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。

3.6.1　常見的活塞敲擊現(xiàn)象 

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在不同的運(yùn)行工況下，活塞敲擊的現(xiàn)象也是千差萬(wàn)別的，主要與發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液循環(huán)的溫度、氣缸組件的潤(rùn)滑情況、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)荷等因素存在一定的關(guān)聯(lián)性。常見的活塞 敲擊現(xiàn)象有如下幾種類型。

1）發(fā)動(dòng)機(jī)在冷起動(dòng)之后的怠速運(yùn)行工況，氣缸的中上部或者缸蓋附近發(fā)出連續(xù)不斷的“嗒嗒嗒”的金屬敲擊聲，有時(shí)也會(huì)有清脆而有節(jié)奏的“鐺鐺鐺”聲，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速的增 加，以及發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度和油溫的升高，這種異常的敲擊聲會(huì)跟隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速或溫度的上升 而逐漸減弱，甚至消失。

2）發(fā)動(dòng)機(jī)在冷起動(dòng)和低溫怠速的運(yùn)行工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)敲擊聲音較??；反之，在熱起動(dòng)和 正常工作溫度情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)敲擊聲卻更加明顯和清晰。

3）發(fā)動(dòng)機(jī)在低轉(zhuǎn)速或者大負(fù)荷輸出的穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)存在著敲擊聲，隨著發(fā)動(dòng) 機(jī)轉(zhuǎn)速的增加和輸出負(fù)荷的降低，敲擊聲會(huì)有所緩解和改善。

4）車輛在加速過程中或者高轉(zhuǎn)速運(yùn)行工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出較明顯的敲擊噪聲，并且在全 負(fù)荷的急加速工況或者在重載爬坡的超負(fù)荷運(yùn)行工況，發(fā)動(dòng)機(jī)的敲擊噪聲會(huì)更加的嚴(yán)重。

5）通過逐缸的排查，發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)的某一個(gè)氣缸發(fā)生異常的活塞敲擊噪聲之后，并將該氣 缸進(jìn)行“斷油”或者“斷火”處理，發(fā)動(dòng)機(jī)的敲擊異響會(huì)有所減弱或消失。

6）發(fā)動(dòng)機(jī)的多個(gè)氣缸都存在活塞敲擊噪聲或異響，加大節(jié)氣門開度之后，敲擊噪聲跟隨 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變得更加的雜亂無(wú)章。

3.6.2　活塞敲擊噪聲的類型

按照活塞組件敲擊噪聲產(chǎn)生機(jī)理和特征原因的不同，活塞敲擊噪聲可以分為三種類型， 分別是活塞頭部與缸壁之間的敲擊、活塞裙部與缸壁的敲擊，以及活塞銷與軸承座之間的敲擊，見表 3-1。因此，嚴(yán)格地來(lái)講，活塞敲擊并不完全等同于俗稱的“敲缸”現(xiàn)象，“敲缸”只能涵蓋活塞敲擊的前兩種類型而已。而第三種類型的活塞銷敲擊，有時(shí)也被稱為連桿小頭的敲擊。 

表 3-1 不同類型的活塞敲擊特征機(jī)理示意

活塞敲擊類型

缸頭敲擊

裙部敲擊

活塞銷敲擊

敲擊激勵(lì)源位置

發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況

中低轉(zhuǎn)速，低負(fù)荷

低轉(zhuǎn)速，中低負(fù)荷

怠速 / 低轉(zhuǎn)速，低負(fù)荷

曲軸角度域特征w

TDC 附近

TDC 后 10° ~ 20°

TDC 前 20° ~ 45° 或者

TDC 附近

聲音特征

鐺鐺鐺

嗒嗒嗒

噠噠噠

噪聲頻率范圍

2000 ~ 8000Hz

1000 ~ 2000Hz

1000 ~ 5000Hz

如圖 

3-26 

所示，對(duì)于前兩種的活塞敲擊類型而言，活塞在往復(fù)運(yùn)動(dòng)過程中缸壁承受的側(cè)向推力 

F

N

方向變換，以及繞活塞銷的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，一般認(rèn)為這兩個(gè)因素是造成活塞頭部或活塞裙部與氣缸壁之間撞擊而產(chǎn)生異常噪聲的最主要原因。其中，活塞沿著氣缸軸向的往復(fù)運(yùn)動(dòng) 

