平衡轴齿轮传动系统的常见噪声问题

常用的发动机平衡轴机构驱动方式有两种，分别是链传动和齿轮传动。链传动方式具有准确的平均传动比，传动效率高，承载能力强，可远距离的传动，并且能够适应恶劣的工作环境 等优点。但是，链传动方式只能应用于平行轴之间的传动，瞬时传动比的波动率也比较高，刚 性链节的多边形效应（Polygon Effect）还会产生附加的动态载荷和振动，可能引起较明显的传动冲击和振动噪声问题，同时安装维修的成本也较高。相比于链传动方式，齿轮传动具有更加 平稳精确的瞬时传动性能、传动功率的范围更宽、传递效率更高、结构紧凑、可靠性高和维修 保养便捷等优点。虽然带传动方式的噪声较小，但由于传动比的精准稳定度较差，因此不能应 用在发动机平衡轴机构之中。

根据多缸发动机平台化开发的理念和混合动力架构集成的需求，大部分的中小排量汽车发 动机平衡轴机构都选择齿轮传动方式，布置方式主要是集成于曲轴箱底部的油底壳附近，能够 在曲轴部件周围的有限空间范围内，实现平衡轴系统的近距离精准驱动，保证安装配合的精度， 同时也便于润滑油路的设计。然而，平衡轴机构的齿轮传动方式也会存在多种形式的振动噪声 问题，其中最为常见的是啸叫、敲击、高里程 NVH 性能衰减和耐久异响等问题。

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。

2.7.1　平衡轴齿轮传动NVH 问题的案例

下面介绍几种比较典型的乘用车发动机平衡轴机构引起的整车 NVH 问题案例，以及对它们测试、排查、分析的方法。

某款 2.0TD 缸内直喷的涡轮增压汽油发动机，采用直列式 4 缸的全铝合金材质，双顶置的凸轮轴 4 气门结构，气门可以高速连续的可变调节，低惯量的涡轮增压器，集成一体化设计的缸盖和 EGR 废气再循环等技术，最大功率为 140kW，峰值转矩输出为 300N·m。如图 2-22 所示，该款动力总成的双平衡轴机构集成在曲轴箱的下部，安装在第 6 曲柄臂的曲轴驱动斜齿圈齿数为 102，第一平衡轴和第二平衡轴的斜齿轮齿数都为 51、法向模数为 1.35mm、压力角为15°、螺旋角为 26°、齿轮厚度为 12mm。

在搭载该 4 缸发动机的某乘用车型开发过程中，在怠速工况、原地定置的加速和减速工况， 以及小节气门开度低负荷的加速行驶工况，车内和车外都能明显感知到一种高频啸叫声。

整车怠速工况的发动机转速设定为 850r/min，曲轴端主动齿轮与第一平衡轴从动齿轮的啮合阶次为 102 阶，怠速转速下的这对平衡轴齿轮啮合频率就为 1416Hz，图 2-23 所示为发动机舱油底壳附近的近场稳态噪声测试结果，1416.3Hz 附近存在明显的边频带噪声特征，边频调制现象可能与怠速工况发动机转速的波动相关。人耳的噪声敏感频率范围也正好处于 1000Hz 附近，因此这种平衡轴啸叫问题容易被车辆的驾乘人员抱怨和投诉。

图 2-23 怠速工况发动机舱的近场噪声测试时频谱图

同样的，在整车状态下的小节气门开度加速工况，车内驾驶员位置的噪声测试时频谱也存在清晰的 102 阶次特征，如图 2-24 所示，这也对应到双平衡轴机构的曲轴主动齿轮啮合阶次。

图 2-24 小节气门开度加速工况的车内噪声测试时频谱图

某混合动力 SUV 四驱车型搭载了 2. 0TGDI 直列 4 缸发动机和 9 速液力自动变速器的纵置动力总成，发动机的峰值功率达到 180kW，发动机的峰值转矩为 380N·m，并且内置 150kW 大功率的 2 极电机。其中，该款 2.0L 发动机采用了高压中置的燃油直喷，铝合金的缸体、缸盖集成的排气歧管、电子水泵、电控节温器和双涡道涡轮增压器等先进技术，以及在曲轴箱的下 方安装了双平衡轴机构。对于 2 极构型的单电机混合动力系统，发动机的介入程度较深，发动机的工作模式也比较多，会引起各种复杂的动力传动 NVH 问题。

