注：本文节选自《汽车发动机NVH性能开发与工程实践》，由机械工业出版社出版
本书从汽车NVH性能开发工程师的角度出发，努力将基础理论、产品设计、工程经验和措施方案等方面紧密地融合在一起，可以供汽车NVH性能开发工程师、发动机性能集成开发工程师、汽车动力系统设计开发工程师、高等院校振动噪声方向在校学生和科研人员等的阅读参考。
4.6.1 同步脉冲噪声
同步脉冲噪声（Synchronous Pulsation Whistle），也称为同步脉动噪声，主要是由于铸造、研磨、切削、热处理和装配等制造工艺原因，或者长时间高负荷使用之后叶片损伤等原因，导 致压气机叶片之间腔室容积的微小差异引起的。由于各个叶片腔室的容积大小不同和非绝对的 对称性，将导致各个压气机叶轮叶片出口端附近的压力分布不同，并造成各腔室充气增压效率 的差异。如图 4-35 所示，在增压器高速转动的每个周期循环过程中，增压端的低压空气会补偿动态变化的进气压力，这必然会导致出口端的空气压力波动，从而引起同步的空气压力脉动冲 击激励。通常，同步脉动噪声的频率范围为 1000 ~ 5000Hz，主要是通过“空气声”路径进行传播和辐射，比如进气系统的连接管路、中冷器、增压器壳体、空滤器壁面结构和进气口等。
图 4-35 压气机叶轮出口压力分布与脉动冲击的示意图
对于同步脉动噪声的工程控制方法，主要有三个方面，分别是设计制造的控制、零部件质量的检测验收和整车路径的匹配控制。根据同步脉动产生的原因分析结果，同步脉动噪声与压 气机的叶片形状、叶尖与喉口的间距、叶片轮廓度、叶片布局和加工精度等设计制造因素密切 相关，特别是严格控制中心孔、叶片高度、叶片厚度和叶间距等尺寸形位参数的差异，需要对 压气机叶轮部件的尺寸精度和形位公差进行全面的测量检查，如图 4-36 所示。除此之外，压气机叶轮与转子轴系统的装配工艺精度也对同步脉动噪声有重要影响，比如锁紧螺栓的安装力矩 预载荷可能引起叶轮端面尺寸的变化。
图 4-36 压气机叶片尺寸参数的制造精度测量分析
如图 4-37 所示，与铸造加工工艺相比，如果压气机叶轮采用铣削的机械加工方式，是能够提高叶轮的制造精度，降低叶片之间的尺寸公差的。通常情况下，铣削叶轮涡轮增压器同步脉 动噪声也较好一些。
其次，无论是采用任何严格的制造质量控制，压气机叶片之间也不可避免地存在一些差异或缺陷。工程上，通常是通过涡轮增压器的压力脉动测试台架进行零部件下线质量检验，监测 压气机出口的压力波动程度，结合整车状态下的增压器同步噪声水平情况，设定合理的压力脉 冲值（Pulsation Value，PV）控制指标要求。
图 4-37 不同加工制造工艺的压气机叶轮
最后，从整车进气系统的动力匹配方面，工程上常用的同步脉动噪声控制方案有以下几项。
1）在压气机前端和后端管路上增加宽频带的消声元件。
2）通过增加管壁厚度或者更换为高密度的管路材料，提高与压气机连接管路的中高频消 声能力，尤其是要提高连接压气机出口的高压管路或者中冷器进管的中高频隔吸声性能。
3）降低中冷器壁面结构的中高频声辐射效率。
4）提高进气管路之间搭接部分的密封稳健性，防止增压工况下高压气体的管路泄漏。
5）增加波纹连接管的厚度，提高波纹管位置的中高频隔声性能等。
4.6.2 同步振动噪声