x

p

通常被稱為活塞的主運(yùn)動(dòng)形式，而活塞沿著氣缸徑向或橫向的輕微平動(dòng) 

y

p

，以及活塞本體繞活塞銷的微小轉(zhuǎn)動(dòng)或擺動(dòng)

w

p

，則被稱為活塞的二階運(yùn)動(dòng)形式?；钊亩A運(yùn)動(dòng)將導(dǎo)致氣缸壁承受周期性的沖擊載荷，致使發(fā)動(dòng)機(jī)缸體產(chǎn)生振動(dòng)響應(yīng)，并通過發(fā)動(dòng)機(jī)表面結(jié)構(gòu)的振動(dòng)輻射產(chǎn)生噪聲。同時(shí)，活塞的二階運(yùn)動(dòng)還會(huì)影響到活塞與缸套之間的密封潤(rùn)滑效果，直接關(guān)系到發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦功耗、耐久可靠性、動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性等性能水平。因此，在特定的工況載荷條件下，考慮活塞氣缸組件的熱變形和彈性變形，通過曲柄連桿系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型和缸壁邊界流體動(dòng)力潤(rùn)滑模型的仿真分析，預(yù)測(cè)和優(yōu)化活塞的二階運(yùn)動(dòng)特征，也是活塞組件產(chǎn)品在發(fā)動(dòng)機(jī)先期開發(fā)設(shè)計(jì)階段的重要內(nèi)容。

圖 3-26 活塞主運(yùn)動(dòng)和二階運(yùn)動(dòng)的示意圖

3.6.3　活塞敲缸的機(jī)理分析

所有類型的往復(fù)活塞式汽車發(fā)動(dòng)機(jī)，都會(huì)在上止點(diǎn)（TDC）和下止點(diǎn)（BDC）位置附近發(fā)生活塞側(cè)向力 FN的作用力方向改變。以圖 3-27 為例，在曲軸順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)的發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮行程，缸內(nèi)氣體作用力 Pg和往復(fù)慣性力 Fj在活塞銷中心的合成力為 F∑，而合成力 F∑ 沿著連桿中心線在活塞側(cè)向力分量 FN垂直于氣缸中心線，并且 FN的作用力方向是從氣缸的主推力側(cè)（Thrust Side，TS）指向止推力側(cè)（Anti-thrust Side, ATS）。當(dāng)曲柄旋轉(zhuǎn)越過上止點(diǎn)之后，在發(fā)動(dòng)機(jī)的膨脹行程，活塞側(cè)向力 FN的作用力方向?qū)l(fā)生改變，從止推力側(cè)朝向主推力側(cè)。由于活塞與缸壁之間不可避免地存在著間隙，這種活塞側(cè)向力 FN的周期性變化，必然會(huì)導(dǎo)致活塞沿著氣缸徑向的二階運(yùn)動(dòng) yp形式的變化，從而導(dǎo)致活塞持續(xù)來(lái)回地敲擊氣缸壁?；钊脫糇饔昧Φ膹?qiáng)度主要取決于 yp的變化率（包括速度和加速度）、活塞與缸壁的間隙和活塞的質(zhì)心慣量。

