注：本文節(jié)選自《汽車發(fā)動機NVH性能開發(fā)與工程實踐》，由機械工業(yè)出版社出版

本書從汽車NVH性能開發(fā)工程師的角度出發(fā)，努力將基礎(chǔ)理論、產(chǎn)品設(shè)計、工程經(jīng)驗和措施方案等方面緊密地融合在一起，可以供汽車NVH性能開發(fā)工程師、發(fā)動機性能集成開發(fā)工程師、汽車動力系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)工程師、高等院校振動噪聲方向在校學(xué)生和科研人員等的閱讀參考。

4.6.1　同步脈沖噪聲

同步脈沖噪聲（Synchronous Pulsation Whistle），也稱為同步脈動噪聲，主要是由于鑄造、研磨、切削、熱處理和裝配等制造工藝原因，或者長時間高負荷使用之后葉片損傷等原因，導(dǎo) 致壓氣機葉片之間腔室容積的微小差異引起的。由于各個葉片腔室的容積大小不同和非絕對的 對稱性，將導(dǎo)致各個壓氣機葉輪葉片出口端附近的壓力分布不同，并造成各腔室充氣增壓效率 的差異。如圖 4-35 所示，在增壓器高速轉(zhuǎn)動的每個周期循環(huán)過程中，增壓端的低壓空氣會補償動態(tài)變化的進氣壓力，這必然會導(dǎo)致出口端的空氣壓力波動，從而引起同步的空氣壓力脈動沖 擊激勵。通常，同步脈動噪聲的頻率范圍為 1000 ~ 5000Hz，主要是通過“空氣聲”路徑進行傳播和輻射，比如進氣系統(tǒng)的連接管路、中冷器、增壓器殼體、空濾器壁面結(jié)構(gòu)和進氣口等。

圖 4-35 壓氣機葉輪出口壓力分布與脈動沖擊的示意圖

對于同步脈動噪聲的工程控制方法，主要有三個方面，分別是設(shè)計制造的控制、零部件質(zhì)量的檢測驗收和整車路徑的匹配控制。根據(jù)同步脈動產(chǎn)生的原因分析結(jié)果，同步脈動噪聲與壓 氣機的葉片形狀、葉尖與喉口的間距、葉片輪廓度、葉片布局和加工精度等設(shè)計制造因素密切 相關(guān)，特別是嚴格控制中心孔、葉片高度、葉片厚度和葉間距等尺寸形位參數(shù)的差異，需要對 壓氣機葉輪部件的尺寸精度和形位公差進行全面的測量檢查，如圖 4-36 所示。除此之外，壓氣機葉輪與轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的裝配工藝精度也對同步脈動噪聲有重要影響，比如鎖緊螺栓的安裝力矩 預(yù)載荷可能引起葉輪端面尺寸的變化。

圖 4-36 壓氣機葉片尺寸參數(shù)的制造精度測量分析

如圖 4-37 所示，與鑄造加工工藝相比，如果壓氣機葉輪采用銑削的機械加工方式，是能夠提高葉輪的制造精度，降低葉片之間的尺寸公差的。通常情況下，銑削葉輪渦輪增壓器同步脈 動噪聲也較好一些。

其次，無論是采用任何嚴格的制造質(zhì)量控制，壓氣機葉片之間也不可避免地存在一些差異或缺陷。工程上，通常是通過渦輪增壓器的壓力脈動測試臺架進行零部件下線質(zhì)量檢驗，監(jiān)測 壓氣機出口的壓力波動程度，結(jié)合整車狀態(tài)下的增壓器同步噪聲水平情況，設(shè)定合理的壓力脈 沖值（Pulsation Value，PV）控制指標要求。 

圖 4-37 不同加工制造工藝的壓氣機葉輪

最后，從整車進氣系統(tǒng)的動力匹配方面，工程上常用的同步脈動噪聲控制方案有以下幾項。

1）在壓氣機前端和后端管路上增加寬頻帶的消聲元件。

2）通過增加管壁厚度或者更換為高密度的管路材料，提高與壓氣機連接管路的中高頻消 聲能力，尤其是要提高連接壓氣機出口的高壓管路或者中冷器進管的中高頻隔吸聲性能。

3）降低中冷器壁面結(jié)構(gòu)的中高頻聲輻射效率。

4）提高進氣管路之間搭接部分的密封穩(wěn)健性，防止增壓工況下高壓氣體的管路泄漏。

5）增加波紋連接管的厚度，提高波紋管位置的中高頻隔聲性能等。

4.6.2　同步振動噪聲

同步振動噪聲也被稱為一階動不平衡嘯叫（Unbalance Whistle），主要是因為噪聲產(chǎn)生原因與轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)高速運轉(zhuǎn)過程中的動不平衡激勵和中間軸承體的強迫振動響應(yīng)直接相關(guān)。在通常 情況下，同步振動噪聲的頻率范圍要略微低于同步脈沖噪聲，一般為500 ~ 4500Hz 的頻率區(qū)間， 主要是通過“結(jié)構(gòu)聲”路徑向周邊進行傳播和輻射的。其中，渦輪增壓器本體與隔熱罩、三元 催化器殼體、排氣系統(tǒng)部件和中冷器等都是影響同步振動噪聲輻射效率的關(guān)鍵零部件系統(tǒng)。