在发动机的中高转速运行工况时，全负荷或者小负荷的加速行驶，此SUV 车型的车内和车外都能明显地感知到发动机舱内存在“哗啦哗啦”的异常金属撞击噪声。如图   2-25   所示，在加速过程的 3000 ~ 5000r/min 范围内，发动机油底壳振动加速度的时频谱测试数据显示有宽频带的异常振动特征，并且振动测试数据的音频回放听觉感受与整车的主观评价相一致。经拆除平 衡轴总成之后，加速过程的异响问题消失，以此判断为双平衡机构齿轮传动系统引起的敲击噪 声问题。

图 2-25 加速工况的油底壳振动测试时频谱图

尤其，在怠速工况和冷车启动后的热车工况，发动机的机油温度较低，油品的减摩性能变 差，平衡轴机构的润滑情况往往较差，齿轮副的间隙往往也偏大一些。此时的发动机运行的稳 定性也较差，那么平衡轴齿轮传动系统敲击啸叫问题的风险就会显著的增加。由于整车缺少路 噪和风噪的声音掩盖效应，怠速工况的平衡轴噪声问题会严重地影响整车的动力声品质水平。 在发动机低转速范围的小节气门开度加速工况，或者在发动机中高转速运行时的大负荷加速工 况，以及混动车型的怠速充电工况，发动机转速波动或者转矩波动通常也较大，平衡轴齿轮传 动系统的敲击问题可能会更加的突出。

另外，由于抵消平衡发动机曲柄连杆惯性载荷的阶次差异，4 缸发动机的双平衡轴齿轮转动速度为发动机转速的 2 倍，而 3 缸发动机单平衡轴机构的齿轮传动比为 1∶1。因此，在发动机的高转速运行范围之内，4 缸发动机的双平衡轴齿轮转速可能会超过 10000r/min，齿轮啮合过程的弹性动态变形等因素会导致齿轮副的传递误差增大，从而导致齿轮传动啸叫噪声问题的 发生概率也会增加。

2.7.2 平衡轴齿轮传动系统 NVH 性能的控制

发动机平衡轴机构的齿轮传动 NVH 性能开发控制技术，是一个系统性的整车 NVH 工程问题，不仅涉及齿轮设计、齿轮制造和轴齿安装维护等方面，整车工况下的发动机曲轴运转状态 也直接影响到平衡轴齿轮的振动噪声性能水平。一般而言，在平衡轴齿轮传动系统的设计阶段， 无法完全准确地预测出齿轮传动的 NVH 性能，只能在发动机台架或者实车上进行平衡轴齿轮传动 NVH 性能的水平评估与问题排查，往往会导致平衡轴技术方案的屡次修改，延长产品的开发周期。因此，就需要从平衡轴齿轮传动的“源头”方案设计，以及整车边界条件的控制方面，共同解决或改善平衡轴机构相关的 NVH 性能问题。

1.平衡轴齿轮的选型设计

尽量选择斜齿轮的齿轮传动方案。在相同重合度的情况下，斜齿轮有更大的啮合面积，齿面压力的分布更加均匀，传动的稳定性高，能够大大地减小齿轮敲击和啸叫的风险。

2.平衡轴齿轮的材料选择

通常情况下，平衡轴的主动驱动齿圈需要压装在曲轴之上，为了保证齿轮传动工作过程中热量传导路径的均匀一致性，驱动齿轮的齿圈或者齿体部分往往选用与曲轴部件相同的材料型 号，以避免热变形引起的齿轮传动 NVH 问题。而对于平衡轴机构的从动齿轮，在强度耐久条件的允许前提下，可以选择阻尼系数更高的粉末冶金或者高分子聚合物等材料，能够显著地改 善平衡轴齿轮传动过程的敲击和啸叫问题。由于平衡重或者平衡块不承受较高的工况载荷，则 也可以选用球墨铸铁或者粉末冶金类型的材料。

3.平衡轴齿轮的宏观参数设计

在相同的齿轮分度圆半径条件下，通过减小齿轮模数或者增加齿轮齿数通常可以提高齿轮传动的 NVH 性能水平。当减小了齿轮模数的设计值之后，为了满足齿轮强度和啮合面积的要求，一般还需要增加齿轮宽度和斜齿轮螺旋角的角度，以提高齿轮啮合的重合度。但是，齿轮 宽度增加之后，齿轮的搅油损失可能会有所增加，发动机的油耗经济性会略有降低。同时，压 力角、齿高系数和重合系数等也都会影响到平衡轴的齿轮传动 NVH 性能，都需要进行多方面性能的综合优化设计。增加齿轮的重合系数，可增加同时刻发生啮合的轮齿对数，齿面载荷的 分布更加的均匀，传递误差变小，能够改善齿轮的啸叫问题。

