0、引言
脈沖發動機是一種高效節能、結構緊湊的內燃機，是在特定聲學條件和加熱條件下，燃燒過程與聲脈動相互耦合，形成一種非穩態的周期性脈動的燃燒過程。
國外，從1960年到1980年初，脈沖發動機的研究主要集中在無閥式設計，因為它簡化了發動機結構，提高了使用壽命。此后的一段時間里，脈沖發動機的發展比較緩慢。最近20多年，脈沖發動機又因為結構簡單和價格低廉而得到重視，國外已有不少基于脈動燃燒技術的熱水、熱風、蒸氣等裝置投入市場，并在干燥、焚化、煅燒等工業領域取得成功。
美國TIFA公司、CURTIS公司和德國IGEBA、MOTAN公司都是將脈沖發動機應用于病蟲害防治設備即煙霧機上。有關噪聲特性方面的研究，Barr等人和Margolis建立了部分數學模型，Barr等人建立的數學模型中提到噪聲受排氣管長度和排氣管內溫度分布的影響，并且噪聲越大可以達到更有力的脈動效果。Kilicarslan等人對以液化石油氣為燃料的脈沖發動機進行了試驗研究，通過將噴管長度以間隔20cm遞增，發現其基頻峰值隨噴管長度的增加呈遞減趨勢。Ohiwa等人進行了尾管橫截面積從5cm2改變到2.5cm2的試驗研究，發現噪聲值下降了5dB。
Unui等人設計出雙燃燒室結構的脈沖發動機，使其兩個燃燒室并行，在噴管間安裝交流的通道和退藕的燃燒室，使得噪聲值下降了6.5dB噪聲值。
國內從20世紀50年代末開始將小型脈沖發動機應用于病蟲害防治機具煙霧機上，至90年代中期，已研發形成較為成熟的產品廣泛應用于林業、農業、衛生等領域的病蟲害防治中，大大提高了防治效率，減少了農藥使用劑量。但由于脈沖發動機的工作原理是在聲學結構條件下形成的脈動燃燒工作過程，因此產生的噪聲較強。由于脈沖煙霧機一般為人工手提或背負的操作工作方式，且噪聲高達100dB\\(A\\)左右，因此對操作者的聽力產生直接的刺激或損傷，同時在城市衛生、害蟲和病疫防治過程中，噪聲對周圍環境也會產生較大的影響，因此測量分析研究脈沖發動機的噪聲構成，為今后設計低噪聲的脈沖噴氣式煙霧機或其它產品提供一定理論依據。
1、脈沖發動機的聲學結構及理論模型
脈沖發動機結構非常簡單，由燃燒室和噴管構成的Helmholtz型聲學結構如圖1所示。
其工作原理為，點火燃燒過程\\(圖1a\\)：進入燃燒室的可燃混合氣由火花塞點燃，燃燒伴隨著放熱過程，使燃燒室內的溫度和壓力升高，燃燒區膨脹，燃燒產物向兩端排出，工作點由A點到達B點\\(圖1e\\)；氣體膨脹過程\\(圖1b\\)：在燃燒室內壓力作用下，進氣閥關閉，燃燒產物沿噴管向外流出，燃燒室壓力由B點開始下降直至低于大氣壓\\(C點\\)，燃燒室內形成負壓；可燃混合氣吸入過程\\(圖1c\\)：在燃燒室負壓作用下，進氣閥開啟，可燃混合氣自動吸入，使燃燒室內的壓力由點C升到點D；壓縮過程并重新點火燃燒\\(圖1d\\)：新鮮的可燃混合氣被吸入燃燒室的同時，在負壓的作用下，噴管末端管中部分已燃廢氣也會反向運動返回燃燒室，同樣由于氣流的運動慣性，燃燒室內的可燃混合氣自動的進一步壓縮，壓力由D點升到A點，并被高溫的廢氣或熾熱的燃燒室壁重新點燃，由此進入下一循環。這樣的燃燒過程無限地自動循環下去，而無需火花塞再次點火，因此火花塞只在發動機起動時工作。雖然脈沖發動機基本結構及工作原理非常簡單，但要使脈沖發動機能正常工作起來，在沒有任何的供油裝置\\(如泵等\\)和供氣裝置\\(如風機等\\)，而完全依賴于燃燒室—噴管構成的聲學結構與油氣混合物構成的加熱條件，形成的自激振蕩的周期性的脈動燃燒工作過程。目前，這種發動機在脈動燃燒過程中還有許多機理不清楚，因此脈動燃燒發動機還完全依賴于經驗法進行結構設計。