同步振动噪声也被称为一阶动不平衡啸叫（Unbalance Whistle），主要是因为噪声产生原因与转子轴系统高速运转过程中的动不平衡激励和中间轴承体的强迫振动响应直接相关。在通常 情况下，同步振动噪声的频率范围要略微低于同步脉冲噪声，一般为500 ~ 4500Hz 的频率区间， 主要是通过“结构声”路径向周边进行传播和辐射的。其中，涡轮增压器本体与隔热罩、三元 催化器壳体、排气系统部件和中冷器等都是影响同步振动噪声辐射效率的关键零部件系统。
典型的涡轮增压器转子轴系统如图 4-38 所示，主要由转子轴、压气机叶轮、涡轮、径向浮动轴承、轴向密封环和轴向推力轴承等关键零部件组成，并通过浮动轴承进行径向的支承，以 及利用止推环结构进行轴向窜动的限位。通常，涡轮为低压铸造或真空吸铸的铸铁材料，或者是采用注射成型加工的粉末合金，压气机叶轮材料为铝合金。涡轮转子是通过摩擦焊接或者激光电子束焊接工艺与转子轴加工连接为一体，压气机叶轮则是通过螺帽锁紧结构安装固定在转子轴之上。车载涡轮增压器的工作转速范围一般在 300000r/min 以内，最高工作温度也会达到 900℃以上，工作环境十分的恶劣。因此，涡轮增压器转子轴系统是属于在高温高速的工作条件下，具有质量连续分布的，具备特定阻尼特性的，内置轴承双悬臂结构的复杂转子动力学系统。
图 4-38 涡轮增压器转子轴系统的结构示意图
首先，涡轮增压器转子轴系统的动不平衡激励是一种客观存在，在汽车工程开发中是不能被消除的，只能被改善或者控制在一定的限值范围之内。
由于转子轴、涡轮和压气机叶轮等转子轴系统关键零部件的材料是不同的，不同金属材料 之间的物理特性存在显著的差异，各转子轴零部件的连续重量分布也是不均匀的。涡轮与压气 机叶轮在制造加工过程中，也不可能保证叶片结构的精确对称性。涡轮增压器在长期使用之后， 会出现压气机叶片的磨损，以及涡轮的不均匀积炭。增压器总成部件在装配过程中，累计的安 装误差会引起转子轴系统的惯性中心主轴略微偏离旋转中心线。轴承浮环、轴颈和中间体的制 造装配公差，也会引起浮动轴承的内外油膜动力特性系数变化。涡轮增压器在高速旋转工作中， 强烈的离心力会引起压气机叶轮的锁紧螺母发生松动，导致叶轮与转子轴之间装配间隙出现变 动。由于涡轮转子长期处于高温高速废气冲击的工作运行状态，会导致涡轮转子与涡轮轴之间 摩擦焊接位置的内应力释放，引起涡轮部件的热塑性变形或者转子轴弯曲等问题。如果增压器 轴承中间体的油路进入杂质或者油质发生劣化，会引起浮动轴承的严重磨损和轴承间隙的增大， 以及轴承润滑油在不同工况下油温或供油压力的差异，都会引起轴承油膜形态和动力学特性参 数的变化。以上的这些种种原因，都不可避免地导致涡轮增压器转子系统在高速旋转的工作运 行过程中，会始终存在着不确定性的动不平衡激励力。
因此可以说，同步噪声是对于高速旋转运动的涡轮增压器转子系统，考虑了径向轴承油膜和轴向密封等的非线性约束边界特性，以及考虑不同工况的交变热载荷、不稳定气动载荷和陀 螺效应载荷，在不平衡转子系统的动态扰动下，引起复杂强迫振动激励下的噪声响应现象。要 理解它可以参见图 4-39。
虽然同步振动噪声与涡轮增压器零部件本体的生产制造密切相关，但增压器转子系统的动不平衡运行状态是绝对的，所谓的“平衡”只是相对而言的。在增压器的许用残余不平衡条件下，持续稳定地保持涡轮增压器装车状态下良好的NVH 性能，并在成本和生产效率的权衡博弈之中，得到经济有效的增压器部件质量控制措施和整车动力匹配优化方案，这是同步噪声问题解决与开发控制的工程思路。