典型的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)如圖 4-38 所示，主要由轉(zhuǎn)子軸、壓氣機葉輪、渦輪、徑向浮動軸承、軸向密封環(huán)和軸向推力軸承等關(guān)鍵零部件組成，并通過浮動軸承進行徑向的支承，以 及利用止推環(huán)結(jié)構(gòu)進行軸向竄動的限位。通常，渦輪為低壓鑄造或真空吸鑄的鑄鐵材料，或者是采用注射成型加工的粉末合金，壓氣機葉輪材料為鋁合金。渦輪轉(zhuǎn)子是通過摩擦焊接或者激光電子束焊接工藝與轉(zhuǎn)子軸加工連接為一體，壓氣機葉輪則是通過螺帽鎖緊結(jié)構(gòu)安裝固定在轉(zhuǎn)子軸之上。車載渦輪增壓器的工作轉(zhuǎn)速范圍一般在 300000r/min 以內(nèi)，最高工作溫度也會達到 900℃以上，工作環(huán)境十分的惡劣。因此，渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)是屬于在高溫高速的工作條件下，具有質(zhì)量連續(xù)分布的，具備特定阻尼特性的，內(nèi)置軸承雙懸臂結(jié)構(gòu)的復(fù)雜轉(zhuǎn)子動力學(xué)系統(tǒng)。

圖 4-38 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)示意圖 

首先，渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的動不平衡激勵是一種客觀存在，在汽車工程開發(fā)中是不能被消除的，只能被改善或者控制在一定的限值范圍之內(nèi)。

由于轉(zhuǎn)子軸、渦輪和壓氣機葉輪等轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)關(guān)鍵零部件的材料是不同的，不同金屬材料 之間的物理特性存在顯著的差異，各轉(zhuǎn)子軸零部件的連續(xù)重量分布也是不均勻的。渦輪與壓氣 機葉輪在制造加工過程中，也不可能保證葉片結(jié)構(gòu)的精確對稱性。渦輪增壓器在長期使用之后， 會出現(xiàn)壓氣機葉片的磨損，以及渦輪的不均勻積炭。增壓器總成部件在裝配過程中，累計的安 裝誤差會引起轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的慣性中心主軸略微偏離旋轉(zhuǎn)中心線。軸承浮環(huán)、軸頸和中間體的制 造裝配公差，也會引起浮動軸承的內(nèi)外油膜動力特性系數(shù)變化。渦輪增壓器在高速旋轉(zhuǎn)工作中， 強烈的離心力會引起壓氣機葉輪的鎖緊螺母發(fā)生松動，導(dǎo)致葉輪與轉(zhuǎn)子軸之間裝配間隙出現(xiàn)變 動。由于渦輪轉(zhuǎn)子長期處于高溫高速廢氣沖擊的工作運行狀態(tài)，會導(dǎo)致渦輪轉(zhuǎn)子與渦輪軸之間 摩擦焊接位置的內(nèi)應(yīng)力釋放，引起渦輪部件的熱塑性變形或者轉(zhuǎn)子軸彎曲等問題。如果增壓器 軸承中間體的油路進入雜質(zhì)或者油質(zhì)發(fā)生劣化，會引起浮動軸承的嚴重磨損和軸承間隙的增大， 以及軸承潤滑油在不同工況下油溫或供油壓力的差異，都會引起軸承油膜形態(tài)和動力學(xué)特性參 數(shù)的變化。以上的這些種種原因，都不可避免地導(dǎo)致渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在高速旋轉(zhuǎn)的工作運 行過程中，會始終存在著不確定性的動不平衡激勵力。

因此可以說，同步噪聲是對于高速旋轉(zhuǎn)運動的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，考慮了徑向軸承油膜和軸向密封等的非線性約束邊界特性，以及考慮不同工況的交變熱載荷、不穩(wěn)定氣動載荷和陀 螺效應(yīng)載荷，在不平衡轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動態(tài)擾動下，引起復(fù)雜強迫振動激勵下的噪聲響應(yīng)現(xiàn)象。要 理解它可以參見圖 4-39。

雖然同步振動噪聲與渦輪增壓器零部件本體的生產(chǎn)制造密切相關(guān)，但增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動不平衡運行狀態(tài)是絕對的，所謂的“平衡”只是相對而言的。在增壓器的許用殘余不平衡條件下，持續(xù)穩(wěn)定地保持渦輪增壓器裝車狀態(tài)下良好的NVH 性能，并在成本和生產(chǎn)效率的權(quán)衡博弈之中，得到經(jīng)濟有效的增壓器部件質(zhì)量控制措施和整車動力匹配優(yōu)化方案，這是同步噪聲問題解決與開發(fā)控制的工程思路。