圖 3-27 上止點(diǎn)附近的活塞側(cè)向力變化分析示意圖

其實(shí)，由于活塞存在繞活塞銷中心的搖擺轉(zhuǎn)動(dòng)形式wp、活塞或缸套的熱變形和彈性變形， 以及活塞與缸壁之間的不同摩擦潤(rùn)滑條件等多種復(fù)雜因素影響，所以，活塞與缸壁的敲擊現(xiàn)象 不僅只發(fā)生在上止點(diǎn)或下止點(diǎn)附近，還可以在發(fā)動(dòng)機(jī)各個(gè)行程的任何位置上發(fā)生。只是在上止 點(diǎn)位置附近，發(fā)動(dòng)機(jī)處于排氣行程或者壓縮行程的末期，尤其是在燃?xì)獗l(fā)做功行程開始的初 期階段，缸內(nèi)氣體壓力 Pg通常處于最高值，活塞側(cè)向力 FN換向的變化率也就很大，此時(shí)的活塞敲擊問題就更為強(qiáng)烈和嚴(yán)重。在下止點(diǎn)位置，由于氣缸壓力較小，活塞與缸壁的溫度較低且 潤(rùn)滑條件都較好，活塞側(cè)向力 FN換向的變化率也就較小，活塞的敲擊噪聲問題一般也不明顯， 可忽略不計(jì)。另外，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)在低速的大負(fù)荷輸出工況，或者在中高轉(zhuǎn)速的運(yùn)行工況，活塞承 受的缸體氣體作用力 Pg或往復(fù)慣性力 Fj都會(huì)明顯增大，從而引起側(cè)向力分量 FN在上止點(diǎn)附近換向變化率的增加，也會(huì)導(dǎo)致活塞與缸壁之間敲擊問題的惡化。

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞與氣缸壁之間通常會(huì)有 0.05 ~ 0.10mm 的間隙，對(duì)于不同類型的發(fā)動(dòng)機(jī)， 這個(gè)間隙設(shè)計(jì)值也不同；并且，發(fā)動(dòng)機(jī)在不同溫度環(huán)境或者轉(zhuǎn)速工況下，這個(gè)間隙也不同。一 般情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)在低溫或冷機(jī)條件的間隙較大，熱機(jī)情況的間隙較小。因此，冷起動(dòng)或者低 溫怠速時(shí)的活塞敲擊噪聲尤為突出。

3.6.4　改善活塞敲缸問題的措施方案

發(fā)動(dòng)機(jī)活塞敲缸現(xiàn)象與活塞的動(dòng)力學(xué)特性密切相關(guān)，涉及活塞承受的載荷激勵(lì)控制、活塞與缸壁之間的潤(rùn)滑摩擦特性、氣缸組件的熱力學(xué)特性和相關(guān)零部件的加工工藝控制等。除了燃 燒爆發(fā)壓力與配缸間隙之外，影響活塞敲缸的主要控制因素還包括活塞的質(zhì)量慣性特性、活塞質(zhì)心的位置、活塞銷的中心位置、連桿比、活塞高度、活塞裙部的結(jié)構(gòu)形式、活塞環(huán)的數(shù)量、 曲軸的軸線位置、缸套的厚度和表面處理工藝、機(jī)油的摩擦性能和熱性能，以及低溫或大負(fù)荷 工況的缸壁潤(rùn)滑條件等。

對(duì)于改善或消除活塞敲缸問題的措施方案，可以從兩個(gè)方面進(jìn)行考量。一方面是通過對(duì)氣缸套支撐結(jié)構(gòu)（比如，增加缸套的厚度、肋板和加強(qiáng)筋）或者發(fā)動(dòng)機(jī)表面聲輻射結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改 進(jìn)，降低活塞敲缸噪聲在發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞路徑上的靈敏度；另一方面是從敲擊噪聲激勵(lì)源的控制出發(fā)，減小活塞側(cè)壓力換向過程的沖擊能量，這種方法往往更加的有效和可靠。因此，在實(shí)際的 發(fā)動(dòng)機(jī) NVH 性能工程應(yīng)用開發(fā)中，常見的活塞敲缸噪聲措施方案有如下幾種。