4.平衡轴齿轮的微观修形参数

在平衡轴齿轮宏观设计参数不变的情况下，对齿轮在齿形（齿轮齿廓）、齿轮齿向、齿距   累积和径向圆跳动等方面的微观修形，成为最容易工程化实施的齿轮传动 NVH 性能优化改进措施。齿形修形是通过在齿顶或齿根附近合理地去除一部分会产生啮合干涉的齿轮渐开线曲线， 减小齿形角度误差和形状误差，调整齿形鼓形量，从而减小啮合冲击，减缓载荷突变，实现平 稳的啮合传动过程。在平衡轴齿轮的传动工作过程中，如果齿轮齿形方向引起了齿轮齿距的改 变，即偏离理想的齿距值，就会产生动态的载荷激励，在啮合过程中不可避免地就会产生冲击、振动和噪声等现象，并有可能导致齿轮早期失效的概率增大。而齿向修形是沿齿宽方向对齿面 进行微量的修整，纠正理论齿面的偏离情况，从而改善载荷在齿轮接触线上分布不均匀的现象，可提高齿轮的承载能力，常用的齿向修形方法有齿向鼓形量修形、齿端修形、螺旋线修形和齿 向多曲率曲线修形等。因此，对于平衡轴齿轮进行合理适当的微观参数修形，可以使齿轮在受 载变形后的齿面压力分布均匀，减轻载荷偏载的现象，可以在一定程度上减小动态的传递误差， 减少啮合过程啮入或啮出的冲击激励，进而提高齿轮传动的 NVH 性能。通常来讲，齿形误差对齿轮啸叫噪声的影响要更大一些，但两者之间并非是简单的线性关系，这与齿轮的宏观形状 参数和齿轮承受的动态转矩等因素都相关。

5.平衡轴齿轮的制造加工

由于平衡轴的驱动齿圈材料一般为合金钢，在齿轮的机械加工之后的热处理环节通常采用了调质、表面渗氮或者磷化处理等工艺，调质热处理能够使齿圈在后续的加热压装过程中变形 更小且连接牢靠，表面渗氮或磷化处理可以提高了齿面强度和耐磨性，都有助于减小齿轮传动 的振动噪声。另外，通过采用齿轮磨齿或者专用涂层等的表面精加工方式，可以提高齿轮的精 度等级，改善齿面的表面粗糙度，消除机械加工纹波效应引起的“鬼频”啸叫问题，都有利于    提高平衡轴齿轮传动的 NVH 性能水平。

6.平衡轴的固定方式与安装架

平衡轴机构的安装固定方式设计要有足够的刚性支撑能力，避免安装架或壳体发生较大的变形，从而导致平衡轴齿轮啮合接触面的畸变，同时还要具有良好的润滑油路设计方案，以保 障平衡轴齿轮运转的润滑减摩效果。

7.平衡轴齿轮的装配工艺

如何减小平衡轴机构零部件及总成的安装误差，也是控制平衡轴齿轮传动 NVH 性能的关键要素之一。曲轴上的驱动齿圈通常是利用过盈配合方式压装在曲轴安装基板之上，可以保证 曲轴与驱动齿圈之间的同轴度、径向和轴向的圆跳动量。如图 2-26 所示，在平衡轴机构安装在发动机曲轴箱的过程中，通常需要通过平衡轴安装架壳体的配垫片，精准调整曲轴驱动齿圈 和平衡轴从动齿轮之间的配合间隙，或者通过平衡轴的轴瓦或者轴承游隙控制齿轮副啮合的间 隙。由于平衡轴齿轮的传动比为固定数值，比如 1∶1 或 1∶2，平衡轴机构的不平衡质量需要进行精准的对位角度安装，并必须有清晰的对中标记，才能准确抵消发动机特定阶次的惯性激励 载荷。

图 2-26 平衡轴机构齿轮传动装配间隙的关键零部件

除了以上的平衡轴齿轮传动的本体设计安装控制要点之外，基于整车的动力系统集成方面角度出发，还有一些措施方案或者设计要素需要重点的考虑。

1.平衡轴齿轮的受力状态

通常情况下，平衡轴机构几乎没有承担转矩或功率输出的要求，平衡轴齿轮的受力状况主 要取决于本身的转动惯性激励载荷。在某些特定情况下，比如整车的瞬时加速或减速、发动机 的起停过程等，平衡轴机构的轴齿系统会受到较大的冲击。典型的整车 NVH 案例就是在大节气门开度或者高负荷的加速过程中，由于曲轴上的平衡轴驱动齿轮的弯曲变形或者扭振变形过 大，引起平衡轴齿轮系统的敲击问题。在这种情况下，除了减小齿轮侧隙的后期改进措施之外， 如果在设计前期将平衡轴机构的初级齿轮传动位置选择在靠近大惯量特性的飞轮侧曲拐附近， 能够提高曲轴的刚度特性，如图 2-27 所示，因此能显著地改善曲轴工作变形导致的平衡轴齿轮敲击或者啸叫等问题。

