常用的發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)方式有兩種，分別是鏈傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)。鏈傳動(dòng)方式具有準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比，傳動(dòng)效率高，承載能力強(qiáng)，可遠(yuǎn)距離的傳動(dòng)，并且能夠適應(yīng)惡劣的工作環(huán)境 等優(yōu)點(diǎn)。但是，鏈傳動(dòng)方式只能應(yīng)用于平行軸之間的傳動(dòng)，瞬時(shí)傳動(dòng)比的波動(dòng)率也比較高，剛 性鏈節(jié)的多邊形效應(yīng)（Polygon Effect）還會(huì)產(chǎn)生附加的動(dòng)態(tài)載荷和振動(dòng)，可能引起較明顯的傳動(dòng)沖擊和振動(dòng)噪聲問題，同時(shí)安裝維修的成本也較高。相比于鏈傳動(dòng)方式，齒輪傳動(dòng)具有更加 平穩(wěn)精確的瞬時(shí)傳動(dòng)性能、傳動(dòng)功率的范圍更寬、傳遞效率更高、結(jié)構(gòu)緊湊、可靠性高和維修 保養(yǎng)便捷等優(yōu)點(diǎn)。雖然帶傳動(dòng)方式的噪聲較小，但由于傳動(dòng)比的精準(zhǔn)穩(wěn)定度較差，因此不能應(yīng) 用在發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)之中。

根據(jù)多缸發(fā)動(dòng)機(jī)平臺(tái)化開發(fā)的理念和混合動(dòng)力架構(gòu)集成的需求，大部分的中小排量汽車發(fā) 動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)都選擇齒輪傳動(dòng)方式，布置方式主要是集成于曲軸箱底部的油底殼附近，能夠 在曲軸部件周圍的有限空間范圍內(nèi)，實(shí)現(xiàn)平衡軸系統(tǒng)的近距離精準(zhǔn)驅(qū)動(dòng)，保證安裝配合的精度， 同時(shí)也便于潤(rùn)滑油路的設(shè)計(jì)。然而，平衡軸機(jī)構(gòu)的齒輪傳動(dòng)方式也會(huì)存在多種形式的振動(dòng)噪聲 問題，其中最為常見的是嘯叫、敲擊、高里程 NVH 性能衰減和耐久異響等問題。

注：本文節(jié)選自《汽車發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能開發(fā)與工程實(shí)踐》，由機(jī)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(jì)、工程經(jīng)驗(yàn)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(dòng)機(jī)性能集成開發(fā)工程師、汽車動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)開發(fā)工程師、高等院校振動(dòng)噪聲方向在校學(xué)生和科研人員等的閱讀參考。

2.7.1　平衡軸齒輪傳動(dòng)NVH 問題的案例

下面介紹幾種比較典型的乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)引起的整車 NVH 問題案例，以及對(duì)它們測(cè)試、排查、分析的方法。

某款 2.0TD 缸內(nèi)直噴的渦輪增壓汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，采用直列式 4 缸的全鋁合金材質(zhì)，雙頂置的凸輪軸 4 氣門結(jié)構(gòu)，氣門可以高速連續(xù)的可變調(diào)節(jié)，低慣量的渦輪增壓器，集成一體化設(shè)計(jì)的缸蓋和 EGR 廢氣再循環(huán)等技術(shù)，最大功率為 140kW，峰值轉(zhuǎn)矩輸出為 300N·m。如圖 2-22 所示，該款動(dòng)力總成的雙平衡軸機(jī)構(gòu)集成在曲軸箱的下部，安裝在第 6 曲柄臂的曲軸驅(qū)動(dòng)斜齒圈齒數(shù)為 102，第一平衡軸和第二平衡軸的斜齒輪齒數(shù)都為 51、法向模數(shù)為 1.35mm、壓力角為15°、螺旋角為 26°、齒輪厚度為 12mm。

在搭載該 4 缸發(fā)動(dòng)機(jī)的某乘用車型開發(fā)過(guò)程中，在怠速工況、原地定置的加速和減速工況， 以及小節(jié)氣門開度低負(fù)荷的加速行駛工況，車內(nèi)和車外都能明顯感知到一種高頻嘯叫聲。

整車怠速工況的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)定為 850r/min，曲軸端主動(dòng)齒輪與第一平衡軸從動(dòng)齒輪的嚙合階次為 102 階，怠速轉(zhuǎn)速下的這對(duì)平衡軸齒輪嚙合頻率就為 1416Hz，圖 2-23 所示為發(fā)動(dòng)機(jī)艙油底殼附近的近場(chǎng)穩(wěn)態(tài)噪聲測(cè)試結(jié)果，1416.3Hz 附近存在明顯的邊頻帶噪聲特征，邊頻調(diào)制現(xiàn)象可能與怠速工況發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)相關(guān)。人耳的噪聲敏感頻率范圍也正好處于 1000Hz 附近，因此這種平衡軸嘯叫問題容易被車輛的駕乘人員抱怨和投訴。