1）活塞銷的偏置：活塞銷孔的偏心設(shè)計(jì)是影響活塞二階運(yùn)動(dòng)的關(guān)鍵參數(shù)，也是提升活塞 運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性、降低發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲、降低摩擦損失、減小活塞側(cè)向力、解決缸套穴蝕與活塞拉缸等 問題的最有效方法，在汽車發(fā)動(dòng)機(jī)活塞的設(shè)計(jì)優(yōu)化中已被廣泛地采用。當(dāng)活塞銷運(yùn)行到上止點(diǎn) 附近，活塞銷偏置可以很大程度地減小活塞的二階運(yùn)動(dòng)幅值，減小活塞換向過程中對(duì)氣缸壁的 撞擊能量，使得沖擊過程更加的平滑柔和。目前，在汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞設(shè)計(jì)中，普遍采用的是 活塞銷孔偏向主推力側(cè)的負(fù)偏置設(shè)計(jì)方案，很少采用正偏置的方案。

2）活塞偏置量的參數(shù)設(shè)計(jì)：具體數(shù)值需要綜合考慮曲柄連桿機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)尺寸、配缸間隙 的范圍、曲軸偏置量和活塞的質(zhì)心慣量等其他因素。一般而言，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)中低轉(zhuǎn)速運(yùn)行工況 的活塞敲缸噪聲問題，加大活塞銷負(fù)偏置的改進(jìn)效果較為明顯，而對(duì)于解決高轉(zhuǎn)速的活塞敲缸 問題，則通常要適當(dāng)?shù)販p小偏置量。

3）曲軸銷的偏置：在汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的常規(guī)設(shè)計(jì)中，曲軸偏置通常會(huì)被作為提高發(fā)動(dòng)機(jī)的充 氣效率和動(dòng)力性的措施方法。通常，曲軸銷軸線朝向氣缸主推力面的偏移設(shè)計(jì)方案，有利于降 低發(fā)動(dòng)機(jī)中低轉(zhuǎn)速工況的活塞敲擊噪聲，有時(shí)也會(huì)與活塞銷偏置方案同時(shí)使用。

4）活塞與缸壁的間隙：在保證活塞工作過程中不發(fā)生卡死或者缸壁刮擦的前提下，應(yīng)盡 可能地減少活塞與氣缸之間的間隙，以降低活塞的橫向運(yùn)動(dòng)動(dòng)能變化率，有利于降低活塞的敲 缸噪聲，但可能會(huì)增加發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦損失功。

5）活塞的質(zhì)心慣量特性：活塞二階運(yùn)動(dòng)過程承受的合力和合力矩直接與活塞慣量特性相 關(guān)，可以通過活塞質(zhì)心位置或者質(zhì)量大小的優(yōu)化設(shè)計(jì)，降低活塞對(duì)氣缸壁的敲擊力。

6）活塞的截面輪廓形狀：采用中凸型變橢圓形或者圓錐形的活塞截面輪廓優(yōu)化設(shè)計(jì)，以 補(bǔ)償適應(yīng)不同溫度環(huán)境和外部載荷激勵(lì)下的活塞動(dòng)態(tài)變形，盡可能地保證發(fā)動(dòng)機(jī)在各種復(fù)雜運(yùn) 行工況下，活塞與氣缸壁之間均勻一致的間隙。

7）活塞與缸壁的潤(rùn)滑條件：在特定的發(fā)動(dòng)機(jī)工況下，改善活塞與氣缸之間的潤(rùn)滑條件， 提高機(jī)油壓力或者油品黏度系數(shù)，能夠降低活塞對(duì)氣缸的敲擊能量。

8）缸內(nèi)燃燒壓力：由于缸內(nèi)氣體壓力曲線對(duì)活塞二階運(yùn)動(dòng)有著非常顯著的影響，如果能夠降低缸內(nèi)壓力曲線的變化率，減小活塞承受的燃燒壓力載荷，也能降低活塞對(duì)缸壁的敲擊能量。

9）連桿長(zhǎng)度：在保持發(fā)動(dòng)機(jī)排量不變的條件下，適當(dāng)?shù)卦黾舆B桿長(zhǎng)度，通常會(huì)有利于降 低活塞的敲缸噪聲。但是，如果連桿的長(zhǎng)度太大，會(huì)增加連桿的重量，增加活塞橫向二階運(yùn)動(dòng) 變化引起的沖擊能量，從而增加活塞的敲缸噪聲。