在涡轮增压器的生产质量控制体系中，常用的动平衡方法有三种，分别为工艺平衡法、现场整体平衡法和自动在线平衡法。根据不同的转子系统动力学特性，又可分为刚性转子系统和柔性转子系统的动平衡测试校正方法，而柔性转子的动平衡主要是采用影响系数法或振型平衡 法。对于柔性转子系统的高速动平衡技术，不仅需要尽量消除动不平衡的离心惯性力，减小轴 承的支承动反力，还要尽可能抵消高速运转中的挠性弯曲变形，这是涡轮增压器制造企业质量 控制的核心关键技术之一。
一般的，对于叶轮直径比较大的涡轮增压器，转子轴颈的尺寸较粗，工作转速也较低，转 子不平衡力引起的转子挠度弯曲变形也很小，通常采用涡轮和压气机叶轮的单件动平衡，以及 与转子轴的组合平衡，就能够保证涡轮增压器转子系统的稳定工作。而对于需要高速运行的车 载涡轮增压器，总体的结构比较紧凑，叶轮的直径尺寸较小，转子轴的轴颈也较细，中心孔、 叶轮、转子轴或止推片等部件的微小形位尺寸公差，以及压气机锁紧螺母力矩的轻微变化都会 显著地影响转子轴系统的动不平衡激励载荷幅值与相位。因此，车载涡轮增压器的制造厂商大 多数都采用的是现场整体动平衡技术。首先，通过转子部件端口或外缘位置的去重方法，对涡 轮转子和压气机叶轮进行单件的动平衡校准，降低转子系统总成的整体动平衡修正难度，不再 做组合平衡，而直接与转子轴和中间轴承体组装为芯体总成，在动平衡试验机上进行整体总成 级的动平衡检测校正，以消除单件平衡后可能残存或者装配误差引起的不平衡问题。整体动平 衡方法是根据增压器的实际工作工况进行转速、流量或温度等试验参数的设定，不仅可以节省 组合平衡工序的时间，还完成增压器轴承系统的初步磨合，更加能够保证整车动力匹配开发过 程的增压器动平衡精度。自动在线平衡法是在整体动不平衡的基础上，实现转子动平衡的自动 检测，借助组合刀具对叶轮转子或者轴端螺母的铣削加工，以及对涡轮转子的磨削加工，无需 拆卸芯体组件，直接进行不平衡的校正，并实时显示平衡数据和振动谱分析结果，能够显著地 提高增压器的制造质量和生产效率。
通常，整体动平衡试验机需要模拟增压器的实际运行条件，将待检测的增压器芯体总成安 装固定在特定排气歧管的涡轮壳工装之上，涡轮壳与高压气流的喷嘴直接相连，芯体总成的压 气机端安装布置测试转轴转速的传感器。通过调节涡轮端高压气流喷嘴的开度，使增压器芯部 加速地旋转，实时地测量出增压器芯部跟随转速变化的振动情况，经过振动信号的处理之后， 就能够表征出增压器的整体动不平衡性能水平。所以，涡轮增压器整体动平衡试验机不仅是检 测设备，也是加工设备，能够筛查出不符合动平衡工艺要求的增压器芯部总成，并可以进行多 次的动平衡加工校正，直到增压器产品满足许用的残余动平衡性能指标范围之后，才能通过质 量检测要求，保证增压器合格品的下线。
行业内，涡轮增压器的整体动平衡性能指标有两种表征方法，第一种是将一阶同步振动值 转换为特定工作转速下的重径积（g·mm），第二种是直接采用在整体动平衡试验设备上，测试出的增压器中间体在不同转速分段区间内振动加速度峰值（G 值）。一般而言，重径积比较适合于表征单个部件或者刚性转子系统的动不平衡量。但是，在涡轮增压器整体动平衡测量与校 正的过程中，增压器转子轴系统的振动水平不仅与平衡量大小和相位存在直接的关联性，还与 径向或轴向轴承的油膜特性、柔性转子系统的动态挠度、工作转速和气流稳定性等状态参数都 有相关性。因此，涡轮增压器的转子不平衡量与整体振动水平之间并不是绝对的一一对应关系， 所以将整体振动值转换为重径积的表征方式，只适用于少量的低速增压器产品，行业内大多数 都采用整体振动值表征增压器总成的平衡量水平。