圖 2-23 怠速工況發(fā)動(dòng)機(jī)艙的近場(chǎng)噪聲測(cè)試時(shí)頻譜圖

同樣的，在整車狀態(tài)下的小節(jié)氣門開度加速工況，車內(nèi)駕駛員位置的噪聲測(cè)試時(shí)頻譜也存在清晰的 102 階次特征，如圖 2-24 所示，這也對(duì)應(yīng)到雙平衡軸機(jī)構(gòu)的曲軸主動(dòng)齒輪嚙合階次。

圖 2-24 小節(jié)氣門開度加速工況的車內(nèi)噪聲測(cè)試時(shí)頻譜圖

某混合動(dòng)力 SUV 四驅(qū)車型搭載了 2. 0TGDI 直列 4 缸發(fā)動(dòng)機(jī)和 9 速液力自動(dòng)變速器的縱置動(dòng)力總成，發(fā)動(dòng)機(jī)的峰值功率達(dá)到 180kW，發(fā)動(dòng)機(jī)的峰值轉(zhuǎn)矩為 380N·m，并且內(nèi)置 150kW 大功率的 2 極電機(jī)。其中，該款 2.0L 發(fā)動(dòng)機(jī)采用了高壓中置的燃油直噴，鋁合金的缸體、缸蓋集成的排氣歧管、電子水泵、電控節(jié)溫器和雙渦道渦輪增壓器等先進(jìn)技術(shù)，以及在曲軸箱的下 方安裝了雙平衡軸機(jī)構(gòu)。對(duì)于 2 極構(gòu)型的單電機(jī)混合動(dòng)力系統(tǒng)，發(fā)動(dòng)機(jī)的介入程度較深，發(fā)動(dòng)機(jī)的工作模式也比較多，會(huì)引起各種復(fù)雜的動(dòng)力傳動(dòng) NVH 問題。

在發(fā)動(dòng)機(jī)的中高轉(zhuǎn)速運(yùn)行工況時(shí)，全負(fù)荷或者小負(fù)荷的加速行駛，此SUV 車型的車內(nèi)和車外都能明顯地感知到發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)存在“嘩啦嘩啦”的異常金屬撞擊噪聲。如圖   2-25   所示，在加速過(guò)程的 3000 ~ 5000r/min 范圍內(nèi)，發(fā)動(dòng)機(jī)油底殼振動(dòng)加速度的時(shí)頻譜測(cè)試數(shù)據(jù)顯示有寬頻帶的異常振動(dòng)特征，并且振動(dòng)測(cè)試數(shù)據(jù)的音頻回放聽覺感受與整車的主觀評(píng)價(jià)相一致。經(jīng)拆除平 衡軸總成之后，加速過(guò)程的異響問題消失，以此判斷為雙平衡機(jī)構(gòu)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)引起的敲擊噪 聲問題。

圖 2-25 加速工況的油底殼振動(dòng)測(cè)試時(shí)頻譜圖

尤其，在怠速工況和冷車啟動(dòng)后的熱車工況，發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)油溫度較低，油品的減摩性能變 差，平衡軸機(jī)構(gòu)的潤(rùn)滑情況往往較差，齒輪副的間隙往往也偏大一些。此時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行的穩(wěn) 定性也較差，那么平衡軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)敲擊嘯叫問題的風(fēng)險(xiǎn)就會(huì)顯著的增加。由于整車缺少路 噪和風(fēng)噪的聲音掩蓋效應(yīng)，怠速工況的平衡軸噪聲問題會(huì)嚴(yán)重地影響整車的動(dòng)力聲品質(zhì)水平。 在發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速范圍的小節(jié)氣門開度加速工況，或者在發(fā)動(dòng)機(jī)中高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí)的大負(fù)荷加速工 況，以及混動(dòng)車型的怠速充電工況，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)或者轉(zhuǎn)矩波動(dòng)通常也較大，平衡軸齒輪傳 動(dòng)系統(tǒng)的敲擊問題可能會(huì)更加的突出。

另外，由于抵消平衡發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿慣性載荷的階次差異，4 缸發(fā)動(dòng)機(jī)的雙平衡軸齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)速度為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的 2 倍，而 3 缸發(fā)動(dòng)機(jī)單平衡軸機(jī)構(gòu)的齒輪傳動(dòng)比為 1∶1。因此，在發(fā)動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)速運(yùn)行范圍之內(nèi)，4 缸發(fā)動(dòng)機(jī)的雙平衡軸齒輪轉(zhuǎn)速可能會(huì)超過(guò) 10000r/min，齒輪嚙合過(guò)程的彈性動(dòng)態(tài)變形等因素會(huì)導(dǎo)致齒輪副的傳遞誤差增大，從而導(dǎo)致齒輪傳動(dòng)嘯叫噪聲問題的 發(fā)生概率也會(huì)增加。