10）活塞的熱膨脹性能：由于鋁合金材料比合金鋼的熱膨脹系數(shù)大很多，可以在活塞銷座內(nèi)側(cè)位置嵌入熱膨脹系數(shù)約為鋁合金材料 1/10 的低碳鐵鎳合金鋼鑲片（俗稱為恒范鋼或者殷瓦鋼，Invar Nickel Alloy，圖 3-28a），或者采用雙金屬的組合式活塞結(jié)構(gòu)方案（圖 3-28b），或者在鋁合金活塞的頂部采用鐵類材質(zhì)的環(huán)槽結(jié)構(gòu)，以及在活塞裙部增加絕熱槽和膨脹槽的結(jié)構(gòu)設(shè) 計(jì)方案等。以上的措施方案都能夠減小發(fā)動(dòng)機(jī)在特定工況下活塞裙部的熱變形量，或者自動(dòng)調(diào) 整不同工作溫度條件下的配缸間隙，在保證活塞裙部導(dǎo)向作用的前提下，使得活塞與缸壁之間 始終保持合理均勻的間隙。

圖 

3-28 

不同結(jié)構(gòu)類型的熱膨脹調(diào)節(jié)活塞

11）活塞環(huán)的數(shù)量：如果活塞環(huán)的數(shù)量較多，雖然可以限制活塞的二階自由擺動(dòng)，減小活塞的敲擊力，但是數(shù)量增加的活塞環(huán)會(huì)導(dǎo)致活塞組件整體重量的增加，以及活塞與缸壁之間的 摩擦功損失增加，致使活塞與缸套之間的熱態(tài)間隙相對(duì)增加，引起活塞敲缸噪聲的惡化。

3.6.5　活塞銷敲擊的機(jī)理分析

安裝在活塞裙部位置的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)活塞銷，通常是采用厚壁中空管狀形式的優(yōu)質(zhì)合金鋼零部件，其中間部分穿過連桿小頭的孔座，用來(lái)連接活塞本體和連桿部件，并將活塞承受的缸內(nèi) 氣體壓力和慣性力載荷等傳遞到連桿，或者反向地將連桿的承載力傳遞給活塞?；钊N與活塞 銷座孔及連桿小頭襯套孔的連接配合方式主要有兩種，分別是半浮式（Semi   Floating）和全浮式（Full Floating），如圖 3-29 所示。

圖 3-29 不同安裝結(jié)構(gòu)形式的活塞銷組件配合間隙示意圖

“半浮式”的活塞銷一般是在活塞銷中部位置與連桿小頭之間采用緊固螺栓連接，活塞銷      只能在兩端的活塞銷座內(nèi)作自由轉(zhuǎn)動(dòng)，而與連桿小頭之間是相互固定的，沒有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，并且 活塞銷沒有軸向竄動(dòng)，不需要活塞座端面的卡簧或者止動(dòng)鎖片。由于“半浮式”活塞銷的安裝    結(jié)構(gòu)容易產(chǎn)生不均勻磨損和耐久可靠性差等原因，已經(jīng)較少被采用了。

而“全浮式”活塞銷則是大多數(shù)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿組采用的一種安裝結(jié)構(gòu)形式，在發(fā)動(dòng)    機(jī)的正常工作溫度下，活塞銷在連桿小頭襯套和活塞銷座孔內(nèi)都能自由轉(zhuǎn)動(dòng)，使得各個(gè)活塞銷組件能夠均勻地磨損，可以提高活塞銷的疲勞耐久強(qiáng)度。同時(shí)，為了防止“全浮式”活塞銷的    軸向竄動(dòng)刮傷氣缸壁，在活塞銷座兩端一般都會(huì)安裝有軸向定位功能的卡簧或擋圈等部件。