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图 4-40 是涡轮增压器整体动平衡振动加速度测试曲线的示意图，工程上通常将增压器转子低速区域的动平衡限值称为 G1 值，高速区域的动平衡限值称为 G2 值，这两段转速范围一般涵盖了增压器在整车状态的主要工作区域，而超高转速区间的 G3 值则主要是检验增压器的极限性能或者评估动平衡测试工装夹具的性能水平。因此，控制增压器在分段转速范围的 G1 值和G2 值，就是增压器同步振动噪声的关键质量验收指标。
图 4-40 涡轮增压器整体动平衡振动加速度曲线与 G 值分布的示意图
其中，中低转速范围的动不平衡振动峰值通常是与刚性转子轴系统的圆锥运动模态或者圆柱平行运动模态相关，而在更高转速下的不平衡振动峰值原因，则有可能是测试工装夹具结构的安装模态或者柔性转子轴系统的弯曲模态，如图 4-41 所示。对于 G 值的转速分段定义，可以根据增压器的实际工作转速范围，对整体的不平衡振动限值可以进行分段转速的自定义。例如，分别定义各G 值的分段转速范围，G1 为 0 ~ 10 万 r/min，G2 为 10 万 ~ 20 万 r/min，G3 为 20 万 ~ 24 万 r/min 以上。
图 4-41 涡轮增压器转子轴系统低阶模态振型和应变能分布的示意图
通常而言，G 值越低，涡轮增压器的同步振动就越小，整车状态下发生同步振动噪声的概率也就越低。但是，过低的增压器不平衡振动限值要求，会导致废品率的增加，制造成本的增 高，生产效率的降低。因此，如何合理地建立起涡轮增压器零部件的动平衡质量控制指标与整 车状态下的同步振动噪声性能表现之间的对应关系，综合权衡地设定出增压器动平衡限值标准， 就有重要的工程意义。
此外值得注意的是，增压器同步振动 G 值的测试条件与车辆实际使用过程中存在明显的差别，从整车 NVH 性能的高里程性能衰减控制角度出发，对于许用的同步振动 G 值设定过程中， 需要同时关注涡轮增压器零部件台架的 G 值劣化情况，发动机耐久台架的 G 值变化，以及整车适应性或可靠性试验前 / 后的增压器同步噪声水平差异。
虽然增压器同步振动噪声问题与增压器零部件本体的动平衡质量控制密切相关，但根据同步振动噪声的“结构声”路径传播特性，整车的动力系统 NVH 硬件匹配方面也可以采取一些优化改进方案。比如，在涡轮出口与排气系统热端之间，增加耐高温的振动解耦部件，如图 4-42 所示；在涡轮壳体或者排气歧管、三元催化器等排气热端部件上，采用复合夹层结构的隔热罩，降低表面声辐射效率；隔热罩的固定安装结构，采用金属丝网或多片组合的隔振垫； 排气系统冷端部分采用柔性波纹管结构，降低同步振动传递到排气消声器表面壳体；降低中冷 器壁面结构的中高频声辐射效率等。
图 4-42 涡轮增压器与排气系统热端的振动解耦部件
在整车的涡轮增压器动力标定策略方面，也有一些工程上常用的措施方案消除或改善增压器的同步振动噪声问题。比如，对于冷起动过程的增压器同步啸叫问题，需要尽量地降低涡轮 增压器的工作转速和负荷，具体的动力标定优化措施有以下几项：
1）通过优化发动机的点火提前角，改善发动机的燃烧特性。
2）调低起燃工况的发动机转矩需求。
3）调节进气凸轮轴 VVT 功能，提升进气效率。
4）提前开启废气旁通阀或进气旁通阀。
5）提高增压器的机油压力，提升机油温升的速度。
4.6.3 同步脉冲噪声与同步振动噪声的识别