2.7.2 平衡軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng) NVH 性能的控制

發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)的齒輪傳動(dòng) NVH 性能開發(fā)控制技術(shù)，是一個(gè)系統(tǒng)性的整車 NVH 工程問題，不僅涉及齒輪設(shè)計(jì)、齒輪制造和軸齒安裝維護(hù)等方面，整車工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài) 也直接影響到平衡軸齒輪的振動(dòng)噪聲性能水平。一般而言，在平衡軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)階段， 無(wú)法完全準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)出齒輪傳動(dòng)的 NVH 性能，只能在發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架或者實(shí)車上進(jìn)行平衡軸齒輪傳動(dòng) NVH 性能的水平評(píng)估與問題排查，往往會(huì)導(dǎo)致平衡軸技術(shù)方案的屢次修改，延長(zhǎng)產(chǎn)品的開發(fā)周期。因此，就需要從平衡軸齒輪傳動(dòng)的“源頭”方案設(shè)計(jì)，以及整車邊界條件的控制方面，共同解決或改善平衡軸機(jī)構(gòu)相關(guān)的 NVH 性能問題。

1.平衡軸齒輪的選型設(shè)計(jì)

盡量選擇斜齒輪的齒輪傳動(dòng)方案。在相同重合度的情況下，斜齒輪有更大的嚙合面積，齒面壓力的分布更加均勻，傳動(dòng)的穩(wěn)定性高，能夠大大地減小齒輪敲擊和嘯叫的風(fēng)險(xiǎn)。

2.平衡軸齒輪的材料選擇

通常情況下，平衡軸的主動(dòng)驅(qū)動(dòng)齒圈需要壓裝在曲軸之上，為了保證齒輪傳動(dòng)工作過(guò)程中熱量傳導(dǎo)路徑的均勻一致性，驅(qū)動(dòng)齒輪的齒圈或者齒體部分往往選用與曲軸部件相同的材料型 號(hào)，以避免熱變形引起的齒輪傳動(dòng) NVH 問題。而對(duì)于平衡軸機(jī)構(gòu)的從動(dòng)齒輪，在強(qiáng)度耐久條件的允許前提下，可以選擇阻尼系數(shù)更高的粉末冶金或者高分子聚合物等材料，能夠顯著地改 善平衡軸齒輪傳動(dòng)過(guò)程的敲擊和嘯叫問題。由于平衡重或者平衡塊不承受較高的工況載荷，則 也可以選用球墨鑄鐵或者粉末冶金類型的材料。

3.平衡軸齒輪的宏觀參數(shù)設(shè)計(jì)

在相同的齒輪分度圓半徑條件下，通過(guò)減小齒輪模數(shù)或者增加齒輪齒數(shù)通?？梢蕴岣啐X輪傳動(dòng)的 NVH 性能水平。當(dāng)減小了齒輪模數(shù)的設(shè)計(jì)值之后，為了滿足齒輪強(qiáng)度和嚙合面積的要求，一般還需要增加齒輪寬度和斜齒輪螺旋角的角度，以提高齒輪嚙合的重合度。但是，齒輪 寬度增加之后，齒輪的攪油損失可能會(huì)有所增加，發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗經(jīng)濟(jì)性會(huì)略有降低。同時(shí)，壓 力角、齒高系數(shù)和重合系數(shù)等也都會(huì)影響到平衡軸的齒輪傳動(dòng) NVH 性能，都需要進(jìn)行多方面性能的綜合優(yōu)化設(shè)計(jì)。增加齒輪的重合系數(shù)，可增加同時(shí)刻發(fā)生嚙合的輪齒對(duì)數(shù)，齒面載荷的 分布更加的均勻，傳遞誤差變小，能夠改善齒輪的嘯叫問題。

4.平衡軸齒輪的微觀修形參數(shù)

在平衡軸齒輪宏觀設(shè)計(jì)參數(shù)不變的情況下，對(duì)齒輪在齒形（齒輪齒廓）、齒輪齒向、齒距   累積和徑向圓跳動(dòng)等方面的微觀修形，成為最容易工程化實(shí)施的齒輪傳動(dòng) NVH 性能優(yōu)化改進(jìn)措施。齒形修形是通過(guò)在齒頂或齒根附近合理地去除一部分會(huì)產(chǎn)生嚙合干涉的齒輪漸開線曲線， 減小齒形角度誤差和形狀誤差，調(diào)整齒形鼓形量，從而減小嚙合沖擊，減緩載荷突變，實(shí)現(xiàn)平 穩(wěn)的嚙合傳動(dòng)過(guò)程。在平衡軸齒輪的傳動(dòng)工作過(guò)程中，如果齒輪齒形方向引起了齒輪齒距的改 變，即偏離理想的齒距值，就會(huì)產(chǎn)生動(dòng)態(tài)的載荷激勵(lì)，在嚙合過(guò)程中不可避免地就會(huì)產(chǎn)生沖擊、振動(dòng)和噪聲等現(xiàn)象，并有可能導(dǎo)致齒輪早期失效的概率增大。而齒向修形是沿齒寬方向?qū)X面 進(jìn)行微量的修整，糾正理論齒面的偏離情況，從而改善載荷在齒輪接觸線上分布不均勻的現(xiàn)象，可提高齒輪的承載能力，常用的齒向修形方法有齒向鼓形量修形、齒端修形、螺旋線修形和齒 向多曲率曲線修形等。因此，對(duì)于平衡軸齒輪進(jìn)行合理適當(dāng)?shù)奈⒂^參數(shù)修形，可以使齒輪在受 載變形后的齒面壓力分布均勻，減輕載荷偏載的現(xiàn)象，可以在一定程度上減小動(dòng)態(tài)的傳遞誤差， 減少嚙合過(guò)程嚙入或嚙出的沖擊激勵(lì)，進(jìn)而提高齒輪傳動(dòng)的 NVH 性能。通常來(lái)講，齒形誤差對(duì)齒輪嘯叫噪聲的影響要更大一些，但兩者之間并非是簡(jiǎn)單的線性關(guān)系，這與齒輪的宏觀形狀 參數(shù)和齒輪承受的動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)矩等因素都相關(guān)。

