素的互相制约下，负荷对压力振荡的影响不大，而频率随负荷的增加而略有提高。
是因为负荷增加后，缸内的温度升高，使当地的声速提高，使频率略有增加。
另外，气缸与活塞的间隙也会变小，这都会使机械噪声减轻。
所以，负荷对柴油机的噪声影响较小。
当转速提高时，燃烧过程中的滞燃期按时间计算就会缩短，但是按曲轴转角计算则会增大，所以缸内燃烧压力振荡振幅大小和气体压力升高率都会增大，从而增大燃烧噪声。
1.4.4其它参数的影响
其它参数对燃烧噪声的影响主要是指燃料、增压、压缩比和EGR率等因素。
燃油品质（十六烷值、碳氢组分、密度和蒸发率等）不同,喷入燃烧室后所进行的着火前的物理、化学准备过程就不同,从而导致着火延迟时间不同。
同时，不同燃料的放热率也不同，引起气缸压力的变化，进而影响燃烧噪声的强弱。
增压后，进入气缸的空气充量密度增加，温度和压力也增加，改善了燃油混合气的着火条件，同时也使滞燃期缩短。
虽然这是缸内的燃烧最高爆发压力增大，但是缸内气体的压力升高率和压力升高比均降低，使燃烧过程变得平稳，对降低燃烧噪声产生影响。
提高压缩比可以提高压缩终了的温度和压力,使燃料着火图3机械噪声
的物理、化学准备阶段得以改善,从而缩短着火延迟期,降低压力升高率,使燃烧噪声降低。
但压缩比增大会使气缸内压力增加,导致活塞敲击声增大。
因此,提高压缩比不会使发动机的总噪声有很大降低。
EGR使得进气温度提高，适当的EGR率可以使缸内压力最大值和压力升高率降低，同时引入EGR后，使得进气温度提高，滞燃期缩短；而且废气中比热容较高的物质（如CO2）会吸收燃烧产生的热量，降低燃烧温度，使得燃烧速度放缓，使得缸内压力高频振荡减弱，三者使得燃烧噪声降低。
2机械噪声
2.1活塞敲击噪声
活塞对气缸的敲击发生在上止点和下止点的附近，且以压缩上止点附近的敲击最为严重。
敲击的强度主要取决于气缸的最高爆发压力和活塞与缸套之间的间隙，所以活塞敲击噪声既和燃烧有关，又和内燃机结构有关。
2.1.1活塞敲击噪声产生机理
在压缩上止点的前与后，连杆都是受压的，因此随着越过上止点后连杆位置的变更，活塞所受侧向力也由指向次推力面变成指向主推力面。
侧向力方向的周期性变化，必然导致活塞从一侧移向另一侧的横向运动，造成对缸壁推力面的敲击。
高速运行时，这种敲击的速度高，敲击力很大。
由于活塞可绕活塞销转动，所以活塞敲击可在任何位置发生，但以上下止点，尤其是压缩上止点附近为最强。
图4压缩上止点附近活塞所受侧向力的变化
2.1.2影响活塞敲击噪声的因素及控制措施
影响活塞敲击噪声的主要因素有很多，主要有活塞销孔偏置、活塞冷态配缸间隙、活塞群部设计及活塞刚度等。
a.活塞销孔偏置
一般的活塞销孔通过活塞中心，如果将活塞销孔适当地朝主推力面移一点，则可降低活塞的敲击噪声。
反之，若活塞销孔朝次推力面移一点，则会增加活塞的敲击噪声。
图5某发动机设计参数的改变对活塞敲击噪声的影响
活塞向上止点接近时，指向次推力面的侧向力逐渐减小。
此时由于活塞销孔偏向主推力面，使得气压力和活塞惯性力的合力不通过活塞销孔，而对活塞产生一个力矩。
这个力矩最终迫使活塞群部率先脱离次推力面，靠到主推力面上，此时活塞倾斜。
待过了上止点，活塞下行时，侧向力易向，活塞便贴合在主推力面上了，从而使活塞的横向运动分成两步进行，减小了撞击作用，使噪声减小，特别是1000Hz以上的高频部分明显地降低。
b.配缸间隙
配缸间隙是影响活塞敲击噪声强度的主要因素。