在渦輪增壓器的生產(chǎn)質(zhì)量控制體系中，常用的動平衡方法有三種，分別為工藝平衡法、現(xiàn)場整體平衡法和自動在線平衡法。根據(jù)不同的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)特性，又可分為剛性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)和柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動平衡測試校正方法，而柔性轉(zhuǎn)子的動平衡主要是采用影響系數(shù)法或振型平衡 法。對于柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的高速動平衡技術(shù)，不僅需要盡量消除動不平衡的離心慣性力，減小軸 承的支承動反力，還要盡可能抵消高速運轉(zhuǎn)中的撓性彎曲變形，這是渦輪增壓器制造企業(yè)質(zhì)量 控制的核心關(guān)鍵技術(shù)之一。

一般的，對于葉輪直徑比較大的渦輪增壓器，轉(zhuǎn)子軸頸的尺寸較粗，工作轉(zhuǎn)速也較低，轉(zhuǎn) 子不平衡力引起的轉(zhuǎn)子撓度彎曲變形也很小，通常采用渦輪和壓氣機葉輪的單件動平衡，以及 與轉(zhuǎn)子軸的組合平衡，就能夠保證渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定工作。而對于需要高速運行的車 載渦輪增壓器，總體的結(jié)構(gòu)比較緊湊，葉輪的直徑尺寸較小，轉(zhuǎn)子軸的軸頸也較細，中心孔、 葉輪、轉(zhuǎn)子軸或止推片等部件的微小形位尺寸公差，以及壓氣機鎖緊螺母力矩的輕微變化都會 顯著地影響轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的動不平衡激勵載荷幅值與相位。因此，車載渦輪增壓器的制造廠商大 多數(shù)都采用的是現(xiàn)場整體動平衡技術(shù)。首先，通過轉(zhuǎn)子部件端口或外緣位置的去重方法，對渦 輪轉(zhuǎn)子和壓氣機葉輪進行單件的動平衡校準，降低轉(zhuǎn)子系統(tǒng)總成的整體動平衡修正難度，不再 做組合平衡，而直接與轉(zhuǎn)子軸和中間軸承體組裝為芯體總成，在動平衡試驗機上進行整體總成 級的動平衡檢測校正，以消除單件平衡后可能殘存或者裝配誤差引起的不平衡問題。整體動平 衡方法是根據(jù)增壓器的實際工作工況進行轉(zhuǎn)速、流量或溫度等試驗參數(shù)的設(shè)定，不僅可以節(jié)省 組合平衡工序的時間，還完成增壓器軸承系統(tǒng)的初步磨合，更加能夠保證整車動力匹配開發(fā)過 程的增壓器動平衡精度。自動在線平衡法是在整體動不平衡的基礎(chǔ)上，實現(xiàn)轉(zhuǎn)子動平衡的自動 檢測，借助組合刀具對葉輪轉(zhuǎn)子或者軸端螺母的銑削加工，以及對渦輪轉(zhuǎn)子的磨削加工，無需 拆卸芯體組件，直接進行不平衡的校正，并實時顯示平衡數(shù)據(jù)和振動譜分析結(jié)果，能夠顯著地 提高增壓器的制造質(zhì)量和生產(chǎn)效率。

通常，整體動平衡試驗機需要模擬增壓器的實際運行條件，將待檢測的增壓器芯體總成安 裝固定在特定排氣歧管的渦輪殼工裝之上，渦輪殼與高壓氣流的噴嘴直接相連，芯體總成的壓 氣機端安裝布置測試轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速的傳感器。通過調(diào)節(jié)渦輪端高壓氣流噴嘴的開度，使增壓器芯部 加速地旋轉(zhuǎn)，實時地測量出增壓器芯部跟隨轉(zhuǎn)速變化的振動情況，經(jīng)過振動信號的處理之后， 就能夠表征出增壓器的整體動不平衡性能水平。所以，渦輪增壓器整體動平衡試驗機不僅是檢 測設(shè)備，也是加工設(shè)備，能夠篩查出不符合動平衡工藝要求的增壓器芯部總成，并可以進行多 次的動平衡加工校正，直到增壓器產(chǎn)品滿足許用的殘余動平衡性能指標范圍之后，才能通過質(zhì) 量檢測要求，保證增壓器合格品的下線。