5.平衡軸齒輪的制造加工

由于平衡軸的驅(qū)動(dòng)齒圈材料一般為合金鋼，在齒輪的機(jī)械加工之后的熱處理環(huán)節(jié)通常采用了調(diào)質(zhì)、表面滲氮或者磷化處理等工藝，調(diào)質(zhì)熱處理能夠使齒圈在后續(xù)的加熱壓裝過(guò)程中變形 更小且連接牢靠，表面滲氮或磷化處理可以提高了齒面強(qiáng)度和耐磨性，都有助于減小齒輪傳動(dòng) 的振動(dòng)噪聲。另外，通過(guò)采用齒輪磨齒或者專用涂層等的表面精加工方式，可以提高齒輪的精 度等級(jí)，改善齒面的表面粗糙度，消除機(jī)械加工紋波效應(yīng)引起的“鬼頻”嘯叫問題，都有利于    提高平衡軸齒輪傳動(dòng)的 NVH 性能水平。

6.平衡軸的固定方式與安裝架

平衡軸機(jī)構(gòu)的安裝固定方式設(shè)計(jì)要有足夠的剛性支撐能力，避免安裝架或殼體發(fā)生較大的變形，從而導(dǎo)致平衡軸齒輪嚙合接觸面的畸變，同時(shí)還要具有良好的潤(rùn)滑油路設(shè)計(jì)方案，以保 障平衡軸齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)的潤(rùn)滑減摩效果。

7.平衡軸齒輪的裝配工藝

如何減小平衡軸機(jī)構(gòu)零部件及總成的安裝誤差，也是控制平衡軸齒輪傳動(dòng) NVH 性能的關(guān)鍵要素之一。曲軸上的驅(qū)動(dòng)齒圈通常是利用過(guò)盈配合方式壓裝在曲軸安裝基板之上，可以保證 曲軸與驅(qū)動(dòng)齒圈之間的同軸度、徑向和軸向的圓跳動(dòng)量。如圖 2-26 所示，在平衡軸機(jī)構(gòu)安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸箱的過(guò)程中，通常需要通過(guò)平衡軸安裝架殼體的配墊片，精準(zhǔn)調(diào)整曲軸驅(qū)動(dòng)齒圈 和平衡軸從動(dòng)齒輪之間的配合間隙，或者通過(guò)平衡軸的軸瓦或者軸承游隙控制齒輪副嚙合的間 隙。由于平衡軸齒輪的傳動(dòng)比為固定數(shù)值，比如 1∶1 或 1∶2，平衡軸機(jī)構(gòu)的不平衡質(zhì)量需要進(jìn)行精準(zhǔn)的對(duì)位角度安裝，并必須有清晰的對(duì)中標(biāo)記，才能準(zhǔn)確抵消發(fā)動(dòng)機(jī)特定階次的慣性激勵(lì) 載荷。

圖 2-26 平衡軸機(jī)構(gòu)齒輪傳動(dòng)裝配間隙的關(guān)鍵零部件

除了以上的平衡軸齒輪傳動(dòng)的本體設(shè)計(jì)安裝控制要點(diǎn)之外，基于整車的動(dòng)力系統(tǒng)集成方面角度出發(fā)，還有一些措施方案或者設(shè)計(jì)要素需要重點(diǎn)的考慮。

1.平衡軸齒輪的受力狀態(tài)

通常情況下，平衡軸機(jī)構(gòu)幾乎沒有承擔(dān)轉(zhuǎn)矩或功率輸出的要求，平衡軸齒輪的受力狀況主 要取決于本身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性激勵(lì)載荷。在某些特定情況下，比如整車的瞬時(shí)加速或減速、發(fā)動(dòng)機(jī) 的起停過(guò)程等，平衡軸機(jī)構(gòu)的軸齒系統(tǒng)會(huì)受到較大的沖擊。典型的整車 NVH 案例就是在大節(jié)氣門開度或者高負(fù)荷的加速過(guò)程中，由于曲軸上的平衡軸驅(qū)動(dòng)齒輪的彎曲變形或者扭振變形過(guò) 大，引起平衡軸齒輪系統(tǒng)的敲擊問題。在這種情況下，除了減小齒輪側(cè)隙的后期改進(jìn)措施之外， 如果在設(shè)計(jì)前期將平衡軸機(jī)構(gòu)的初級(jí)齒輪傳動(dòng)位置選擇在靠近大慣量特性的飛輪側(cè)曲拐附近， 能夠提高曲軸的剛度特性，如圖 2-27 所示，因此能顯著地改善曲軸工作變形導(dǎo)致的平衡軸齒輪敲擊或者嘯叫等問題。