因此，對(duì)于全浮式安裝形式的活塞銷結(jié)構(gòu)而言，活塞銷與連桿小頭和活塞銷座都存在著配 合間隙，通?；钊N與連桿小頭之間是間隙配合，而活塞銷與兩端的活塞銷座是過渡配合。因 此，在特定的發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況下，活塞銷在高溫工作環(huán)境下承受周期性的載荷沖擊變化過程中， 就容易在活塞銷與連桿小頭之間產(chǎn)生不確定性的撞擊現(xiàn)象。隨著車用發(fā)動(dòng)機(jī)的強(qiáng)化程度不斷增 加，缸內(nèi)燃燒壓力載荷和機(jī)械載荷激勵(lì)都不斷地增加，活塞銷與周邊組件的潤(rùn)滑油膜形成越來(lái) 越困難，這有可能會(huì)加劇活塞銷組件之間的反復(fù)撞擊現(xiàn)象，引起異常的敲擊噪聲問題，以及沖 擊耐久和非正常磨損等問題。

3.6.6　常見的活塞銷敲擊現(xiàn)象

與活塞側(cè)向力變換引起活塞與氣缸壁之間的敲缸現(xiàn)象相比，大多數(shù)情況下的活塞銷敲擊現(xiàn)象是活塞銷與連桿小頭或者兩側(cè)活塞銷座之間沿著氣缸中心線方向的縱向沖擊碰撞，少數(shù)情況 下也有卡簧限位超差引起活塞銷軸向竄動(dòng)的沖擊問題發(fā)生。

活塞銷敲擊噪聲通常是一種比較清脆而尖銳的“噠噠”聲，對(duì)活塞銷組件之間的潤(rùn)滑條件、油膜厚度、間隙形狀和活塞銷承受的載荷力變化等都比較敏感，且經(jīng)常發(fā)生在上止點(diǎn)附近 或者上止點(diǎn)之前 20° ~ 40° 的時(shí)刻范圍。比較典型的活塞銷敲擊現(xiàn)象與工況特征有以下幾項(xiàng)。

1）怠速或者中低轉(zhuǎn)速的發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)存在清脆連貫的金屬敲擊聲，并且在 發(fā)動(dòng)機(jī)的空載狀態(tài)或低負(fù)荷輸出時(shí)尤為突出。

2）發(fā)動(dòng)機(jī)溫度對(duì)活塞銷敲擊現(xiàn)象有明顯的影響，冷機(jī)工況與熱機(jī)工況存在明顯的差異， 有時(shí)會(huì)在冷起動(dòng)過程和低溫怠速工況下更加明顯，有時(shí)在發(fā)動(dòng)機(jī)的溫度升高之后，活塞敲擊噪 聲反而會(huì)更加的嚴(yán)重。

3）活塞銷敲擊噪聲與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速相關(guān)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化時(shí)活塞銷敲擊噪聲有明顯的變化， 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增加之后，敲擊噪聲有可能減弱消失，也有可能更加嚴(yán)重。

4）在進(jìn)行氣缸的“斷火”或“斷油”診斷過程中，活塞銷敲擊噪聲現(xiàn)象會(huì)有顯著的差異， 尤其是在“復(fù)火”時(shí)刻，這種敲擊噪聲會(huì)更加的明顯，可用于活塞銷敲擊問題的快速排查與診斷。

根據(jù)活塞銷敲擊噪聲的原因機(jī)理，活塞銷敲擊噪聲的聲源位置是位于連桿小頭中心附近， 但由于曲柄連桿機(jī)構(gòu)始終處于動(dòng)態(tài)的周期性往復(fù)運(yùn)動(dòng)過程，在現(xiàn)場(chǎng)的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲源排查之中很 難精確地識(shí)別判定。通常情況下，連桿小頭的活塞銷敲擊噪聲頻率處于中高頻范圍，聲音較清 脆，而連桿大頭的曲柄銷敲擊噪聲頻率特性要稍低一些，聲音也略微沉悶和鈍重。