行業(yè)內(nèi)，渦輪增壓器的整體動平衡性能指標有兩種表征方法，第一種是將一階同步振動值 轉(zhuǎn)換為特定工作轉(zhuǎn)速下的重徑積（g·mm），第二種是直接采用在整體動平衡試驗設(shè)備上，測試出的增壓器中間體在不同轉(zhuǎn)速分段區(qū)間內(nèi)振動加速度峰值（G 值）。一般而言，重徑積比較適合于表征單個部件或者剛性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動不平衡量。但是，在渦輪增壓器整體動平衡測量與校 正的過程中，增壓器轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的振動水平不僅與平衡量大小和相位存在直接的關(guān)聯(lián)性，還與 徑向或軸向軸承的油膜特性、柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動態(tài)撓度、工作轉(zhuǎn)速和氣流穩(wěn)定性等狀態(tài)參數(shù)都 有相關(guān)性。因此，渦輪增壓器的轉(zhuǎn)子不平衡量與整體振動水平之間并不是絕對的一一對應(yīng)關(guān)系， 所以將整體振動值轉(zhuǎn)換為重徑積的表征方式，只適用于少量的低速增壓器產(chǎn)品，行業(yè)內(nèi)大多數(shù) 都采用整體振動值表征增壓器總成的平衡量水平。

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圖 4-40 是渦輪增壓器整體動平衡振動加速度測試曲線的示意圖，工程上通常將增壓器轉(zhuǎn)子低速區(qū)域的動平衡限值稱為 G1 值，高速區(qū)域的動平衡限值稱為 G2 值，這兩段轉(zhuǎn)速范圍一般涵蓋了增壓器在整車狀態(tài)的主要工作區(qū)域，而超高轉(zhuǎn)速區(qū)間的 G3 值則主要是檢驗增壓器的極限性能或者評估動平衡測試工裝夾具的性能水平。因此，控制增壓器在分段轉(zhuǎn)速范圍的 G1 值和G2 值，就是增壓器同步振動噪聲的關(guān)鍵質(zhì)量驗收指標。

圖 4-40 渦輪增壓器整體動平衡振動加速度曲線與 G 值分布的示意圖

其中，中低轉(zhuǎn)速范圍的動不平衡振動峰值通常是與剛性轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的圓錐運動模態(tài)或者圓柱平行運動模態(tài)相關(guān)，而在更高轉(zhuǎn)速下的不平衡振動峰值原因，則有可能是測試工裝夾具結(jié)構(gòu)的安裝模態(tài)或者柔性轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)的彎曲模態(tài)，如圖 4-41 所示。對于 G 值的轉(zhuǎn)速分段定義，可以根據(jù)增壓器的實際工作轉(zhuǎn)速范圍，對整體的不平衡振動限值可以進行分段轉(zhuǎn)速的自定義。例如，分別定義各G 值的分段轉(zhuǎn)速范圍，G1 為 0 ~ 10 萬 r/min，G2 為 10 萬 ~ 20 萬 r/min，G3 為 20 萬 ~ 24 萬 r/min 以上。

圖 4-41   渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸系統(tǒng)低階模態(tài)振型和應(yīng)變能分布的示意圖

通常而言，G 值越低，渦輪增壓器的同步振動就越小，整車狀態(tài)下發(fā)生同步振動噪聲的概率也就越低。但是，過低的增壓器不平衡振動限值要求，會導(dǎo)致廢品率的增加，制造成本的增 高，生產(chǎn)效率的降低。因此，如何合理地建立起渦輪增壓器零部件的動平衡質(zhì)量控制指標與整 車狀態(tài)下的同步振動噪聲性能表現(xiàn)之間的對應(yīng)關(guān)系，綜合權(quán)衡地設(shè)定出增壓器動平衡限值標準， 就有重要的工程意義。

此外值得注意的是，增壓器同步振動 G  值的測試條件與車輛實際使用過程中存在明顯的差別，從整車 NVH 性能的高里程性能衰減控制角度出發(fā)，對于許用的同步振動 G 值設(shè)定過程中， 需要同時關(guān)注渦輪增壓器零部件臺架的 G 值劣化情況，發(fā)動機耐久臺架的 G 值變化，以及整車適應(yīng)性或可靠性試驗前 / 后的增壓器同步噪聲水平差異。

雖然增壓器同步振動噪聲問題與增壓器零部件本體的動平衡質(zhì)量控制密切相關(guān)，但根據(jù)同步振動噪聲的“結(jié)構(gòu)聲”路徑傳播特性，整車的動力系統(tǒng) NVH 硬件匹配方面也可以采取一些優(yōu)化改進方案。比如，在渦輪出口與排氣系統(tǒng)熱端之間，增加耐高溫的振動解耦部件，如圖 4-42 所示；在渦輪殼體或者排氣歧管、三元催化器等排氣熱端部件上，采用復(fù)合夾層結(jié)構(gòu)的隔熱罩，降低表面聲輻射效率；隔熱罩的固定安裝結(jié)構(gòu)，采用金屬絲網(wǎng)或多片組合的隔振墊； 排氣系統(tǒng)冷端部分采用柔性波紋管結(jié)構(gòu)，降低同步振動傳遞到排氣消聲器表面殼體；降低中冷 器壁面結(jié)構(gòu)的中高頻聲輻射效率等。