圖 2-27 平衡軸機(jī)構(gòu)的齒輪傳動(dòng)布置方式示例

2.曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)和扭振的控制

由于平衡軸機(jī)構(gòu)主驅(qū)動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速波動(dòng)或者扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是引起平衡軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)敲擊問題的主要根源，尤其是低溫環(huán)境的怠速工況、強(qiáng)制充電的怠速工況，以及高轉(zhuǎn)速的大節(jié)氣門開度 加速工況，發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性往往較差，發(fā)動(dòng)機(jī)低階次成分的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)或者彎曲載荷激勵(lì)的 幅值較大。工程上，常采用大慣量的曲軸前端帶輪、帶 TVD（Torsional Vibration Damper）扭轉(zhuǎn)減振器的帶輪、飛輪慣量的優(yōu)化改進(jìn)、DMF（Dual Mass Flywheel）雙質(zhì)量飛輪，以及離合器接合的滑動(dòng)摩擦策略優(yōu)化等措施，以降低整車狀態(tài)下的曲軸扭振和轉(zhuǎn)速波動(dòng)。

3.齒輪傳動(dòng)振動(dòng)噪聲路徑的衰減

一方面，可以通過(guò)采用高阻尼和低聲輻射效率的油底殼材料，或者采用耐油阻燃性能較好 的聲學(xué)材料包裹油底殼，以降低平衡軸機(jī)構(gòu)齒輪傳動(dòng)噪聲的“空氣聲”路徑傳遞。另一方面，      平衡軸機(jī)構(gòu)可以采用剪刀齒輪、橡膠減振齒輪或者非金屬材質(zhì)齒輪的措施方案，可動(dòng)態(tài)補(bǔ)償齒 輪嚙合過(guò)程的傳動(dòng)誤差，降低齒輪敲擊現(xiàn)象的撞擊能量，以解決齒輪之間的敲擊噪聲問題，但 可能會(huì)增加齒輪嘯叫問題的風(fēng)險(xiǎn)，如圖 2-28 所示。

2.7.3　橡膠減振齒輪在平衡軸機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用

如圖2-29 所示，平衡軸的橡膠減振齒輪（Rubber Damped Gear，RDG）又被稱為“去耦合”齒輪或者彈性齒輪，主要由外齒圈、內(nèi)圈輪轂和內(nèi)嵌緩沖橡膠層的三部分組成，中間層的橡膠通過(guò)硫化工藝固接在外齒圈和內(nèi)層輪轂之間。減振齒輪的中間層橡膠材料通常為氫化丁腈膠（Hydrogenate Nitrile，HNBR），由于這種橡膠減振齒輪的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本相對(duì)較低，橡膠彈性元件可以有效隔離曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)對(duì)平衡軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的負(fù)面影響，還能緩沖齒輪之間的敲擊過(guò)程，同時(shí)降低齒輪敲擊時(shí)刻的沖擊速度，吸收齒輪敲擊過(guò)程的沖擊能量。

橡膠減振齒輪的外齒圈可以采用金屬合金材料，以提升齒輪副的嚙合精度，不僅增強(qiáng)了外齒圈的耐磨性，還提高平衡軸齒輪傳動(dòng)的耐久可靠性。內(nèi)圈輪轂可以采用合金鋼材料或者粉末冶金材料，其中粉末冶金材料的阻尼系數(shù)更高，工藝制造性也更好。另外，平衡軸配重組件可以與橡膠齒輪進(jìn)行一體化設(shè)計(jì)，減少發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部的空間布置需求。

例如，某1.5L 渦輪增壓直列式3 缸發(fā)動(dòng)機(jī)搭載到插電混合動(dòng)力PHEV 乘用車型之上，在怠速充電工況存在明顯的平衡軸齒輪敲擊噪聲，經(jīng)多輪次的方案改進(jìn)與試驗(yàn)驗(yàn)證，最終采用如圖2-30 所示的單平衡軸機(jī)構(gòu)工程解決方案?？紤]到3 缸發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)速比相對(duì)較低，在通過(guò)強(qiáng)度耐久性能測(cè)試驗(yàn)證的前提下，曲軸主動(dòng)輪和平衡軸從動(dòng)輪都采用了中間層邵氏硬度65HSC 的橡膠減振輪方案，齒圈和輪轂則分別采用了不同牌號(hào)的粉末冶金材料，兩個(gè)平衡配重塊也都為粉末冶金材料。

2.7.4　剪刀齒輪在平衡軸機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用

剪刀齒輪（Scissor Gear）屬于消隙齒輪（Anti-backlash Gear），是在發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)中應(yīng)用的一種特殊齒輪類型，俗稱為平衡軸錯(cuò)齒。它能夠自動(dòng)補(bǔ)償齒側(cè)間隙，始終保持齒輪之間 的無(wú)間隙嚙合方式，解決齒輪側(cè)隙引起的齒輪敲擊問題。與橡膠減振齒輪、線圈或弧形彈簧式 的消隙齒輪相比，剪刀齒輪具有較好的轉(zhuǎn)矩承載能力、抗沖擊性能和耐久可靠性，適用于中   / 大排量發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)的從動(dòng)齒輪系統(tǒng)。圖 2-31 所示為某 2.0T 渦輪增壓 4 缸汽車發(fā)動(dòng)機(jī)采用的剪刀齒輪平衡軸設(shè)計(jì)方案總布置形式。