铝合金活塞的热膨胀系数比铸铁活塞大，装入缸套时冷态需留较大间隙。
减小活塞冷态配缸间隙可以降低活塞对缸壁的敲击力。
从而降低活塞的敲击噪声。
减小活塞冷态配缸间隙的措施有主要有:
采用调质活塞、椭圆锥体裙活塞、组合式活塞以及改进活塞材料等。
c.活塞群部长度
适当的增加活塞群部长度，既可以减少活塞摇摆的幅度又能增加活塞与缸壁撞击时的承压面积，还可以降低活塞敲击噪声，但也有相反情况，增加活塞长度会使噪声增加。
d.活塞环数量。
活塞环与缸壁间的摩擦会引起缸壁振动，增加噪声。
活塞环数量增多则这类噪声加剧。
同时，活塞环数量增多，则传热加剧，活塞温度降低，间隙增大，敲击噪声增大。
总的来说，活塞环数量应尽可能地减少。
2.2正时齿轮噪声
2.2.1齿轮噪声发生机理
一对啮合齿轮的两齿面的接触点上存在相对滑动速度，且其方向交变，因此存在方向交变的滑动摩擦力，产生冲击力。
由于齿轮的制造误差、安装误差、齿轮受力变形和轴系扭振等，齿与齿之间必定发生撞击力。
此两力将引起噪声的产生。
齿轮噪声往往包括高频和低频两种频率成分。
高频噪声主要是由齿轮的基节发生偏差而引起的，它是齿轮噪声的主要成分。
基节偏差会使齿轮在啮合与分离时产生周期性撞击，即啮合撞击。
无论主动轮的基节大于还是小于从动轮的基节，都将使齿轮转过每一个轮齿都产生撞击，即每转一圈撞击的次数与齿轮的齿数相等，其啮合频率为
（1）
式中，n为转速，单位为r/min，z为齿数。
当这种啮合撞击的频率与齿轮传动系统产生共振时，会激发出强烈的噪声，即使是很精密的齿轮也会如此。
如齿轮的啮合频率和齿轮本身的某阶固有频率相同时，会激发出共振噪声。
啮合撞击与摩擦则会激发高频噪声
此外，齿轮制造过程中或多或少会在齿轮节圆中心和轴孔中心之间形成一点偏心，使得齿轮在旋转过程中啮合的松紧程度发生周期性的变化，因而由啮合引起的齿轮振动的幅值也作周期性变化，其频率称为回转频率
（2）
齿轮的啮合的低频噪声主要是由周节累积误差所引起的，由于有周节累积误差，齿轮每转一圈就产生一次激励，其频率为
（3）
2.2.2影响齿轮噪声的因素及控制措施
2.2.2.1影响齿轮噪声的因素
影响齿轮噪声的因素包括齿轮参数、齿轮的结构和形状、齿轮的精度和光洁度以及轴系的刚度和润滑油等。
（l）齿轮参数以及齿轮的结构和形状
选用合理的齿轮参数可以有效的减少齿轮噪声。
其中影响噪声的主要参数有:
压力角、齿侧间隙、啮合系数、模数以及螺旋角等。
a.模数
当传递较大载荷时，由于轮齿啮合的动态激励主要是轮齿的弯曲变形引起的，而轮齿的弯曲刚度又与模数成正比，因此增大模数可减小轮齿的动态激励，从而降低噪声。
在传递载荷较小或空载时,此时轮齿误差的影响会远大于轮齿变形，我们就应从齿轮加工误差的角度来考虑模数大小对噪声的影响．例如，齿距误差△P可按下式求得：
△P=C1+C2M+C3
（1）
式中do——齿轮节圆直径
M——模数
C1、C2、C3——有关常数算
而齿形误差△f则可由下式计:
△f=C4M+C5
（2）
式中C4，C5为有关常数。
由
（1）
（2）两式可以看出，上述两项误差直接与模数有关，并且模数大，齿形误差大．噪声也大。
因此，在传递载荷较小或空载时，在齿轮强度允许的情况下，应尽可能取小模数。
b.齿侧间隙
齿侧间隙应控制在0.2mm以下，此时的齿轮噪声变化不大，但超过0.2mm时，噪声剧增。
因为齿侧间隙过小时，在啮合过程中会将齿轮间的油和空气高速挤出，从而产生很高的噪声，远超过齿轮本身振动造成的噪声。