圖 4-42 渦輪增壓器與排氣系統(tǒng)熱端的振動解耦部件

在整車的渦輪增壓器動力標定策略方面，也有一些工程上常用的措施方案消除或改善增壓器的同步振動噪聲問題。比如，對于冷起動過程的增壓器同步嘯叫問題，需要盡量地降低渦輪 增壓器的工作轉(zhuǎn)速和負荷，具體的動力標定優(yōu)化措施有以下幾項：

1）通過優(yōu)化發(fā)動機的點火提前角，改善發(fā)動機的燃燒特性。

2）調(diào)低起燃工況的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩需求。

3）調(diào)節(jié)進氣凸輪軸 VVT 功能，提升進氣效率。

4）提前開啟廢氣旁通閥或進氣旁通閥。

5）提高增壓器的機油壓力，提升機油溫升的速度。

4.6.3　同步脈沖噪聲與同步振動噪聲的識別

根據(jù)同步脈沖噪聲和同步振動噪聲產(chǎn)生機理與傳遞方式的差異，在整車狀態(tài)和發(fā)動機 NVH 臺架上都可以通過振動噪聲測試分析或者零部件替換的方法，對這兩種類型同步噪聲進行聲源 識別和貢獻度分析。具體來說，通常是在車內(nèi)乘員艙和渦輪增壓器近場附近布置傳聲器，在軸 承中間體或者安裝螺栓上布置振動加速度傳感器，在壓氣機連接管路內(nèi)安裝空氣壓力傳感器， 或者在壓氣機出口管路的表面布置加速度振動傳感器，并且同步測量發(fā)動機或者渦輪增壓器的 轉(zhuǎn)動速度。

如果壓氣機出口或進口管路的壓力脈動階次特征，或者壓氣機出管表面的振動階次特征， 與渦輪增壓器近場和車內(nèi)的噪聲特征相吻合，那么就可以初步判斷為同步脈沖噪聲。同樣的， 如果軸承中間體的振動加速度時頻特征接近于增壓器噪聲的階次特征，也就可以初步辨別為同 步振動噪聲。然后，再在整車或者發(fā)動機臺架上，安排更換不同 NVH 性能水平的增壓器零部件，在實際運行工況下，進行同步噪聲的主觀評價與測試驗證，基本上就可以較準確的辨識出 同步脈沖噪聲和不同振動噪聲的貢獻度。

本書內(nèi)容簡介：本書重點針對發(fā)動機NVH性能開發(fā)過程中的重點機構(gòu)和零部件系統(tǒng)分別進行了闡述，共分成8章：第1章為發(fā)動機振動激勵的基本原理和理論基礎(chǔ)部分，主要介紹了單缸和多缸發(fā)動機的振動激勵分析機理。第2章則詳細地闡述了發(fā)動機平衡性設(shè)計開發(fā)的概念方法和常見的衍生NVH問題。第3章從發(fā)動機噪聲的分類、發(fā)動機噪聲的測試評價及各種類型噪聲的識別分析技術(shù)等，并提供了較全面的問題分析排查方法和工程解決措施方案。第4章詳盡地闡述了各種類型的增壓器噪聲問題。第5章介紹了進氣系統(tǒng)的NVH性能集成開發(fā)流程、常見的進氣系統(tǒng)噪聲問題、進氣系統(tǒng)關(guān)鍵零部件的聲學(xué)特性分析和進氣系統(tǒng)的聲增強技術(shù)。第6章介紹了排氣系統(tǒng)NVH性能集成開發(fā)的要素、不同消聲器類型的聲學(xué)特性分析和排氣系統(tǒng)的常見噪聲問題。第7章介紹了發(fā)動機燃油系統(tǒng)的噪聲問題。第8章介紹了常見的發(fā)動機NVH性能開發(fā)典型案例。