由于脈沖發動機工作時，燃燒室內各點壓力大體相同，現假設如下，燃燒室內各點壓力相同，在噴管長度足夠長的時候，可以將其簡化為一個點源\\(見圖2\\)，而在燃燒室與噴管的接觸面2上可以認為與點源的距離為零，壓力為點源的原始壓力p，該壓力與燃燒強度有關，直接受到燃料供給條件的影響。
聲波在噴管這種均勻有限長管中傳播時，可將噴管部分設定為一維平面波傳播，噴管內氣流的波動方程為：
聲壓有極小值；當2k\\(x+σλ/4\\)=2nπ時總聲壓有極大值，是一種具有正弦特性的壓力脈動信號。
2、脈沖發動機噪聲構成及測點布置
根據脈沖發動機的工作原理，可知其主要聲源由進氣噪聲、排氣噪聲和燃燒噪聲構成。排氣噪聲：在圖2中排氣口處，當聲波傳播到噴管末端時，除了因端口突變即形成負載引起的沿X軸負方向傳播的反射聲波Pr，還有沿X軸正方向傳播的透射聲波Pt，此即為排氣噪聲，其方程為：pt=patej\\(ωt-kx\\)\\(7\\)理論上，當負載確定時，排氣噪聲的幅值Pat由發射波幅值Pai決定。
進氣噪聲：進氣門周期性開閉引起進氣管道內氣流壓力起伏變化，從而形成空氣動力性噪聲，稱為進氣噪聲。進氣噪聲也是一個具有正弦特性的周期信號，單向閥膜片的開閉頻率與燃燒的工作頻率相同。燃燒噪聲：脈沖發動機的燃燒噪聲通過發動機殼體輻射產生，燃燒噪聲主要集中在燃燒室部分，通過燃燒室向外輻射。
實際上脈沖發動機的進氣噪聲主要包括周期性進氣噪聲、進氣管中壓力脈動可能引起的氣柱共振噪聲和進氣通道截面突變形成的渦流噪聲。排氣噪聲主要包括周期性排氣噪聲、出氣管道截面的突變引起的渦流噪聲等。針對進氣噪聲、排氣噪聲和燃燒噪聲的測點分布如圖3所示。
為了解進氣和排氣的噪聲特性，在水平面內，分別距進氣口和排氣口300mm的半圓上均布5個測點，測點1~5是針對排氣噪聲，測點6~10是針對排氣噪聲。測點11位于距燃燒室柱部幾何中心300mm處，為針對燃燒噪聲的測點。這種布點測量方法稱為針對性測量法。
由于脈沖發動機燃燒室—噴管總長為1100mm，卻存在多個噪聲源，為避免各噪聲源相互的干擾影響，除采用上述針對性測量法外，還采用了近場測量法。即緊靠發動機殼體表面50mm處布點，在進氣口、排氣口及燃燒室左側分別設定一個測點\\(對應圖4中的測點1，14和2\\)，其余針對燃燒室—噴管殼體外側自燃燒室左側起，水平方向每隔100mm布一個測點，共11個測點3~13，如圖4所示。
3、測試結果及分析
3.1針對性測量法
表1和圖5為針對性測量法各測點的聲壓級值。
測試結果表明，最大聲壓級發生在排氣口位置沿噴管軸線方向的測點3，高達98.9dB\\(A\\)；其次為進氣口位置沿化油器軸線方向的測點8，為97.7dB\\(A\\)；燃燒室側面的測點11處的聲壓級僅為93.0dB\\(A\\)。