齿轮的结构和形状，比如直径、齿宽及轮体形状等参数对齿轮噪声的影响较大。
比如齿轮直径加大，则圆周速度增大，撞击加剧;同时，齿轮面积也增大，发射噪声的面积增大。
这两个因素都促使噪声增大。
故应尽可能降低齿轮直径。
而齿宽增加，则齿轮弯曲量减小，噪声约可降低2dB。
若齿面精度不能保证，或者轴的弯曲振动很大，则齿宽增大会造成接触不良，反而增加噪声。
c.重合度
增大重合度可以减小齿轮传动的噪声。
首先，增大重合度可以减小单对轮齿的负荷．从而可以减小啮入和啮出的负荷冲击，降低齿轮噪声。
其次，随着接触齿对的增加，单对轮齿的传动误差被均化，从而减小了轮齿的动态激励。
此外，几乎所有的对齿轮噪声有影响的轮齿参数，实际上都是由于他们对重合度的影响而起作用的。
例如，对于重合度为1—3的圆柱齿轮，降低齿轮的压力角，减小模数，使齿顶高有较小的增加，均是由于增大了重合度而使齿轮噪声降低的。
当然，压力角减小，增加了轮齿的柔性，也降低了动态激励，从而有利于噪声的降低。
d.齿的修形、整形和变位在齿轮的实际工作状态下，由于轮齿、传动轴和箱体的变形会使轮齿在啮入和啮出时产生干涉和冲击，引起强烈的振动和噪声．为此，可采用进行修形、整形和变位的方式对啮合变形进行补偿达到降低振动和噪声的目的。
（2）轴系
轴系的弯曲振动和扭转振动都会加剧齿轮振动。
轴系的弯曲振动使得啮合齿轮的中心线之间不再保持平行，于是齿与齿之间发生干涉，引起撞击。
轴系的扭转振动使得它上面的齿轮或前或后地偏离于不发生扭转振动时的正常位置，于是齿与齿之间也发生干涉，引起撞击。
因此，一切能抑制轴系弯曲振动和扭转振动的措施都能降低齿轮振动和噪声，例如避开轴系共振，采用平衡机构、装设减振器等
2.2.2.2齿轮噪声的控制
a）采用高内阻的齿轮材料或采用隔振措施
b）选用合理的齿轮参数和结构
c）提高齿轮加工精度
d）对齿轮进行修缘
e）系统动力学控制
2.3配气机构噪声
2.3.1配气机构噪声产生机理
内燃机配气机构噪声可分为气门杆与摇臂的撞击噪声、气门落座噪声、链条噪声以及摩擦振动噪声等
a.气门杆与摇臂的撞击噪声
由于内燃机可达很高的工作温度，必须考虑配气机构各个传动零件的热膨胀。
未采用液压挺柱的配气机构中，常温下在气门杆与摇臂之间必须留有气门间隙。
开启气门时，摇臂越过气门间隙才能压迫气门杆运动，这就产生了撞击，发出噪声。
b.气门落座噪声
打开的气门依靠弹簧的作用力恢复到关闭状态。
在弹簧作用力下，气门与气门座之间将产生撞击，发出噪声。
c.摩擦振动噪声
凸轮和挺柱之间在很大的正压力下相对滑移，因此存在很大的摩擦力。
这种摩擦力可激发起摩擦振动，从而产生噪声。
d.传动链噪声
发动机高速运行时，配气机构的各个零件（气门、摇臂、推杆和挺柱）可达很高的速度，而且方向变换频繁，故其加速度甚高;可能出现传动链脱节现象。
脱节后摇臂和气门上不再存在来自凸轮的作用力，气门完全在气门弹簧的压力下落座，此时气门对气门座的撞击力比正常情况大得多，撞击噪声也很大
2.3.2影响配气机构噪声的因素及控制措施
2.3.2.1影响配气机构噪声的因素
A.气门间隙
减小气门间隙可减少摇臂与气门之间的撞击，但是气门间隙不能太小。
采用液力挺柱可以从根本上消除气门间隙，降低噪声。
B.转速
配气机构噪声级随着发动机转速的增加而增加，总的趋势接近于正比关系。
C.凸轮型线
对通过运动学设计的凸轮进行动力学修正，使气门能按理想的规律运动。