《汽車發(fā)動機NVH性能開發(fā)與工程實踐》目錄

第1章　發(fā)動機的振動激勵分析1

1.1　發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的簡介1

1.2　中心式曲柄連桿機構(gòu)的運動學(xué)分析4

1.3　偏心式曲柄連桿機構(gòu)的運動學(xué)分析8

1.4　單缸發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的質(zhì)量換算9

1.4.1　活塞組的等效質(zhì)量換算9

1.4.2　曲軸組的等效質(zhì)量換算10

1.4.3　連桿組的等效質(zhì)量換算11

1.4.4　曲柄連桿機構(gòu)的兩質(zhì)點力系簡化模型12

1.5　單缸發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的動力學(xué)分析13

1.5.1　缸內(nèi)氣體作用力13

1.5.2　往復(fù)慣性力14

1.5.3　離心慣性力15

1.6　單缸發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的力傳遞分解和受力分析15

1.6.1　活塞銷中心的作用力和力傳遞分解15

1.6.2　曲柄銷中心的力傳遞分解和受力分析16

1.6.3　曲軸主軸頸的力傳遞分解和輸出轉(zhuǎn)矩16

1.6.4　曲柄連桿機構(gòu)的氣動轉(zhuǎn)矩和慣性轉(zhuǎn)矩17

1.6.5　曲柄連桿機構(gòu)的傾覆力矩分析18

1.6.6　曲軸主軸頸的反作用力分析18

1.6.7　單缸發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的激勵載荷分析19

1.7　多缸發(fā)動機的振動激勵分析20

1.7.1　多缸發(fā)動機的氣缸序號和曲柄圖20

1.7.2　多缸發(fā)動機的曲柄排列和發(fā)火順序21

1.7.3　多缸發(fā)動機激勵源的合成分析22

第2章　發(fā)動機的平衡性設(shè)計分析25

2.1　發(fā)動機平衡的基本概念26

2.2　單缸發(fā)動機的平衡性分析26

2.2.1　離心慣性力的平衡分析27

2.2.2　往復(fù)慣性力的平衡分析28

2.3　直列式多缸發(fā)動機的平衡性方法33

2.3.1　多缸發(fā)動機旋轉(zhuǎn)離心慣性力和力矩的平衡方法33

2.3.2　多缸發(fā)動機往復(fù)慣性力和力矩的平衡方法35

2.4　直列式四沖程4缸發(fā)動機的平衡機構(gòu)設(shè)計36

2.5　直列式四沖程3缸發(fā)動機的平衡機構(gòu)設(shè)計38

2.5.1　3缸發(fā)動機激勵源分析和平衡方案39

2.5.2　3缸發(fā)動機混合動力平臺開發(fā)的平衡方案41

2.5.3　3缸發(fā)動機平衡軸機構(gòu)的NVH性能測試對比41

2.6　平衡軸機構(gòu)設(shè)計的基本要求43

2.7　平衡軸齒輪傳動系統(tǒng)的常見噪聲問題44

2.7.1　平衡軸齒輪傳動NVH問題的案例44

2.7.2　平衡軸齒輪傳動系統(tǒng)NVH性能的控制47

2.7.3　橡膠減振齒輪在平衡軸機構(gòu)中的應(yīng)用50

2.7.4　剪刀齒輪在平衡軸機構(gòu)中的應(yīng)用51

2.7.5　非金屬齒輪在平衡軸機構(gòu)中的應(yīng)用52

2.8　仿真分析技術(shù)在發(fā)動機平衡開發(fā)中的應(yīng)用53

2.9　多缸發(fā)動機的內(nèi)部平衡分析53

第3章　發(fā)動機的噪聲分析控制55

3.1　發(fā)動機噪聲的分類55

3.2　發(fā)動機輻射噪聲的測試評價58

3.2.1　基于整車狀態(tài)的發(fā)動機振動噪聲測試評價58

3.2.2　基于發(fā)動機NVH臺架消聲室的發(fā)動機輻射噪聲測試評價59

3.3　發(fā)動機的燃燒噪聲62

3.3.1　燃燒噪聲的分類63

3.3.2　基于缸內(nèi)壓力頻譜特征的燃燒噪聲分析64

3.3.3　燃燒噪聲的振動噪聲傳遞特征分析67

3.3.4　燃燒噪聲開發(fā)的控制69

3.4　增壓直噴汽油機爆燃噪聲的診斷控制71

3.4.1　普通爆燃與超級爆燃72

3.4.2　整車狀態(tài)的超級爆燃排查診斷73

3.4.3　超級爆燃的影響因素與控制措施74

3.5　發(fā)動機的機械噪聲簡述75

3.6　活塞敲擊噪聲的分析控制76

3.6.1　常見的活塞敲擊現(xiàn)象78

3.6.2　活塞敲擊噪聲的類型78

3.6.3　活塞敲缸的機理分析79

3.6.4　改善活塞敲缸問題的措施方案80

3.6.5　活塞銷敲擊的機理分析82

3.6.6　常見的活塞銷敲擊現(xiàn)象83

3.6.7　改善活塞銷敲擊問題的措施方案83

3.7　配氣機構(gòu)噪聲的分析控制84

3.7.1　配氣機構(gòu)氣門驅(qū)動方式的類型85

3.7.2　配氣機構(gòu)的常見噪聲問題87

3.7.3　改善配氣機構(gòu)噪聲問題的措施方案89

3.8　正時鏈傳動噪聲的分析控制96

3.8.1　正時鏈傳動與正時同步帶傳動的性能比較97