根据同步脉冲噪声和同步振动噪声产生机理与传递方式的差异，在整车状态和发动机 NVH 台架上都可以通过振动噪声测试分析或者零部件替换的方法，对这两种类型同步噪声进行声源 识别和贡献度分析。具体来说，通常是在车内乘员舱和涡轮增压器近场附近布置传声器，在轴 承中间体或者安装螺栓上布置振动加速度传感器，在压气机连接管路内安装空气压力传感器， 或者在压气机出口管路的表面布置加速度振动传感器，并且同步测量发动机或者涡轮增压器的 转动速度。
如果压气机出口或进口管路的压力脉动阶次特征，或者压气机出管表面的振动阶次特征， 与涡轮增压器近场和车内的噪声特征相吻合，那么就可以初步判断为同步脉冲噪声。同样的， 如果轴承中间体的振动加速度时频特征接近于增压器噪声的阶次特征，也就可以初步辨别为同 步振动噪声。然后，再在整车或者发动机台架上，安排更换不同 NVH 性能水平的增压器零部件，在实际运行工况下，进行同步噪声的主观评价与测试验证，基本上就可以较准确的辨识出 同步脉冲噪声和不同振动噪声的贡献度。
本书内容简介：本书重点针对发动机NVH性能开发过程中的重点机构和零部件系统分别进行了阐述，共分成8章：第1章为发动机振动激励的基本原理和理论基础部分，主要介绍了单缸和多缸发动机的振动激励分析机理。第2章则详细地阐述了发动机平衡性设计开发的概念方法和常见的衍生NVH问题。第3章从发动机噪声的分类、发动机噪声的测试评价及各种类型噪声的识别分析技术等，并提供了较全面的问题分析排查方法和工程解决措施方案。第4章详尽地阐述了各种类型的增压器噪声问题。第5章介绍了进气系统的NVH性能集成开发流程、常见的进气系统噪声问题、进气系统关键零部件的声学特性分析和进气系统的声增强技术。第6章介绍了排气系统NVH性能集成开发的要素、不同消声器类型的声学特性分析和排气系统的常见噪声问题。第7章介绍了发动机燃油系统的噪声问题。第8章介绍了常见的发动机NVH性能开发典型案例。
《汽车发动机NVH性能开发与工程实践》目录
第1章 发动机的振动激励分析1
1.1 发动机曲柄连杆机构的简介1
1.2 中心式曲柄连杆机构的运动学分析4
1.3 偏心式曲柄连杆机构的运动学分析8
1.4 单缸发动机曲柄连杆机构的质量换算9
1.4.1 活塞组的等效质量换算9
1.4.2 曲轴组的等效质量换算10
1.4.3 连杆组的等效质量换算11
1.4.4 曲柄连杆机构的两质点力系简化模型12
1.5 单缸发动机曲柄连杆机构的动力学分析13
1.5.1 缸内气体作用力13
1.5.2 往复惯性力14
1.5.3 离心惯性力15
1.6 单缸发动机曲柄连杆机构的力传递分解和受力分析15
1.6.1 活塞销中心的作用力和力传递分解15
1.6.2 曲柄销中心的力传递分解和受力分析16
1.6.3 曲轴主轴颈的力传递分解和输出转矩16
1.6.4 曲柄连杆机构的气动转矩和惯性转矩17
1.6.5 曲柄连杆机构的倾覆力矩分析18
1.6.6 曲轴主轴颈的反作用力分析18
1.6.7 单缸发动机曲柄连杆机构的激励载荷分析19
1.7 多缸发动机的振动激励分析20
1.7.1 多缸发动机的气缸序号和曲柄图20
1.7.2 多缸发动机的曲柄排列和发火顺序21
1.7.3 多缸发动机激励源的合成分析22
第2章 发动机的平衡性设计分析25
2.1 发动机平衡的基本概念26
2.2 单缸发动机的平衡性分析26
2.2.1 离心惯性力的平衡分析27
2.2.2 往复惯性力的平衡分析28
2.3 直列式多缸发动机的平衡性方法33
2.3.1 多缸发动机旋转离心惯性力和力矩的平衡方法33