为了避免配气机构传动链脱节，应使凸轮的加速度曲线平滑。
D.配气机构零件的刚度和重量
提高刚度可减少振动。
提高弹簧刚度，可减少振动和传动链脱节。
缩短推杆长度是减轻系统重量、提高刚度的有效措施。
顶置式凸轮轴取消了推杆，对减小噪声特别有利。
2.3.2.2配气机构噪声控制
a）选用性能优良的凸轮型线
常用的有复合正弦抛物线函数凸轮、复合多项高次方凸轮、复合低次方凸轮、N次谐波凸轮及样条函数凸轮。
b）减轻驱动元件的质量
减轻质量可提高配气机构的固有频率，减小惯性力。
例如高速发动机，采用顶置凸轮轴。
这对减少配气机构噪声和改善动力特性是有利的。
另外，从噪声传播途径上考虑，采用刚度大的气缸盖也能减少噪声向外的辐射，起到降噪作用。
2.4供油系统噪声
供油系统噪声的主要频率成分在几千赫兹以上的高频区域，其噪声主要是由于喷油泵和高压油管及喷油器振动引起，可分为流体噪声和机械噪声。
流体噪声包括液压泵压力脉动激发的噪声、油路空穴噪声和喷油系统管道的共振噪声。
机械噪声包括喷油泵凸轮和滚轮体之间的周期性冲击和摩擦引起的噪声，特别是当恢复弹簧的固有频率与这种周期性的冲击频率接近时，会产生共振，使噪声加剧。
喷油泵的噪声主要是由周期性变化的柱塞上部的燃油压力、高压油管内的燃油压力和发动机的往复运动惯性力激发泵体本身振动而引起的其噪声大小与转速、泵内燃油压力、供油量及泵的结构有关。
2.5轴承噪声
轴承本身噪声并不大，但它对整机的支承刚度和固有频率有较大影响。
轴承的振动又导致轴系的共振而产生噪声。
对于滑动轴承，当轴承间隙增大时，油膜压力和轴承的轴心轨迹将发生较大变化，会促使机体振动加剧，噪声增大。
对于滚动轴承，当轴承受到径向载荷时，滚动体和套圈将产生弹性变形。
随着轴的旋转，轴心产生周期性的跳动，使滚动体、套圈和轴承保持架之间产生撞击和摩擦声。
轴承的结构形式和加工精度对轴承噪声有很大影响。
另外，轴承的安装、轴承内的杂质和灰尘等对轴承噪声有很大影响。
2.6发动机机体部件的结构响应和辐射噪声
发动机中的活塞—曲柄连杆机构的运转过程中将产生往复惯性力和离心惯性力。
各阶往复惯性力作用在气缸中心线上并随曲轴转角的不同而改变自身的大小和方向，离心惯性力虽然大小不变，但自身的方向随曲轴位置而定。
发动机运转过程中这些周期性变化的力将通过曲轴颈传给缸体和机体，引起振动和噪声。
影响这些振动噪声的因素有：
发动机的结构参数，如缸
3空气动力学噪声
空气动力学噪声是气体流动（如周期性进气、排气）或物体在空气中运动，空气与物体撞击，引起空气产生的涡流；或者由于空气发生压力突变形成空气扰动与膨胀（如高压气体向空气中喷射）等而产生的噪声。
一般说来，空气动力噪声是直接向大气辐射的，在发动机噪
声的组成当中，如果不安装消声器，排气噪声的声压级是最大的，其次是进气和风扇噪声。
3.1风扇噪声
3.1.1风扇噪声产生机理
风扇噪声主要是由风扇叶片切割空气或由风扇后面的部件所产生的空气紊流产生的，即由叶片旋转噪声和涡流噪声引起的，前者是窄带噪声，后者是宽带噪声，与转速成正比。
此外，风扇的护风圈等结构由于共振也会产生机械噪声。
a、
旋转噪声
旋转噪声与叶轮的旋转有关。
离散噪声是由于叶片周围不对称结构与叶片旋转所形成的周向不均匀流场相互作用而产生的
噪声。
一般认为有以下几种：
1）进风口前由于前导叶或金属网罩存在而产生的进气干涉噪声；
2）叶片在不光滑或不对称机壳中产生的旋转频率噪声；