3.8.2　正時鏈傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成99

3.8.3　 正時鏈傳動的不均勻性分析（多邊形效應(yīng)）102

3.8.4　正時鏈傳動系統(tǒng)的常見噪聲問題104

3.8.5　改善正時鏈傳動系統(tǒng)噪聲問題的措施方案107

3.9　正時同步帶傳動噪聲的分析控制112

3.9.1　正時同步帶傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成112

3.9.2　正時同步帶的振動特性分析116

3.9.3　正時同步帶傳動系統(tǒng)的常見噪聲問題118

3.9.4　改善正時同步帶傳動系統(tǒng)噪聲問題的措施方案122

3.10　發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)噪聲的分析控制125

3.10.1　發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成126

3.10.2　發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)的振動特性分析131

3.10.3　多楔帶傳動的彈性滑動與打滑132

3.10.4　發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)的常見噪聲問題134

3.10.5　改善發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)噪聲問題的措施方案140

3.11　發(fā)動機噪聲的識別分析技術(shù)143

3.11.1　發(fā)動機噪聲識別方法的分類144

3.11.2　傳統(tǒng)的發(fā)動機噪聲識別方法145

3.11.3　基于信號處理技術(shù)的發(fā)動機噪聲識別方法150

3.11.4　基于聲學(xué)傳感器陣列的發(fā)動機噪聲識別方法156

3.11.5　基于智能網(wǎng)聯(lián)技術(shù)的發(fā)動機噪聲識別方法159

第4章　廢氣渦輪增壓器系統(tǒng)的噪聲分析控制161

4.1　廢氣渦輪增壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成165

4.1.1　廢氣渦輪系統(tǒng)165

4.1.2　壓氣機系統(tǒng)167

4.1.3　中間軸承系統(tǒng)168

4.1.4　廢氣旁通閥系統(tǒng)169

4.1.5　進氣旁通閥系統(tǒng)169

4.1.6　中冷器170

4.2　廢氣渦輪增壓噪聲的分類171

4.3　喘振172

4.3.1　喘振的常見工況172

4.3.2　喘振的類型173

4.3.3　喘振的機理174

4.3.4　喘振的識別方法175

4.3.5　改善喘振問題的措施方案175

4.4　輕度喘振噪聲177

4.5　泄氣聲180

4.6　同步噪聲183

4.6.1　同步脈沖噪聲185

4.6.2　同步振動噪聲186

4.6.3　同步脈沖噪聲與同步振動噪聲的識別190

4.7　次同步噪聲191

4.7.1　軸承類型與油膜穩(wěn)定性191

4.7.2　次同步噪聲與油膜渦動193

4.7.3　徑向軸承浮環(huán)類型與油膜渦動195

4.7.4　改善次同步噪聲問題的措施方案196

4.8　次同步純音197

4.9　超同步脈沖噪聲198

4.10　高階諧次噪聲199

4.11　葉片通過頻率噪聲201

4.12　葉尖間隙氣動噪聲203

4.13　電鋸噪聲205

4.14　執(zhí)行器異響207

4.14.1　廢氣旁通閥執(zhí)行器的異響問題207

4.14.2　進氣旁通閥執(zhí)行器的異響問題208

第5章　進氣系統(tǒng)NVH開發(fā)與工程實踐210

5.1　基于整車的進氣系統(tǒng)NVH性能集成開發(fā)流程211

5.2　進氣系統(tǒng)的常見噪聲問題213

5.2.1　進氣系統(tǒng)的周期性壓力脈動噪聲213

5.2.2　進氣系統(tǒng)的湍流噪聲213

5.2.3　進氣系統(tǒng)的氣柱共振噪聲214

5.2.4　進氣系統(tǒng)的赫姆霍茲共振噪聲214

5.3　進氣系統(tǒng)NVH零部件的聲學(xué)特性分析214

5.3.1　空濾器的聲學(xué)特性設(shè)計 215

5.3.2　低頻諧振腔的聲學(xué)特性分析220

5.3.3　1/4波長管的聲學(xué)特性分析221

5.3.4　1/2波長管的聲學(xué)特性分析223

5.3.5　高頻諧振腔的聲學(xué)特性分析223

5.3.6　編織管的聲學(xué)特性分析226

5.4　進氣系統(tǒng)的聲增強技術(shù)227

5.4.1　進氣系統(tǒng)的聲傳導(dǎo)增強裝置228

5.4.2　進氣系統(tǒng)的電子模擬聲裝置230

第6章　排氣系統(tǒng)NVH開發(fā)與工程實踐231

6.1　排氣系統(tǒng)NVH開發(fā)概述231

6.1.1　排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成231

6.1.2　排氣系統(tǒng)的主要功能和設(shè)計要點232