图 2-27 平衡轴机构的齿轮传动布置方式示例

2.曲轴转速波动和扭振的控制

由于平衡轴机构主驱动齿轮的转速波动或者扭转振动是引起平衡轴齿轮传动系统敲击问题的主要根源，尤其是低温环境的怠速工况、强制充电的怠速工况，以及高转速的大节气门开度 加速工况，发动机运转的稳定性往往较差，发动机低阶次成分的扭转振动或者弯曲载荷激励的 幅值较大。工程上，常采用大惯量的曲轴前端带轮、带 TVD（Torsional Vibration Damper）扭转减振器的带轮、飞轮惯量的优化改进、DMF（Dual Mass Flywheel）双质量飞轮，以及离合器接合的滑动摩擦策略优化等措施，以降低整车状态下的曲轴扭振和转速波动。

3.齿轮传动振动噪声路径的衰减

一方面，可以通过采用高阻尼和低声辐射效率的油底壳材料，或者采用耐油阻燃性能较好 的声学材料包裹油底壳，以降低平衡轴机构齿轮传动噪声的“空气声”路径传递。另一方面，      平衡轴机构可以采用剪刀齿轮、橡胶减振齿轮或者非金属材质齿轮的措施方案，可动态补偿齿 轮啮合过程的传动误差，降低齿轮敲击现象的撞击能量，以解决齿轮之间的敲击噪声问题，但 可能会增加齿轮啸叫问题的风险，如图 2-28 所示。

2.7.3　橡胶减振齿轮在平衡轴机构中的应用

如图2-29 所示，平衡轴的橡胶减振齿轮（Rubber Damped Gear，RDG）又被称为“去耦合”齿轮或者弹性齿轮，主要由外齿圈、内圈轮毂和内嵌缓冲橡胶层的三部分组成，中间层的橡胶通过硫化工艺固接在外齿圈和内层轮毂之间。减振齿轮的中间层橡胶材料通常为氢化丁腈胶（Hydrogenate Nitrile，HNBR），由于这种橡胶减振齿轮的结构简单，成本相对较低，橡胶弹性元件可以有效隔离曲轴转速波动对平衡轴齿轮传动系统的负面影响，还能缓冲齿轮之间的敲击过程，同时降低齿轮敲击时刻的冲击速度，吸收齿轮敲击过程的冲击能量。

橡胶减振齿轮的外齿圈可以采用金属合金材料，以提升齿轮副的啮合精度，不仅增强了外齿圈的耐磨性，还提高平衡轴齿轮传动的耐久可靠性。内圈轮毂可以采用合金钢材料或者粉末冶金材料，其中粉末冶金材料的阻尼系数更高，工艺制造性也更好。另外，平衡轴配重组件可以与橡胶齿轮进行一体化设计，减少发动机内部的空间布置需求。

例如，某1.5L 涡轮增压直列式3 缸发动机搭载到插电混合动力PHEV 乘用车型之上，在怠速充电工况存在明显的平衡轴齿轮敲击噪声，经多轮次的方案改进与试验验证，最终采用如图2-30 所示的单平衡轴机构工程解决方案。考虑到3 缸发动机平衡轴齿轮的转动速比相对较低，在通过强度耐久性能测试验证的前提下，曲轴主动轮和平衡轴从动轮都采用了中间层邵氏硬度65HSC 的橡胶减振轮方案，齿圈和轮毂则分别采用了不同牌号的粉末冶金材料，两个平衡配重块也都为粉末冶金材料。

2.7.4　剪刀齿轮在平衡轴机构中的应用

剪刀齿轮（Scissor Gear）属于消隙齿轮（Anti-backlash Gear），是在发动机平衡轴机构中应用的一种特殊齿轮类型，俗称为平衡轴错齿。它能够自动补偿齿侧间隙，始终保持齿轮之间 的无间隙啮合方式，解决齿轮侧隙引起的齿轮敲击问题。与橡胶减振齿轮、线圈或弧形弹簧式 的消隙齿轮相比，剪刀齿轮具有较好的转矩承载能力、抗冲击性能和耐久可靠性，适用于中   / 大排量发动机平衡轴机构的从动齿轮系统。图 2-31 所示为某 2.0T 涡轮增压 4 缸汽车发动机采用的剪刀齿轮平衡轴设计方案总布置形式。