位于排氣口的5個測點，沿噴管軸線方向上聲壓級最大，偏離軸線方向聲壓級衰減非常明顯，45°方向上的測點2和測點4的聲壓級只有88.5dB\\(A\\)、87.8dB\\(A\\)，與軸線上的測點3相比，噪聲衰減值達到10dB\\(A\\)以上；偏離軸線90°方向的測點1和測點5的聲壓級為83.8dB\\(A\\)、86.0dB\\(A\\)，最大衰減達到15.1dB\\(A\\)。因此，脈沖發動機排氣口位置處沿噴管軸線方向的噪聲值遠遠高于軸向兩側的噪聲值，且軸向偏轉的角度越大下降得越多，軸向兩側基本呈對稱衰減。排氣噪聲具有明顯的軸向指向性，這與最初將噴管假設為一維平面波相吻合。
針對進氣噪聲的測點6~測點10的測試結果也表現出類似于排氣噪聲的軸向指向性特性。沿進氣口單向閥軸線方向聲壓級最強，軸向偏轉越多，噪聲衰減越多，但衰減的幅度遠不如排氣噪聲那么明顯，偏轉90°的測點6引起的最大衰減值僅為4.9dB\\(A\\)。這是由于燃燒室內產生燃燒噪聲輻射后，因距測點6~測點11更進一些，引起疊加的結果。
3.2近場測量法
表2和圖6為近場測量法各測點的聲壓級值。很顯然近場測量法由于測點距離發動機殼體表面非常近，對應的噪聲值比針對性測量法高得多。
測試結果表明，最大聲壓級仍發生在排氣口位置沿噴管軸線方向的測點14，高達126.3dB\\(A\\)，其次為進氣口位置沿化油器軸線方向的測點1，聲壓級為119.2dB\\(A\\)，兩者相差7.1dB\\(A\\)。緊隨其后的是位于燃燒室部位的測點2~測點5，以位于燃燒室左側的測點2噪聲值107.4dB\\(A\\)為最高，其余3個測點的聲壓級很接近，其范圍為102.2~104.3dB\\(A\\)。位于噴管一側的7個測點\\(測點6~測點12\\)的噪聲值變化范圍為89.4~98.4dB\\(A\\)，如果不考慮測點6和7，將測點5與測點8直接連起來，可以看出，從燃燒室錐部測點4起至噴管末端測點12止，噪聲值呈近似線性衰減趨勢。即可以理解為進氣噪聲和排氣噪聲對發動機側面的影響很小，主要是由燃燒室內的燃燒噪聲產生的結果，測點6和7位置處形成較小的噪聲值可能主要與該處的橫截面突變引起的發射噪聲與反射噪聲在此處的疊加消減的結果。
4、結論
通過分析小型脈沖發動機的結構特點，構建了對應的聲學模型。建立了針對排氣噪聲、進氣噪聲和燃燒噪聲的針對性測量法和圍繞發動機表面近距離布點的近場測量法。兩種方法測試結果表明，脈沖發動機的排氣噪聲為主要聲源，其次為進氣噪聲，而燃燒噪聲相對于排氣噪聲和進氣噪聲來說要低得多。同時排氣噪聲和進氣噪聲均出現單向指向性特性，即排氣噪聲沿噴管軸向和進氣噪聲沿化油器進氣閥軸向上的噪聲強度最強，偏移軸向則噪聲強度減弱，偏轉角度越大則噪聲衰減越多，只不過這種現象在排氣口處更明顯。這為今后設計低噪聲脈沖發動機指明了方向，即重點處理和降低排氣噪聲，主要考慮進氣噪聲的控制問題，而在噪聲控制要求不是很高的情況下，燃燒噪聲可以不予考慮。
參考文獻：
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