3）离心出风口由于蜗舌的存在或轴流式风机后导叶的存在图4旋转噪声频谱图
而产生的出口干涉噪声。
b、涡流噪声
涡流噪声是由风扇旋转的叶片周期性打击空气质点，引起的压力脉动面激发的噪声，这种周期性的压力脉动是由一个稳态的基频和一系列谐波分量的叠加而成。
这些脉动分量可用下式表示：
式中：
z风扇叶片数；n为风扇转速（r/min）；i为不同的谐波次数，取1，2，3…。
风扇旋转时，涡流噪声的频率取决于叶片与气体的相对速度，而叶片的圆周速度随与圆心的距离而变化，因此，涡流噪声的频率是连续的，噪声的频谱也是连续的。
涡流噪声一般是宽频带噪声，其主要峰值频率为：
式中：
K为斯特劳哈尔数，取0.15~0.22；V为风扇圆周线速度，（m/s）；d为叶片在气流入射方向上的厚度（m）。
3.1.2风扇噪声的影响因素
影响发动机冷却风扇噪声的因素主要包括以下两点：
风扇本身的几何参数和风扇的工作环境。
风扇本身的几何参数有：
叶片角度、叶片宽度、叶片数量、成形半径及轮毂比等；工作环境的影响因素有：
空气流量、叶尖速度、气流阻力、风圈直径等。
3.1.3风扇噪声的控制
采取低噪音风扇设计，合理设计风扇的叶片形状，选择适当的安装角，改善气流的流动状况，提高风扇效率，从而降低噪声。
如采用机翼形断面的风扇，其效率要比钢板压制的风扇效率高得多。
同时要合理设计和布置冷却系统及其各部件之间的相互位置，增强内燃机冷却系统的散热能力。
如减小散热器中心和风扇中心的偏心，缩小风扇与护风罩的间隙，合理布置风扇与散热器的距离，增大散热器迎风面积和减小空气通过散热器阻力等。
此外也可采用特殊风扇，如采用尼龙风扇代替钢板风扇，采用叶片不均匀分布的风扇、可变安装角的柔性风扇、带自动离合器可变速风扇等均能达到减小风扇消耗功率和降低噪声的效果。
3.2涡轮增压器噪声
涡轮增压器的噪声由压气机、涡轮、空气、进排气管道中气体流动和排气产生的空气动力性噪声以及轴承产生的机械噪声所组成，其总声级主要取决于压气机叶轮的叶片旋转噪声。
涡轮增压器中的压气机的主要噪声源为：
（a）由于叶轮的旋转，使叶轮平面空气受到周期性扰动，在压力面和吸力面的压差作用下，空气由叶片的前部被挤到后部，产生气流的动力振动而引起噪声；（b）高速旋转的叶轮与吸入的空气在入口处发生撞击而产生的噪声；（c）在压气机内以及扩压器内产生湍流和涡流而导致噪声；（d）高速旋转的转子，由于振动、摩擦等原因而产生的机械噪声。
这些噪声向四周辐射，其中由压气机进口处辐射出来的噪声占有较大的比例。
在这些噪声源中，由叶片周期性冲击空气而产生的旋转噪声和高速气流形成的涡流噪声占主要成分。
（1）涡流噪声
气流流经障碍物时，由于空气分子粘滞摩擦力的影响，具有一定速度的气流与障碍物背后相对静止的气体相互作用，就在障碍物下游区形成带有涡流的气流。
这些涡旋不断形成又不断脱落，每一个涡旋中心的压强低于周围介质压强，每当一个涡旋脱落时，湍动气流就会出现一次压强跳变，这些跳变的压强通过四周介质向外传播，并作用于障碍物，当湍动气流中压强脉动含有可听声频成分，且强度足够大时，则辐射出来噪声，称为涡流噪声。
涡流噪声的声功率与气流速度的六次方成正比。
涡流噪声的声功率可用下式近似估算：
式中：
k为经验常数，
为气体密度，Kg/m3；c声速，m/s；D为管道直径，m；
为障碍物前后气体压力差，N/m2。
（2）叶片旋转噪声
旋转
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