6.1.3　基于整車的排氣系統(tǒng)NVH性能集成開發(fā)流程介紹233

6.2　排氣系統(tǒng)消聲器的聲學(xué)特性分析237

6.2.1　排氣系統(tǒng)的阻性消聲器238

6.2.2　排氣系統(tǒng)的抗性消聲器239

6.2.3　排氣系統(tǒng)的復(fù)合阻抗式消聲器241

6.2.4　排氣系統(tǒng)的擴散式消聲器242

6.3　排氣系統(tǒng)的常見噪聲問題243

6.3.1　排氣系統(tǒng)的周期性壓力脈動噪聲244

6.3.2　排氣系統(tǒng)的管路駐波噪聲244

6.3.3　排氣系統(tǒng)的赫姆霍茲共振噪聲245

6.3.4　排氣系統(tǒng)的孔腔流激振蕩噪聲245

6.3.5　排氣系統(tǒng)的沖擊波噪聲247

6.3.6　排氣系統(tǒng)的氣流噪聲249

6.3.7　排氣系統(tǒng)的異響251

6.4　排氣系統(tǒng)的雙模式控制技術(shù)252

6.4.1　雙模式排氣系統(tǒng)的閥門裝置和驅(qū)動方式252

6.4.2　雙模式排氣系統(tǒng)的匹配開發(fā)要點253

第7章　燃油系統(tǒng)噪聲的分析控制255

7.1　發(fā)動機燃油系統(tǒng)噪聲控制的概述255

7.1.1　發(fā)動機燃油系統(tǒng)的組成255

7.1.2　發(fā)動機燃油系統(tǒng)的功能作用255

7.1.3　怠速工況的發(fā)動機高壓燃油噴射系統(tǒng)噪聲分析256

7.2　噴油器噪聲的分析控制257

7.2.1　噴油器的工作原理257

7.2.2　噴油器噪聲問題的現(xiàn)象機理258

7.2.3　改善噴油器噪聲問題的措施方案259

7.3　高壓油泵噪聲的分析控制261

7.3.1　高壓油泵的工作原理261

7.3.2　高壓油泵噪聲問題的現(xiàn)象機理262

7.3.3　改善高壓油泵噪聲問題的措施方案262

7.4　炭罐電磁閥噪聲的分析控制264

7.4.1　炭罐電磁閥的工作原理264

7.4.2　炭罐電磁閥噪聲問題的現(xiàn)象機理266

7.4.3　改善炭罐電磁閥噪聲問題的措施方案266

第8章　發(fā)動機NVH性能開發(fā)案例269

8.1　混合動力總成系統(tǒng)的發(fā)動機加速粗糙聲269

8.1.1　問題現(xiàn)象269

8.1.2　解決思路270

8.1.3　措施方案271

8.2　前端附件輪系傳動帶的橫向振動噪聲異響271

8.2.1　問題現(xiàn)象271

8.2.2　問題測試和排查分析272

8.2.3　曲軸轉(zhuǎn)動激勵的測試對比273

8.2.4　整車靜置狀態(tài)的附件傳動帶頻響特征測試274

8.2.5　措施方案275

8.3　BSG混合動力發(fā)動機的前端輪系傳動帶縱向振動控制與壓縮機嘯叫275

8.3.1　問題現(xiàn)象275

8.3.2　問題測試和排查分析276

8.3.3　潛在的機理分析278

8.3.4　解決思路280

8.3.5　措施方案281

8.4　急加速過程的節(jié)氣門嘯叫281

8.4.1　問題現(xiàn)象281

8.4.2　問題測試和排查分析282

8.4.3　潛在的機理分析283

8.4.4　措施方案284

8.5　不銹鋼排氣歧管的流致噪聲問題分析控制285

8.5.1　問題現(xiàn)象285

8.5.2　問題測試和排查分析285

8.5.3　潛在的機理分析287

8.5.4　排氣歧管的流致噪聲CFD仿真分析優(yōu)化287

8.5.5　措施方案288

8.6　怠速關(guān)空調(diào)工況燃油管路壓力脈動引起的車內(nèi)噪聲289

8.6.1　問題現(xiàn)象289

8.6.2　排查分析289

8.6.3　潛在的機理分析290

8.6.4　解決思路291

8.6.5　措施方案292

8.7　發(fā)動機凸輪軸直驅(qū)的旋片式機械真空泵噪聲問題分析優(yōu)化293

8.7.1　問題背景293

8.7.2　問題測試和排查分析293

8.7.3　機械真空泵脈動噪聲的傳遞路徑分析296

8.7.4　解決思路297

8.7.5　措施方案297

參考文獻299

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作者簡介

張軍，工學(xué)博士，畢業(yè)于上海交通大學(xué)機械設(shè)計與理論專業(yè)，正高級工程師，始終堅守在振動噪聲領(lǐng)域研究和車型產(chǎn)品NVH性能開發(fā)工作的第一線，擅長快速解決NVH領(lǐng)域的“疑難雜癥”，積極開展汽車NVH技術(shù)的基礎(chǔ)理論研究和流程體系建設(shè)，探索汽車NVH技術(shù)與智能網(wǎng)聯(lián)技術(shù)的融合實踐，積極推動中國自主品牌汽車企業(yè)的NVH開發(fā)核心技術(shù)發(fā)展與NVH專業(yè)技術(shù)人才培養(yǎng)，已發(fā)表學(xué)術(shù)論文140多篇申請專利40多項，兼任多所高校的研究生指導(dǎo)老師，兼任國內(nèi)外多個學(xué)術(shù)期刊的審稿人，現(xiàn)為賽力斯汽車有限公司資深NVH專家。

本書由機械工業(yè)出版社出版，本文經(jīng)出版方授權(quán)發(fā)布。