平衡軸剪刀齒輪主要由主齒輪、副齒輪、扭轉(zhuǎn)彈簧、卡簧、墊片和定位銷等零部件組成。 通常，主齒輪的寬度較大，主要作用為承載傳遞的動(dòng)力載荷，而相對(duì)較寬的副齒輪，又被稱為 浮動(dòng)齒輪，主要是用于補(bǔ)償齒輪側(cè)隙，如圖 2-32 所示。主齒輪與副齒輪為同軸安裝，兩者之間可以相互自由轉(zhuǎn)動(dòng)，而剪形或 C 形的扭轉(zhuǎn)彈簧通過(guò)定位銷安裝在主 / 副齒輪之間，并利用扭轉(zhuǎn)彈簧的張緊力，使主 / 副齒輪組件與主動(dòng)齒輪始終保持緊密的接觸狀態(tài)，動(dòng)態(tài)補(bǔ)償齒輪副的齒側(cè)間隙，以解決轉(zhuǎn)速或轉(zhuǎn)矩波動(dòng)引起的齒輪敲擊噪聲問題。因?yàn)榧舻洱X輪組件的齒輪側(cè)隙是自 動(dòng)補(bǔ)償?shù)模词过X輪副發(fā)生了不均勻的磨損，齒隙仍然可以被消除。同時(shí)，彈性的卡簧擋圈或 墊片等部件共同產(chǎn)生軸向壓力，固定與限制齒輪組件的軸向竄動(dòng)。

其實(shí)，剪刀齒輪組件也是一種單自由度的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)阻尼系統(tǒng)，能夠衰減平衡軸機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò) 程的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和沖擊，但是由于扭轉(zhuǎn)彈簧剪切力的預(yù)緊作用，使嚙合齒面之間的正壓力增大， 這會(huì)增加齒輪嘯叫噪聲問題的風(fēng)險(xiǎn)。因此，剪刀彈簧齒輪組件中扭轉(zhuǎn)彈簧的預(yù)緊力大小直接影 響到齒輪敲擊和齒輪嘯叫的噪聲水平。如果扭簧的張緊力較小，則無(wú)法完全補(bǔ)償特定工況下轉(zhuǎn) 速波動(dòng)引起的齒輪側(cè)隙，導(dǎo)致齒輪敲擊噪聲明顯；如果扭簧的張緊力太大，齒輪嚙合過(guò)程的齒 面壓力載荷也增大，齒輪變形也會(huì)增加，齒面壓力分布的均勻性會(huì)降低，齒輪傳遞誤差引起的 嘯叫噪聲問題就更加的突出。所以，在實(shí)際的整車動(dòng)力 NVH 性能開發(fā)過(guò)程中，通常是在保證平衡軸機(jī)構(gòu)剪切齒輪的最小扭轉(zhuǎn)彈簧剛度條件下，充分驗(yàn)證各種整車工況下不發(fā)生敲擊問題， 再對(duì)特定工況和轉(zhuǎn)矩載荷情況的齒輪嘯叫問題進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化。

2.7.5　非金屬齒輪在平衡軸機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用

乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)的齒輪本體或者齒圈材料，通常是選用 16MnCr5、42CrMnS4、20CrMo 或 20CrMnTiH 等低碳合金鋼材料，并采用調(diào)質(zhì)熱處理和表面處理等工藝進(jìn)行加工制造而成，不僅齒輪加工的工序復(fù)雜，總體的重量也較高。因此，行業(yè)內(nèi)也有將先進(jìn)的高分子聚合 物熱塑性材料應(yīng)用到平衡軸齒輪的加工制造之中，目前主要有芳綸纖維和 PEEK 兩種材料類型， 有時(shí)也被稱為平衡軸的樹脂齒輪，如圖 2-33 所示。

芳綸纖維是一種合成纖維，具有低摩擦系數(shù)、低密度、高強(qiáng)度和高彈性模量等優(yōu)點(diǎn)，在高溫下可以實(shí)現(xiàn)不分解和不融化，是一種優(yōu)良的絕緣抗老化材料。芳綸纖維增強(qiáng)塑料齒輪可以減 輕齒輪的重量，并且減小齒輪的尺寸大小。但是，芳綸纖維齒輪在較高負(fù)載和旋轉(zhuǎn)速度的條件 下，存在較高且較為穩(wěn)定的材料磨損率，因此只適合低載荷和低轉(zhuǎn)速運(yùn)行工況的平衡軸齒輪。