2.3.2 多缸发动机往复惯性力和力矩的平衡方法35
2.4 直列式四冲程4缸发动机的平衡机构设计36
2.5 直列式四冲程3缸发动机的平衡机构设计38
2.5.1 3缸发动机激励源分析和平衡方案39
2.5.2 3缸发动机混合动力平台开发的平衡方案41
2.5.3 3缸发动机平衡轴机构的NVH性能测试对比41
2.6 平衡轴机构设计的基本要求43
2.7 平衡轴齿轮传动系统的常见噪声问题44
2.7.1 平衡轴齿轮传动NVH问题的案例44
2.7.2 平衡轴齿轮传动系统NVH性能的控制47
2.7.3 橡胶减振齿轮在平衡轴机构中的应用50
2.7.4 剪刀齿轮在平衡轴机构中的应用51
2.7.5 非金属齿轮在平衡轴机构中的应用52
2.8 仿真分析技术在发动机平衡开发中的应用53
2.9 多缸发动机的内部平衡分析53
第3章 发动机的噪声分析控制55
3.1 发动机噪声的分类55
3.2 发动机辐射噪声的测试评价58
3.2.1 基于整车状态的发动机振动噪声测试评价58
3.2.2 基于发动机NVH台架消声室的发动机辐射噪声测试评价59
3.3 发动机的燃烧噪声62
3.3.1 燃烧噪声的分类63
3.3.2 基于缸内压力频谱特征的燃烧噪声分析64
3.3.3 燃烧噪声的振动噪声传递特征分析67
3.3.4 燃烧噪声开发的控制69
3.4 增压直喷汽油机爆燃噪声的诊断控制71
3.4.1 普通爆燃与超级爆燃72
3.4.2 整车状态的超级爆燃排查诊断73
3.4.3 超级爆燃的影响因素与控制措施74
3.5 发动机的机械噪声简述75
3.6 活塞敲击噪声的分析控制76
3.6.1 常见的活塞敲击现象78
3.6.2 活塞敲击噪声的类型78
3.6.3 活塞敲缸的机理分析79
3.6.4 改善活塞敲缸问题的措施方案80
3.6.5 活塞销敲击的机理分析82
3.6.6 常见的活塞销敲击现象83
3.6.7 改善活塞销敲击问题的措施方案83
3.7 配气机构噪声的分析控制84
3.7.1 配气机构气门驱动方式的类型85
3.7.2 配气机构的常见噪声问题87
3.7.3 改善配气机构噪声问题的措施方案89
3.8 正时链传动噪声的分析控制96
3.8.1 正时链传动与正时同步带传动的性能比较97
3.8.2 正时链传动系统的结构组成99
3.8.3 正时链传动的不均匀性分析（多边形效应）102
3.8.4 正时链传动系统的常见噪声问题104
3.8.5 改善正时链传动系统噪声问题的措施方案107
3.9 正时同步带传动噪声的分析控制112
3.9.1 正时同步带传动系统的结构组成112
3.9.2 正时同步带的振动特性分析116
3.9.3 正时同步带传动系统的常见噪声问题118
3.9.4 改善正时同步带传动系统噪声问题的措施方案122
3.10 发动机前端附件驱动系统噪声的分析控制125
3.10.1 发动机前端附件驱动系统的结构组成126
3.10.2 发动机前端附件驱动系统的振动特性分析131
3.10.3 多楔带传动的弹性滑动与打滑132
3.10.4 发动机前端附件驱动系统的常见噪声问题134
3.10.5 改善发动机前端附件驱动系统噪声问题的措施方案140
3.11 发动机噪声的识别分析技术143
3.11.1 发动机噪声识别方法的分类144
3.11.2 传统的发动机噪声识别方法145
3.11.3 基于信号处理技术的发动机噪声识别方法150