平衡轴剪刀齿轮主要由主齿轮、副齿轮、扭转弹簧、卡簧、垫片和定位销等零部件组成。 通常，主齿轮的宽度较大，主要作用为承载传递的动力载荷，而相对较宽的副齿轮，又被称为 浮动齿轮，主要是用于补偿齿轮侧隙，如图 2-32 所示。主齿轮与副齿轮为同轴安装，两者之间可以相互自由转动，而剪形或 C 形的扭转弹簧通过定位销安装在主 / 副齿轮之间，并利用扭转弹簧的张紧力，使主 / 副齿轮组件与主动齿轮始终保持紧密的接触状态，动态补偿齿轮副的齿侧间隙，以解决转速或转矩波动引起的齿轮敲击噪声问题。因为剪刀齿轮组件的齿轮侧隙是自 动补偿的，即使齿轮副发生了不均匀的磨损，齿隙仍然可以被消除。同时，弹性的卡簧挡圈或 垫片等部件共同产生轴向压力，固定与限制齿轮组件的轴向窜动。

其实，剪刀齿轮组件也是一种单自由度的扭转振动阻尼系统，能够衰减平衡轴机构运转过 程的扭转振动和冲击，但是由于扭转弹簧剪切力的预紧作用，使啮合齿面之间的正压力增大， 这会增加齿轮啸叫噪声问题的风险。因此，剪刀弹簧齿轮组件中扭转弹簧的预紧力大小直接影 响到齿轮敲击和齿轮啸叫的噪声水平。如果扭簧的张紧力较小，则无法完全补偿特定工况下转 速波动引起的齿轮侧隙，导致齿轮敲击噪声明显；如果扭簧的张紧力太大，齿轮啮合过程的齿 面压力载荷也增大，齿轮变形也会增加，齿面压力分布的均匀性会降低，齿轮传递误差引起的 啸叫噪声问题就更加的突出。所以，在实际的整车动力 NVH 性能开发过程中，通常是在保证平衡轴机构剪切齿轮的最小扭转弹簧刚度条件下，充分验证各种整车工况下不发生敲击问题， 再对特定工况和转矩载荷情况的齿轮啸叫问题进行改进优化。

2.7.5　非金属齿轮在平衡轴机构中的应用

乘用车发动机平衡轴机构的齿轮本体或者齿圈材料，通常是选用 16MnCr5、42CrMnS4、20CrMo 或 20CrMnTiH 等低碳合金钢材料，并采用调质热处理和表面处理等工艺进行加工制造而成，不仅齿轮加工的工序复杂，总体的重量也较高。因此，行业内也有将先进的高分子聚合 物热塑性材料应用到平衡轴齿轮的加工制造之中，目前主要有芳纶纤维和 PEEK 两种材料类型， 有时也被称为平衡轴的树脂齿轮，如图 2-33 所示。

芳纶纤维是一种合成纤维，具有低摩擦系数、低密度、高强度和高弹性模量等优点，在高温下可以实现不分解和不融化，是一种优良的绝缘抗老化材料。芳纶纤维增强塑料齿轮可以减 轻齿轮的重量，并且减小齿轮的尺寸大小。但是，芳纶纤维齿轮在较高负载和旋转速度的条件 下，存在较高且较为稳定的材料磨损率，因此只适合低载荷和低转速运行工况的平衡轴齿轮。

PEEK（Poly Ether Ketone）是在 1978 年由英国帝国化学工业公司开发出的一种半结晶高性能热塑性工程塑料，中文名称为聚醚醚酮。它具有低密度、低吸湿性、耐高温性、自润滑性、耐腐蚀性、阻燃性、耐水解性、耐磨损性和抗疲劳性等优良的力学、化学和热学综合性能。以PEEK 为基材的增强纤维平衡轴齿轮可以在较大负载条件下实现齿轮动力传递，并且磨损率明显低于大多数的高分子聚合物材料齿轮，但在滑移率和高负载条件下仍然存在表面熔化和接触 疲劳失效的缺点。

利用嵌件注塑（Insert Molding）工艺，这些高性能的热塑性材料可以与金属材料的齿圈或轮毂、中间橡胶减振层等进行一体化的快速成型加工制造。

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

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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。