PEEK（Poly Ether Ketone）是在 1978 年由英國(guó)帝國(guó)化學(xué)工業(yè)公司開發(fā)出的一種半結(jié)晶高性能熱塑性工程塑料，中文名稱為聚醚醚酮。它具有低密度、低吸濕性、耐高溫性、自潤(rùn)滑性、耐腐蝕性、阻燃性、耐水解性、耐磨損性和抗疲勞性等優(yōu)良的力學(xué)、化學(xué)和熱學(xué)綜合性能。以PEEK 為基材的增強(qiáng)纖維平衡軸齒輪可以在較大負(fù)載條件下實(shí)現(xiàn)齒輪動(dòng)力傳遞，并且磨損率明顯低于大多數(shù)的高分子聚合物材料齒輪，但在滑移率和高負(fù)載條件下仍然存在表面熔化和接觸 疲勞失效的缺點(diǎn)。

利用嵌件注塑（Insert Molding）工藝，這些高性能的熱塑性材料可以與金屬材料的齒圈或輪轂、中間橡膠減振層等進(jìn)行一體化的快速成型加工制造。

本書內(nèi)容簡(jiǎn)介：本書重點(diǎn)針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能開發(fā)過(guò)程中的重點(diǎn)機(jī)構(gòu)和零部件系統(tǒng)分別進(jìn)行了闡述，共分成8章：第1章為發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)激勵(lì)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(dòng)機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)分析機(jī)理。第2章則詳細(xì)地闡述了發(fā)動(dòng)機(jī)平衡性設(shè)計(jì)開發(fā)的概念方法和常見的衍生NVH問題。第3章從發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的分類、發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的測(cè)試評(píng)價(jià)及各種類型噪聲的識(shí)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(jìn)氣系統(tǒng)的NVH性能集成開發(fā)流程、常見的進(jìn)氣系統(tǒng)噪聲問題、進(jìn)氣系統(tǒng)關(guān)鍵零部件的聲學(xué)特性分析和進(jìn)氣系統(tǒng)的聲增強(qiáng)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(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)的噪聲問題。第8章介紹了常見的發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能開發(fā)典型案例。

《汽車發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能開發(fā)與工程實(shí)踐》目錄

第1章　發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)分析1

1.1　發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的簡(jiǎn)介1

1.2　中心式曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析4

1.3　偏心式曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析8

1.4　單缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)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(jī)構(gòu)的兩質(zhì)點(diǎn)力系簡(jiǎn)化模型12

1.5　單缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)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(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)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(jī)構(gòu)的氣動(dòng)轉(zhuǎn)矩和慣性轉(zhuǎn)矩17

1.6.5　曲柄連桿機(jī)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(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的激勵(lì)載荷分析19

1.7　多缸發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)分析20

1.7.1　多缸發(fā)動(dòng)機(jī)的氣缸序號(hào)和曲柄圖20

1.7.2　多缸發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄排列和發(fā)火順序21

1.7.3　多缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)源的合成分析22

第2章　發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡性設(shè)計(jì)分析25

2.1　發(fā)動(dòng)機(jī)平衡的基本概念26

2.2　單缸發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)的平衡性方法33

2.3.1　多缸發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)的平衡機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)36

2.5　直列式四沖程3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)38

2.5.1　3缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)源分析和平衡方案39

2.5.2　3缸發(fā)動(dòng)機(jī)混合動(dòng)力平臺(tái)開發(fā)的平衡方案41

2.5.3　3缸發(fā)動(dòng)機(jī)平衡軸機(jī)構(gòu)的NVH性能測(cè)試對(duì)比41

2.6　平衡軸機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的基本要求43

2.7　平衡軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的常見噪聲問題44

2.7.1　平衡軸齒輪傳動(dòng)NVH問題的案例44

2.7.2　平衡軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能的控制47

2.7.3　橡膠減振齒輪在平衡軸機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用50

2.7.4　剪刀齒輪在平衡軸機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用51

2.7.5　非金屬齒輪在平衡軸機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用52

2.8　仿真分析技術(shù)在發(fā)動(dòng)機(jī)平衡開發(fā)中的應(yīng)用53

2.9　多缸發(fā)動(dòng)機(jī)的內(nèi)部平衡分析53

第3章　發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲分析控制55

3.1　發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的分類55

3.2　發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲的測(cè)試評(píng)價(jià)58

3.2.1　基于整車狀態(tài)的發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)噪聲測(cè)試評(píng)價(jià)58

3.2.2　基于發(fā)動(dòng)機(jī)NVH臺(tái)架消聲室的發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲測(cè)試評(píng)價(jià)59

3.3　發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)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(jī)爆燃噪聲的診斷控制71

3.4.1　普通爆燃與超級(jí)爆燃72

3.4.2　整車狀態(tài)的超級(jí)爆燃排查診斷73

3.4.3　超級(jí)爆燃的影響因素與控制措施74

3.5　發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械噪聲簡(jiǎn)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(jī)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(jī)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(jī)構(gòu)噪聲的分析控制84