3.11.4 基于声学传感器阵列的发动机噪声识别方法156
3.11.5 基于智能网联技术的发动机噪声识别方法159
第4章 废气涡轮增压器系统的噪声分析控制161
4.1 废气涡轮增压系统的结构组成165
4.1.1 废气涡轮系统165
4.1.2 压气机系统167
4.1.3 中间轴承系统168
4.1.4 废气旁通阀系统169
4.1.5 进气旁通阀系统169
4.1.6 中冷器170
4.2 废气涡轮增压噪声的分类171
4.3 喘振172
4.3.1 喘振的常见工况172
4.3.2 喘振的类型173
4.3.3 喘振的机理174
4.3.4 喘振的识别方法175
4.3.5 改善喘振问题的措施方案175
4.4 轻度喘振噪声177
4.5 泄气声180
4.6 同步噪声183
4.6.1 同步脉冲噪声185
4.6.2 同步振动噪声186
4.6.3 同步脉冲噪声与同步振动噪声的识别190
4.7 次同步噪声191
4.7.1 轴承类型与油膜稳定性191
4.7.2 次同步噪声与油膜涡动193
4.7.3 径向轴承浮环类型与油膜涡动195
4.7.4 改善次同步噪声问题的措施方案196
4.8 次同步纯音197
4.9 超同步脉冲噪声198
4.10 高阶谐次噪声199
4.11 叶片通过频率噪声201
4.12 叶尖间隙气动噪声203
4.13 电锯噪声205
4.14 执行器异响207
4.14.1 废气旁通阀执行器的异响问题207
4.14.2 进气旁通阀执行器的异响问题208
第5章 进气系统NVH开发与工程实践210
5.1 基于整车的进气系统NVH性能集成开发流程211
5.2 进气系统的常见噪声问题213
5.2.1 进气系统的周期性压力脉动噪声213
5.2.2 进气系统的湍流噪声213
5.2.3 进气系统的气柱共振噪声214
5.2.4 进气系统的赫姆霍兹共振噪声214
5.3 进气系统NVH零部件的声学特性分析214
5.3.1 空滤器的声学特性设计 215
5.3.2 低频谐振腔的声学特性分析220
5.3.3 1/4波长管的声学特性分析221
5.3.4 1/2波长管的声学特性分析223
5.3.5 高频谐振腔的声学特性分析223
5.3.6 编织管的声学特性分析226
5.4 进气系统的声增强技术227
5.4.1 进气系统的声传导增强装置228
5.4.2 进气系统的电子模拟声装置230
第6章 排气系统NVH开发与工程实践231
6.1 排气系统NVH开发概述231
6.1.1 排气系统的结构组成231
6.1.2 排气系统的主要功能和设计要点232
6.1.3 基于整车的排气系统NVH性能集成开发流程介绍233
6.2 排气系统消声器的声学特性分析237
6.2.1 排气系统的阻性消声器238
6.2.2 排气系统的抗性消声器239
6.2.3 排气系统的复合阻抗式消声器241
6.2.4 排气系统的扩散式消声器242
6.3 排气系统的常见噪声问题243
6.3.1 排气系统的周期性压力脉动噪声244
6.3.2 排气系统的管路驻波噪声244
6.3.3 排气系统的赫姆霍兹共振噪声245
6.3.4 排气系统的孔腔流激振荡噪声245
6.3.5 排气系统的冲击波噪声247
6.3.6 排气系统的气流噪声249
6.3.7 排气系统的异响251
6.4 排气系统的双模式控制技术252
6.4.1 双模式排气系统的阀门装置和驱动方式252
6.4.2 双模式排气系统的匹配开发要点253