3.6.7　改善活塞銷敲擊問題的措施方案 

由于活塞銷組件運(yùn)動(dòng)副之間配合間隙是客觀存在的，在發(fā)動(dòng)機(jī)的各種復(fù)雜工況下，活塞銷 組件之間的相互運(yùn)動(dòng)關(guān)系，涉及曲柄連桿組在高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)過程中的復(fù)雜彈性流體動(dòng)力學(xué)特性， 這就導(dǎo)致在發(fā)動(dòng)機(jī) NVH 性能開發(fā)中無(wú)法完全規(guī)避活塞銷的敲擊噪聲問題。工程上，在發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)的前期階段，通常需要利用 CAE 仿真手段進(jìn)行活塞銷組件的動(dòng)態(tài)潤(rùn)滑性能預(yù)測(cè)分析，重點(diǎn)關(guān)注活塞銷軸心的動(dòng)態(tài)運(yùn)動(dòng)軌跡，而在后期階段，主要通過發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)和實(shí)車試驗(yàn)進(jìn)行評(píng) 價(jià)測(cè)試與優(yōu)化改進(jìn)的驗(yàn)證。 

基于活塞銷敲擊的原理特征，通常從控制活塞銷組件的配合間隙量和間隙形狀，改善活塞銷運(yùn)動(dòng)副之間的潤(rùn)滑油膜特性等方面，以抑制或消除特定工況下活塞銷的敲擊噪聲問題。

活塞銷在承受較大的燃燒爆發(fā)壓力或者慣性力載荷作用下會(huì)發(fā)生垂直方向的翹曲變形，尤其是活塞銷與連桿小頭連接的中間部位變形量最大，影響活塞銷運(yùn)動(dòng)副之間的配合間隙?？梢?通過合理設(shè)計(jì)連桿小頭襯套的不同外觀形線（三角形、拋物線形或超橢圓形等），補(bǔ)償調(diào)整活塞銷與連桿小頭襯套之間在發(fā)動(dòng)機(jī)復(fù)雜工況條件下的配合間隙形狀，改善活塞銷運(yùn)動(dòng)副的潤(rùn)滑性 能，避免潤(rùn)滑油膜的破裂，預(yù)防活塞銷組件之間的接觸撞擊現(xiàn)象。

比如，在連桿小頭的端部設(shè)計(jì)出集油孔，或者在連桿小頭襯套的外表面上設(shè)計(jì)導(dǎo)油槽，或者制造出表面織構(gòu)特征，或者采用斜切形態(tài)的連桿小頭等方式，可以改善活塞銷組件運(yùn)動(dòng)副的 供油量和潤(rùn)滑狀態(tài)，有助于形成高質(zhì)量的油膜，減小運(yùn)動(dòng)組件之間的磨損撞擊，如圖 3-30 所示。同樣的，機(jī)油的溫度也對(duì)活塞銷運(yùn)動(dòng)副之間的油膜性能有密切關(guān)系，機(jī)油黏度還會(huì)影響到 活塞銷運(yùn)動(dòng)副的機(jī)油流量供給。

圖 3-30 連桿小頭及襯套的潤(rùn)滑效果改進(jìn)方案

對(duì)于柴油機(jī)在中高轉(zhuǎn)速或高負(fù)荷運(yùn)行工況的活塞銷高頻敲擊噪聲問題，也有改進(jìn)措施在中空管狀結(jié)構(gòu)的活塞銷內(nèi)安裝雙側(cè)懸臂梁形式的動(dòng)態(tài)吸振器，以降低活塞銷組件在 3500Hz 左右的敲擊噪聲，如圖 3-31 所示。

圖 3-31 內(nèi)置式的雙側(cè)懸臂梁活塞銷動(dòng)態(tài)吸振器

另外，活塞銷的表面熱處理加工工藝關(guān)系到耐磨強(qiáng)度、表面形貌、表面粗糙度和硬度等性能指標(biāo)，也會(huì)影響到耐久工況下活塞銷組件間隙的變化，以及潤(rùn)滑油膜形成的質(zhì)量，進(jìn)而影響 到發(fā)動(dòng)機(jī)耐久磨損之后的活塞銷敲擊噪聲水平。

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。

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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。