3.7.1　配氣機(jī)構(gòu)氣門驅(qū)動(dòng)方式的類型85

3.7.2　配氣機(jī)構(gòu)的常見噪聲問題87

3.7.3　改善配氣機(jī)構(gòu)噪聲問題的措施方案89

3.8　正時(shí)鏈傳動(dòng)噪聲的分析控制96

3.8.1　正時(shí)鏈傳動(dòng)與正時(shí)同步帶傳動(dòng)的性能比較97

3.8.2　正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成99

3.8.3　 正時(shí)鏈傳動(dòng)的不均勻性分析（多邊形效應(yīng)）102

3.8.4　正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)的常見噪聲問題104

3.8.5　改善正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲問題的措施方案107

3.9　正時(shí)同步帶傳動(dòng)噪聲的分析控制112

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

3.9.2　正時(shí)同步帶的振動(dòng)特性分析116

3.9.3　正時(shí)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)的常見噪聲問題118

3.9.4　改善正時(shí)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲問題的措施方案122

3.10　發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)噪聲的分析控制125

3.10.1　發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成126

3.10.2　發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)特性分析131

3.10.3　多楔帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)與打滑132

3.10.4　發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的常見噪聲問題134

3.10.5　改善發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)噪聲問題的措施方案140

3.11　發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的識(shí)別分析技術(shù)143

3.11.1　發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲識(shí)別方法的分類144

3.11.2　傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲識(shí)別方法145

3.11.3　基于信號(hào)處理技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲識(shí)別方法150

3.11.4　基于聲學(xué)傳感器陣列的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲識(shí)別方法156

3.11.5　基于智能網(wǎng)聯(lián)技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲識(shí)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(jī)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(jìn)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(jī)理174

4.3.4　喘振的識(shí)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(dòng)噪聲186

4.6.3　同步脈沖噪聲與同步振動(dòng)噪聲的識(shí)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(dòng)193

4.7.3　徑向軸承浮環(huán)類型與油膜渦動(dòng)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(guò)頻率噪聲201

4.12　葉尖間隙氣動(dòng)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(jìn)氣旁通閥執(zhí)行器的異響問題208

第5章　進(jìn)氣系統(tǒng)NVH開發(fā)與工程實(shí)踐210

5.1　基于整車的進(jìn)氣系統(tǒng)NVH性能集成開發(fā)流程211

5.2　進(jìn)氣系統(tǒng)的常見噪聲問題213

5.2.1　進(jìn)氣系統(tǒng)的周期性壓力脈動(dòng)噪聲213

5.2.2　進(jìn)氣系統(tǒng)的湍流噪聲213

5.2.3　進(jìn)氣系統(tǒng)的氣柱共振噪聲214

5.2.4　進(jìn)氣系統(tǒng)的赫姆霍茲共振噪聲214

5.3　進(jìn)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(jì) 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(zhǎng)管的聲學(xué)特性分析221

5.3.4　1/2波長(zhǎng)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(jìn)氣系統(tǒng)的聲增強(qiáng)技術(shù)227

5.4.1　進(jìn)氣系統(tǒng)的聲傳導(dǎo)增強(qiáng)裝置228

5.4.2　進(jìn)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(shí)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(jì)要點(diǎn)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(kuò)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(dòng)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(dòng)方式252

6.4.2　雙模式排氣系統(tǒng)的匹配開發(fā)要點(diǎn)253

第7章　燃油系統(tǒng)噪聲的分析控制255

7.1　發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)噪聲控制的概述255

7.1.1　發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)的組成255

7.1.2　發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)的功能作用255

7.1.3　怠速工況的發(fā)動(dòng)機(jī)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(jī)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(jī)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(jī)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(dòng)機(jī)NVH性能開發(fā)案例269

8.1　混合動(dòng)力總成系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)帶的橫向振動(dòng)噪聲異響271

8.2.1　問題現(xiàn)象271

8.2.2　問題測(cè)試和排查分析272

8.2.3　曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)激勵(lì)的測(cè)試對(duì)比273

8.2.4　整車靜置狀態(tài)的附件傳動(dòng)帶頻響特征測(cè)試274

8.2.5　措施方案275

8.3　BSG混合動(dòng)力發(fā)動(dòng)機(jī)的前端輪系傳動(dòng)帶縱向振動(dòng)控制與壓縮機(jī)嘯叫275

8.3.1　問題現(xiàn)象275

8.3.2　問題測(cè)試和排查分析276

8.3.3　潛在的機(jī)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(guò)程的節(jié)氣門嘯叫281

8.4.1　問題現(xiàn)象281

8.4.2　問題測(cè)試和排查分析282

8.4.3　潛在的機(jī)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(cè)試和排查分析285

8.5.3　潛在的機(jī)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(dòng)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(jī)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(dòng)機(jī)凸輪軸直驅(qū)的旋片式機(jī)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(cè)試和排查分析293

8.7.3　機(jī)械真空泵脈動(dòng)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(xiàn)299

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作者簡(jiǎn)介

張軍，工學(xué)博士，畢業(yè)于上海交通大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)與理論專業(yè)，正高級(jí)工程師，始終堅(jiān)守在振動(dòng)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(zhǎng)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(shí)踐，積極推動(dòng)中國(guó)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(qǐng)專利40多項(xiàng)，兼任多所高校的研究生指導(dǎo)老師，兼任國(guó)內(nèi)外多個(gè)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(jī)械工業(yè)出版社出版，本文經(jīng)出版方授權(quán)發(fā)布。