第7章 燃油系统噪声的分析控制255
7.1 发动机燃油系统噪声控制的概述255
7.1.1 发动机燃油系统的组成255
7.1.2 发动机燃油系统的功能作用255
7.1.3 怠速工况的发动机高压燃油喷射系统噪声分析256
7.2 喷油器噪声的分析控制257
7.2.1 喷油器的工作原理257
7.2.2 喷油器噪声问题的现象机理258
7.2.3 改善喷油器噪声问题的措施方案259
7.3 高压油泵噪声的分析控制261
7.3.1 高压油泵的工作原理261
7.3.2 高压油泵噪声问题的现象机理262
7.3.3 改善高压油泵噪声问题的措施方案262
7.4 炭罐电磁阀噪声的分析控制264
7.4.1 炭罐电磁阀的工作原理264
7.4.2 炭罐电磁阀噪声问题的现象机理266
7.4.3 改善炭罐电磁阀噪声问题的措施方案266
第8章 发动机NVH性能开发案例269
8.1 混合动力总成系统的发动机加速粗糙声269
8.1.1 问题现象269
8.1.2 解决思路270
8.1.3 措施方案271
8.2 前端附件轮系传动带的横向振动噪声异响271
8.2.1 问题现象271
8.2.2 问题测试和排查分析272
8.2.3 曲轴转动激励的测试对比273
8.2.4 整车静置状态的附件传动带频响特征测试274
8.2.5 措施方案275
8.3 BSG混合动力发动机的前端轮系传动带纵向振动控制与压缩机啸叫275
8.3.1 问题现象275
8.3.2 问题测试和排查分析276
8.3.3 潜在的机理分析278
8.3.4 解决思路280
8.3.5 措施方案281
8.4 急加速过程的节气门啸叫281
8.4.1 问题现象281
8.4.2 问题测试和排查分析282
8.4.3 潜在的机理分析283
8.4.4 措施方案284
8.5 不锈钢排气歧管的流致噪声问题分析控制285
8.5.1 问题现象285
8.5.2 问题测试和排查分析285
8.5.3 潜在的机理分析287
8.5.4 排气歧管的流致噪声CFD仿真分析优化287
8.5.5 措施方案288
8.6 怠速关空调工况燃油管路压力脉动引起的车内噪声289
8.6.1 问题现象289
8.6.2 排查分析289
8.6.3 潜在的机理分析290
8.6.4 解决思路291
8.6.5 措施方案292
8.7 发动机凸轮轴直驱的旋片式机械真空泵噪声问题分析优化293
8.7.1 问题背景293
8.7.2 问题测试和排查分析293
8.7.3 机械真空泵脉动噪声的传递路径分析296
8.7.4 解决思路297
8.7.5 措施方案297
参考文献299
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作者简介
张军，工学博士，毕业于上海交通大学机械设计与理论专业，正高级工程师，始终坚守在振动噪声领域研究和车型产品NVH性能开发工作的第一线，擅长快速解决NVH领域的“疑难杂症”，积极开展汽车NVH技术的基础理论研究和流程体系建设，探索汽车NVH技术与智能网联技术的融合实践，积极推动中国自主品牌汽车企业的NVH开发核心技术发展与NVH专业技术人才培养，已发表学术论文140多篇申请专利40多项，兼任多所高校的研究生指导老师，兼任国内外多个学术期刊的审稿人，现为赛力斯汽车有限公司资深NVH专家。
本书由机械工业出版社出版，本文经出版方授权发布。
来源：汽车测试网
作者：张军
